本发明涉及空调器设备技术领域，具体而言，涉及一种空调器。
背景技术：
现有技术中，空气源热泵的制热能力随室外环境温度下降迅速衰减，导致空气源热泵的制热能力无法满足用户的需求。现有技术中一般采用双级或准二级压缩中间补气增焓技术，但均存在补气混合损失、回流损失，采用双级补气还存在流动阻力损失等问题，使得在一定程度上限制了压缩机的补气增焓技术效果的发挥。
现有技术中还采用通过第二气缸变容控制切换为压缩模式以抽吸一级节流闪发的中压气态制冷剂从而对主制冷剂流路产生过冷效果，也可以切换为非压缩模式使得制冷循环变成常规单级循环。采用该实施方式时，当第二气缸为非压缩模式时仍然存在滚子与上、下法兰和气缸壁之间的滑动摩擦损失，导致压缩机效率相比单级压缩机有所下降。另，现有技术中的变容控制结构较为复杂，降低了空调器的可靠性。
技术实现要素：
本发明的主要目的在于提供一种空调器，以解决现有技术中空调器效率低的问题。
为了实现上述目的，根据本发明的一个方面，提供了一种空调器，包括相连通的压缩机、第一换热器、补气过冷装置、第二换热器、气液分离器；其中，压缩机包括泵体结构，泵体结构包括至少一个气缸，气缸包括主工作腔和辅助工作腔，主工作腔和辅助工作腔均具有吸气口和排气口；辅助工作腔的吸气口可选择地与气液分离器或补气过冷装置相连通。
进一步地，空调器包括：吸气管路，吸气管路的第一端与辅助工作腔的吸气口相连通，吸气管路的第二端可选择地与气液分离器或补气过冷装置相连通，其中，连通辅助工作腔的吸气口与气液分离器的管路上设置有第一阀门。
进一步地，补气过冷装置的进口端与第一换热器的出口端相连通，补气过冷装置的出口端与第二换热器的进口端相连通，补气过冷装置还包括辅路，辅路的一端与第一换热器的出口端相连通，辅路的另一端与辅助工作腔的吸气口相连通，辅路上设置有第一节流装置。
进一步地，气缸包括：第一气缸，第一气缸内形成有多个腔体，各腔体均具有吸气口及排气口，多个腔体中的至少一个腔体形成主工作腔，或者，多个腔体中的至少一个腔体形成辅助工作腔。
进一步地，第一气缸包括第一滑片和第二滑片，第一滑片和第二滑片将第一气缸的内腔分隔成第一腔体和第二腔体，第一腔体形成主工作腔，第二腔体形成辅助工作腔。
进一步地，第一腔体具有第一吸气口和第一排气口，第一吸气口与第二换热器相连通，第一排气口与第一换热器相连通，第二腔体具有第二吸气口和第二排气口，第二吸气口可选择地与第二换热器或补气过冷装置相连通，第二排气口与第一排气口相连通。
进一步地，气缸包括：第二气缸和第三气缸，第二气缸位于第三气缸的上方，第二气缸具有第三腔体，第三腔体具有第三吸气口和第三排气口，第三吸气口与第二换热器相连通，第三排气口与第一换热器相连通，第三气缸具有第四腔体，第四腔体具有第四吸气口和第四排气口，第四吸气口可选择地与气液分离器或补气过冷装置相连通，第三腔体形成主工作腔，第四腔体形成辅助工作腔。
进一步地，补气过冷装置包括：闪发器，闪发器的进液管路与第一换热器的出口端相连通，闪发器的出液管路与第二换热器的进口端相连通，闪发器的出气口与辅助工作腔的吸气口相连通，其中，闪发器的出气口与辅助工作腔的吸气口之间设置有第二阀门。
进一步地，第四腔体的容积与第三腔体的容积比为Q1，其中，0.05≤Q1≤0.25。
进一步地，第二腔体的容积与第一腔体的容积比为Q2，其中，0.05≤Q2≤0.25。
应用本发明的技术方案，空调器包括相连通的压缩机、第一换热器、补气过冷装置、第二换热器、气液分离器。其中，压缩机包括泵体结构，泵体结构包括至少一个气缸，气缸包括主工作腔和辅助工作腔，主工作腔和辅助工作腔均具有吸气口和排气口。辅助工作腔的吸气口可选择地与气液分离器或补气过冷装置相连通。通过将辅助工作腔的吸气口设置成可选择地与气液分离器或补气过冷装置相连通，有地避免了当泵体结构中的主工作腔处于有效压缩状态时，辅助工作腔中产生摩擦损失的问题。提高了泵体结构的宽工况运行时的性能系数，并简化了压缩机结构，提高了空调器的工作效率。
附图说明
构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：
图1示出了根据本发明的空调器的压缩机气缸实施例一的结构示意图；
图2示出了图1中空调器的压缩机气缸实施例二的结构示意图；
图3示出了图1中空调器的控制系统实施例一的结构示意图；以及
图4示出了图1中空调器的控制系统实施例二的结构示意图。
其中，上述附图包括以下附图标记：
10、压缩机；11、第一气缸；12、第一滑片；
121、吸气口；
13、第二滑片；131、吸气口；132、滚子；
14、第二气缸；15、第三气缸；20、第一换热器；30、补气过冷装置；31、辅路；32、闪发器；40、第二换热器；50、管路；51、管路；52、吸气管路；53、管路；60、气液分离器；71、第一阀门；72、节流装置；73、第二阀门；74、节流装置；75、节流装置。
具体实施方式
需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。
需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、操作、器件、组件和/或它们的组合。
需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的术语在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式例如能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。此外，术语“包括”和“具有”以及他们的任何变形，意图在于覆盖不排他的包含，例如，包含了一系列步骤或单元的过程、方法、系统、产品或设备不必限于清楚地列出的那些步骤或单元，而是可包括没有清楚地列出的或对于这些过程、方法、产品或设备固有的其它步骤或单元。
为了便于描述，在这里可以使用空间相对术语，如“在……之上”、“在……上方”、“在……上表面”、“上面的”等，用来描述如在图中所示的一个器件或特征与其他器件或特征的空间位置关系。应当理解的是，空间相对术语旨在包含除了器件在图中所描述的方位之外的在使用或操作中的不同方位。例如，如果附图中的器件被倒置，则描述为“在其他器件或构造上方”或“在其他器件或构造之上”的器件之后将被定位为“在其他器件或构造下方”或“在其他器件或构造之下”。因而，示例性术语“在……上方”可以包括“在……上方”和“在……下方”两种方位。该器件也可以其他不同方式定位(旋转90度或处于其他方位)，并且对这里所使用的空间相对描述作出相应解释。
现在，将参照附图更详细地描述根据本申请的示例性实施方式。然而，这些示例性实施方式可以由多种不同的形式来实施，并且不应当被解释为只限于这里所阐述的实施方式。应当理解的是，提供这些实施方式是为了使得本申请的公开彻底且完整，并且将这些示例性实施方式的构思充分传达给本领域普通技术人员，在附图中，为了清楚起见，有可能扩大了层和区域的厚度，并且使用相同的附图标记表示相同的器件，因而将省略对它们的描述。
结合图1至图4所示，根据本发明的实施例，提供了一种空调器。
具体地，该空调器包括相连通的压缩机10、第一换热器20、补气过冷装置30、第二换热器40、气液分离器60。其中，压缩机10包括泵体结构，泵体结构包括至少一个气缸，气缸包括主工作腔和辅助工作腔，主工作腔和辅助工作腔均具有吸气口和排气口。辅助工作腔的吸气口可选择地与气液分离器60或补气过冷装置30相连通。
在本实施例中，通过将辅助工作腔的吸气口设置成可选择地与气液分离器60或补气过冷装置30相连通，有地避免了当泵体结构中的主工作腔处于有效压缩状态时，辅助工作腔中产生摩擦损失的问题。提高了泵体结构的宽工况运行时的性能系数，并简化了压缩机结构，提高了空调器的工作效率。
进一步地，空调器包括吸气管路52。吸气管路52的第一端与辅助工作腔的吸气口相连通，吸气管路52的第二端可选择地与气液分离器60或补气过冷装置30相连通，其中，辅助工作腔的吸气口与气液分离器60之间设置有第一阀门71。根据压缩机的运行工况，通过控制第一阀门71的打开或关闭，控制辅助工作腔的吸气口与气液分离器60的导通，提高了压缩机的压缩性能，增加了压缩机的实用性。
补气过冷装置30的进口端与第一换热器20的出口端相连通，补气过冷装置30的出口端与第二换热器40的进口端相连通，补气过冷装置30还包括辅路31，辅路31的一端与第一换热器20的出口端相连通，辅路31的另一端与辅助工作腔的吸气口相连通，辅路31上设置有第一节流装置72。这样设置同样能够根据压缩机的运行工况，控制第一节流装置72的打开或是关闭，进而控制辅助工作腔是否进行补气。这样设置使得从第一换热器20的出口端排出的冷媒经辅路31进入补气过冷装置30进行热交换从而被过冷。
其中，气缸还包括第一气缸11。第一气缸11内形成有多个腔体(如图1中的A和B所示)，各腔体均具有吸气口(如图1中吸气口121、吸气口131所示，滚子1302设置于气缸内)及排气口(图中未示出)，多个腔体中的至少一个腔体形成主工作腔或者多个腔体中的至少一个腔体形成辅助工作腔。这样设置能够有效地简化了压缩机泵体结构，提高了泵体结构的压缩性能。
如图1所示，第一气缸11包括第一滑片12和第二滑片13，第一滑片12和第二滑片13将第一气缸11的内腔分隔成第一腔体和第二腔体。第一腔体具有第一吸气口和第一排气口，第一吸气口与第二换热器40相连通，第一排气口与第一换热器20相连通，第二腔体具有第二吸气口和第二排气口，第二吸气口可选择地与第二换热器40或补气过冷装置30相连通，第二排气口与第一排气口相连通。这样设置能够使得第二腔体可以根据压缩机实际工况选择与第二换热器40或补气过冷装置30相连通。其中，第一腔体为主工作腔，第二腔体为辅助工作腔。
气缸包括第二气缸14和第三气缸15，第二气缸14位于第三气缸15的上方，第二气缸14具有第三腔体，第三腔体具有第三吸气口和第三排气口，第三吸气口与第二换热器40相连通，第三排气口与第一换热器20相连通，第三气缸15具有第四腔体，第四腔体具有第四吸气口和第四排气口，第四吸气口可选择地与气液分离器60或补气过冷装置30相连通，第三腔体形成主工作腔，第四腔体形成辅助工作腔。这样设置能够使得第四腔体可以根据压缩机实际工况选择与第二换热器40或补气过冷装置30相连通，有效地增加压缩机的性能。
泵体结构包括消音腔，辅助工作腔的排气口与主工作腔的排气口与消音腔的进口相连通，消音腔的出口与第一换热器20相连通。这样设置能够使得从辅助工作腔的排气口和主工作腔的排气口排出的气体经消音腔消音后排出压缩机，能够有效地降低压缩机的噪音。
当然，在本实施例中的补气过冷装置30，还可以设置成闪发器32。其中，闪发器32的进液管路与第一换热器20的出口端相连通，闪发器32的出液管路与第二换热器40的进口端相连通，闪发器32的出气口与辅助工作腔的吸气口相连通，其中，闪发器32的出气口与辅助工作腔的吸气口之间设置有第二阀门73。这样设置能够同样起到增加压缩机的压缩性能提高空调器的运行效率。
为了进一步优化压缩机性能，将压缩机中的腔体设置成第四腔体的容积与第三腔体的容积比为Q1，其中，0.05≤Q1≤0.25。将第二腔体的容积与第一腔体的容积比设置为Q2，其中，0.05≤Q2≤0.25。
如图3所示，图中示出了管路50包括与辅路31出口端连接的管路51，管路51与吸气管路52相连通，连接在吸气管路52与气液分离器60之间的管路53上设置有第一阀门71。当第一节流装置72打开时，第一阀门71关闭，当第一节流装置72关闭时，第一阀门71打开。
具体地，空调器循环制冷剂流路上具有压缩机10、室外换热器即第二换热器40、室内换热器即第一换热器20、过冷装置即补气过冷装置30、辅路节流装置即节流装置72、主路节流装置即节流装置74、气液分离器60和电磁二通阀即第一阀门71。其中，压缩机10具有第一压缩腔和第二压缩腔，第一压缩腔具有第一吸气口和第一排气口，第二压缩腔具有第二吸气口和第二排气口。压缩机10的第一吸气口与气液分离器60的出口相连通，第二吸气口依次与过冷装置的辅路、辅路节流装置和室内换热器相连通，第一排气口、第二排气口依次与室内换热器、过冷装置的主路通道、主节流装置、室外换热器和气液分离器的入口相连通。并行压缩热泵循环中压缩机的第二吸气口还通过电磁二通阀与气液分离器的出口相连通，并且通过电磁二通阀和辅路节流装置的开和关可选择性切换制冷剂流路实现主路再过冷或无再过冷循环。
结合附图1至图3，当电磁二通阀关闭，辅路节流装置打开时，实现主路再过冷循环，具体地，制冷剂在室外换热器内吸热蒸发气化后进入气液分离器进行气液分离，低压制冷剂气体经第一吸气口进入第一压缩腔内压缩至高压过热气体，从第一排气口排出至压缩机内的消声腔，流经电机绕组并对其冷却后从压缩机的排气口排出至室内换热器，高压过热气体在室内换热器内冷凝放热并被过冷后分为主路和辅路。辅路制冷剂经辅路节流装置节流降至中压两相制冷剂进入过冷装置的辅路通道吸热蒸发气化，主路制冷剂进入过冷装置的主路通道被进一步过冷后经主节流装置节流降压为两相制冷剂后进入室外换热器。过冷装置辅路通道出来的中压制冷剂气体进入压缩机的第二压缩腔并被压缩至高压过热气体从第二排气口排出至压缩机内的消音腔，在消声腔内与第二压缩腔排除的高压过热气体汇合后流经电机绕组，最后从压缩机的排气口排至室内换热器。此时，过冷装置对主路制冷剂具有再过冷效果，降低进入室外换热器的制冷剂比焓从而增大进出口比焓差并降低了第一压缩腔的单位制热量的功耗，而第二压缩腔的单位制热量的功耗更低而容积制热量更高，相对常规单级压缩热泵装置，从总体上提高了热泵装置的制热性能系数和制热量，同时第二压缩腔的排气压力与第一压缩腔相同但排气温度较低从而降低了排气混合后的温度，电机冷却得到有效改善。
如图3所示，当电磁二通阀打开，辅路节流装置关闭时，主路无再过冷循环，与主路再过冷循环不同的是，气液分离器出口的低压气体同时进入压缩机的第一、二吸气口并被压缩至高压过热气体，而室内换热器出来的过冷制冷剂全部流经过冷装置的主路。此时过冷装置对主路制冷剂不具备再过冷效果，而第二压缩腔仍处于有效压缩模式，不存在无效压缩导致的滑动摩擦损失。相对单级压缩热泵装置，有效地提高了空调器的制热量得到有效地提升。其中，图中的字母C和字母D分别表示室外机和室内机区域。
热泵装置在大部分工况在再过冷模式下运行，仅少数工况下在无再过冷模式下运行，如热泵装置启动初期、低负荷及小压比运行工况等。因此，相对单级压缩热泵装置，季节制热性能系数提升。在本实施例中的第二压缩腔即第四腔体和第一压缩腔即第三腔体的有效内容积比为0.05～0.25，进一步优化的内容积比为0.08～0.15。
本实施例中的辅路节流装置可以设置成带有阀闭功能的电子膨胀阀，或带有阀闭功能的电子膨胀阀串联有毛细管的节流组件，主路节流装置为电子膨胀阀或毛细管等。
其中，过冷装置为具有双侧制冷剂通道的中间换热器。如图3所示，图中的过冷装置的双侧制冷剂为逆流布置形式，作为替代方案也可以采用顺流布置形式，这样设置同样能够起到提高空调器的制热性能系数。
如图4所示，为空调器的一种替代实施例系统图，与上述实施例不同的是，图4中的过冷装置的形式由中间换热器被替换为闪发器形式，相应辅路节流装置被替换为主路第一节流装置75，主路节流装置则变为主路第二节流装置即图4中的节流装置74，同时增加了电磁二通阀73。该替代实施例中，室内换热器出来的过冷制冷剂经第二节流装置节流降至中压两相状态，进入过冷装置中气液分离，分离出来的气体进入压缩机的第二压缩腔，分离出来的液体经第二节流装置、室外换热器和气液分离器进入压缩机的第一压缩腔，经第一、二压缩腔压缩至高压过热制冷剂气体进入压缩机的消声腔内，流经电机绕组后由压缩机的排气口排至室内换热器。关闭电磁二通阀即图4中第一阀门71，打开电磁二通阀即图4中第二阀门73则过冷装置对主路制冷剂具有再过冷效果。相反，打开电磁二通阀即第一阀门71，关闭电磁二通阀即第二阀门73，过冷装置对主路制冷剂无再过冷效果，此时气液分离器出来的低压制冷剂气体同时进入压缩机的第一、二压缩腔。该实施例过冷装置中不存在换热温差，因此在再过冷模式下运行时具有较高的过冷效果。该替代实施例中的第一、二节流装置可以是电子膨胀阀、毛细管等，第一阀门71、第二阀门73也可以由具有同等功能的电磁三通阀替代。该实施例中的过冷装置可以为双向闪发器，并增加必要的四通换向阀实现制冷功能。
如图2所示，与附图1不同的是，附图1为单缸双压缩腔，而替代实施例为双缸双压缩腔，两种实施例中的第二压缩腔与第一压缩腔的有效容积比相同，且技术效果相同。因此该替代实施例中的两个缸尺寸的比例应当做适当调整，比如对于R410A空气源热泵型空调，3.5kW额定热量所需变频压缩机的第一压缩腔的容积排量为10cm3/rev，则按内容积比0.1计算，第二压缩腔的容积排量为1cm3/rev。
以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。