热泵系统和热泵系统的控制方法与流程

1.本公开涉及热泵技术领域，特别涉及一种热泵系统和热泵系统的控制方法。


背景技术：

2.热泵技术利用电力和合适的低品位热源，使用热泵系统提供热能，实现建筑供暖、生活热水等热量需求，是电力高效转化为热量的最佳途径。
3.热泵系统具有环保、节能、高效的优点，近年来，在大型集中供暖系统的应用越来越广泛。在冬季，热源温度低至-15℃时，热泵系统制取50℃的热水，所需压缩机运行压比高达9.0。而现有的热泵系统主要采用双级离心压缩机作为压缩装置，双级离心压缩机最高压比约为4.5，而热泵系统在制热模式运行时所需的运行压比远超出双级离心压缩机压比极限。在夏季，热泵系统在制冷模式运行时，压缩装置运行压比为3.0。从而，双级离心压缩机难以匹配热泵系统在制热模式运行时的高压比和在制冷模式运行时的低压比。


技术实现要素：

4.本公开的目的在于提供一种热泵系统和热泵系统的控制方法，旨在解决相关技术中双级离心压缩机难以匹配在制热模式运行时的高压比和在制冷模式运行时的低压比的问题。
5.本公开第一方面提供一种热泵系统，包括冷媒循环回路，所述冷媒循环回路包括主冷媒管路和通过主冷媒管路顺次连接的蒸发器、压缩装置、冷凝器和节流装置，所述热泵系统具有制冷模式和制热模式；
6.所述压缩装置包括通过主冷媒管路串接的低压级压缩机和高压级压缩机，所述低压级压缩机的进口通过主冷媒管路连接所述蒸发器，所述低压级压缩机的出口通过主冷媒管路连接所述高压级压缩机的进口，所述高压级压缩机的出口通过主冷媒管路连接所述冷凝器；
7.所述冷媒循环回路还包括切换装置，所述切换装置与所述主冷媒管路连接，被配置为使所述冷媒循环回路在所述制冷模式下具有单台压缩机工作状态，在所述制热模式下具有双台压缩机工作状态，在所述单台压缩机工作状态，所述高压级压缩机压缩所述冷媒循环回路中的冷媒，所述低压级压缩机停止压缩所述冷媒，在所述双台压缩机工作状态，所述低压级压缩机和所述高压级压缩机串联并压缩所述冷媒；
8.所述高压级压缩机的压比被配置为在所述单台压缩机工作状态下满足所述热泵系统在所述制冷模式下所述压缩装置所需压比；
9.所述低压级压缩机的压比被配置为在所述双台压缩机工作状态下与所述高压级压缩机共同满足所述热泵系统在所述制热模式下所述压缩装置所需压比。
10.在一些实施例的热泵系统中，
11.所述高压级压缩机的压比被配置为所述热泵系统在所述制冷模式下所述压缩装置所需压比的1.02～1.06倍；和/或
12.所述低压级压缩机的压比被配置为在所述双台压缩机工作状态下与所述高压级压缩机共同满足所述热泵系统在所述制热模式下所述压缩装置所需压比时所述低压级压缩机所需承担的压比的1.04～1.06倍。
13.在一些实施例的热泵系统中，所述切换装置包括：
14.旁通部，包括与所述低压级压缩机并联地连接于所述主冷媒管路的旁通管路；和
15.切换部，被配置为可选择地使所述旁通管路和所述低压级压缩机之一接入所述冷媒循环回路，另一与所述冷媒循环回路断开。
16.在一些实施例的热泵系统中，所述切换部包括第一切换阀，所述第一切换阀设置于所述旁通管路上，被配置为控制所述旁通管路的通断。
17.在一些实施例的热泵系统中，所述冷媒循环回路还包括：
18.闪发器，连接于所述冷凝器和所述蒸发器之间的所述主冷媒管路上；和
19.补气管路，连接所述闪发器的气体出口与所述压缩装置，被配置为向所述压缩装置补气。
20.在一些实施例的热泵系统中，所述补气管路包括：
21.第一补气支路，连接于所述闪发器的气体出口与所述高压级压缩机的进口之间；和/或
22.第二补气支路，连接于所述闪发器的气体出口与所述高压级压缩机的补气口之间。
23.在一些实施例的热泵系统中，所述冷媒循环回路还包括：
24.串联补气控制阀，设置于所述第一补气支路上，被配置为控制所述第一补气支路的通断；和
25.高压级补气控制阀，设置于所述第二补气支路上，被配置为控制所述第二补气支路的通断。
26.在一些实施例的热泵系统中，所述节流装置包括通过所述主冷媒管路连接的第一节流部和第二节流部，所述闪发器位于所述第一节流部和所述第二节流部之间的所述主冷媒管路上。
27.在一些实施例的热泵系统中，所述闪发器安装于所述冷凝器上。
28.在一些实施例的热泵系统中，
29.所述低压级压缩机为双级离心压缩机；和/或
30.所述高压级压缩机为双级离心压缩机。
31.在一些实施例的热泵系统中，
32.所述低压级压缩机安装于所述蒸发器上；和/或
33.所述高压级压缩机安装于所述冷凝器上。
34.在一些实施例的热泵系统中，
35.所述低压级压缩机为定速压缩机；和/或
36.所述高压级压缩机为定速压缩机。
37.在一些实施例的热泵系统中，
38.所述低压级压缩机包括可调进口导叶；和/或
39.所述高压级压缩机包括可调进口导叶。
40.在一些实施例的热泵系统中，所述低压级压缩机和所述高压级压缩机的流道被配置为使f2＝a*f1；其中
41.f1为所述低压级压缩机的容积流量；
42.f2为所述高压级压缩机的容积流量；
43.a为代表所述高压级压缩机在所述制冷模式下的出口比容与所述制热模式下的出口比容之比的常数。
44.在一些实施例的热泵系统中，还包括水循环回路，所述水循环回路包括主水路、热源塔和末端换热器，所述热源塔通过所述主水路可切换地与所述蒸发器和所述冷凝器之一连接，所述末端换热器通过所述主水路可切换地与所述蒸发器和所述冷凝器另一连接。
45.本公开第二方面提供一种本公开第一方面所述的热泵系统的控制方法，包括：
46.在所述热泵系统的制冷模式下，使所述冷媒循环回路处于所述单台压缩机工作状态；
47.在所述热泵系统的制热模式下，使所述冷媒循环回路处于所述双台压缩机工作状态。
48.在一些实施例的控制方法中，
49.所述冷媒循环回路还包括闪发器和补气管路，所述闪发器连接于所述冷凝器和所述蒸发器之间的所述主冷媒管路上，所述补气管路连接所述闪发器的气体出口与所述压缩装置，被配置为向所述压缩装置补气；
50.所述控制方法包括通过所述补气管路从所述闪发器向所述压缩装置补气。
51.在一些实施例的控制方法中，从所述闪发器向所述压缩装置补气包括：
52.在所述热泵系统的制冷模式下，向所述高压级压缩机的补气口补气；和/或
53.在所述热泵系统的制热模式下，向所述高压级压缩机的进气口和/或补气口补气。
54.在一些实施例的控制方法中，所述高压级压缩机包括可调进口导叶，所述控制方法还包括调节所述高压级压缩机的可调进口导叶的开度以改变向所述压缩装置补气时的补气压力。
55.在一些实施例的控制方法中，
56.所述低压级压缩机包括可调进口导叶；和/或所述高压级压缩机包括可调进口导叶；
57.所述控制方法包括：在所述制热模式下，调节所述低压级压缩机的可调进口导叶的开度和/或调节所述高压级压缩机的可调进口导叶的开度以使所述低压级压缩机与所述高压级压缩机共同满足所述热泵系统在所述制热模式下所述压缩装置所需压比。
58.在一些实施例的控制方法中，所述控制方法包括：在所述制热模式下，使所述低压级压缩机的所述可调进口导叶全开，调节所述高压级压缩机的可调进口导叶的开度以使所述低压级压缩机与所述高压级压缩机共同满足所述热泵系统在所述制热模式下所述压缩装置所需压比。
59.基于本公开提供的热泵系统，在冬季制热模式下运行时，可以使冷媒循环回路切换至双台压缩机工作状态，采用低压级压缩机和高压级压缩机两台压缩机串联压缩冷媒，满足冬季制热时的高压比需求。同时兼顾夏季制冷需求，在制冷模式运行时，采用按制冷模式所需压比设计的高压级压缩机独立压缩冷媒，匹配制冷所需运行压比，利于保证高压级
压缩机在制冷模式下单台运行的高效率。通过压缩机单台运行与双台串联运行的切换控制，实现不同运行模式下所需运行压比匹配，既利于保证在冬季制热高压比运行时的稳定性，又利于提高在夏季制冷低压比运行的能效。
60.本公开实施例的热泵系统的控制方法具有本公开实施例的热泵系统具有的优点。
61.通过以下参照附图对本公开的示例性实施例的详细描述，本公开的其它特征及其优点将会变得清楚。
附图说明
62.此处所说明的附图用来提供对本公开的进一步理解，构成本技术的一部分，本公开的示意性实施例及其说明用于解释本公开，并不构成对本公开的不当限定。在附图中：
63.图1为本公开一实施例的热泵系统的原理图，其中示出了热泵系统的冷媒循环回路和水循环回路。
64.图2为图1所示实施例的热泵系统的冷媒循环回路的原理图。
65.图3为图1所示实施例的热泵系统的压缩装置运行特性原理示意图。
具体实施方式
66.下面将结合本公开实施例中的附图，对本公开实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本公开一部分实施例，而不是全部的实施例。以下对至少一个示例性实施例的描述实际上仅仅是说明性的，决不作为对本公开及其应用或使用的任何限制。基于本公开中的实施例，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本公开保护的范围。
67.除非另外具体说明，否则在这些实施例中阐述的部件和步骤的相对布置、数字表达式和数值不限制本公开的范围。同时，应当明白，为了便于描述，附图中所示出的各个部分的尺寸并不是按照实际的比例关系绘制的。对于相关领域普通技术人员已知的技术、方法和设备可能不作详细讨论，但在适当情况下，所述技术、方法和设备应当被视为授权说明书的一部分。在这里示出和讨论的所有示例中，任何具体值应被解释为仅仅是示例性的，而不是作为限制。因此，示例性实施例的其它示例可以具有不同的值。应注意到：相似的标号和字母在下面的附图中表示类似项，因此，一旦某一项在一个附图中被定义，则在随后的附图中不需要对其进行进一步讨论。
68.在本公开的描述中，需要理解的是，使用“第一”、“第二”等词语来限定零部件，仅仅是为了便于对相应零部件进行区别，如没有另行声明，上述词语并没有特殊含义，因此不能理解为对本公开保护范围的限制。
69.在本公开的描述中，需要理解的是，方位词所指示的方位或位置关系通常是基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本公开和简化描述，在未作相反说明的情况下，这些方位词并不指示和暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位或者以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本公开保护范围的限制；方位词“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内外。
70.图1为本公开一实施例的热泵系统的原理图，其中示出了热泵系统的冷媒循环回路和水循环回路。图2为图1所示实施例的热泵系统的冷媒循环回路的原理图。
71.如图1和图2所示，本公开实施例提供一种热泵系统，包括冷媒循环回路，冷媒循环回路包括主冷媒管路13和通过主冷媒管路13顺次连接的蒸发器3、压缩装置、冷凝器4和节流装置。热泵系统具有制冷模式和制热模式。压缩装置包括通过主冷媒管路13串接的低压级压缩机1和高压级压缩机2，低压级压缩机1的进口通过主冷媒管路13连接蒸发器3，低压级压缩机1的出口通过主冷媒管路13连接高压级压缩机2的进口，高压级压缩机2的出口通过主冷媒管路13连接冷凝器4。冷媒循环回路还包括切换装置，切换装置与主冷媒管路13连接，被配置为使冷媒循环回路在制冷模式下具有单台压缩机工作状态，在制热模式下具有双台压缩机工作状态。在单台压缩机工作状态，高压级压缩机2单独压缩冷媒循环回路中的冷媒，低压级压缩机1停止压缩冷媒，在双台压缩机工作状态，低压级压缩机1和高压级压缩机2串联并压缩冷媒。
72.高压级压缩机2的压比被配置为在单台压缩机工作状态下运行时满足热泵系统在制冷模式下压缩装置所需压比。
73.低压级压缩机1的压比被配置为在双台压缩机工作状态下运行时与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下压缩装置所需压比。
74.根据本公开实施例的热泵系统，冬季热泵系统在制热模式下运行时，可以使冷媒循环回路切换至双台压缩机工作状态，采用低压级压缩机1和高压级压缩机2两台压缩机串联压缩冷媒，满足冬季制热时的高压比需求，例如可以在热源温度-15℃时，正常制取50℃的热水。同时，兼顾夏季制冷需求，热泵系统在制冷模式运行时，只开启高压级压缩机2，采用按制冷模式所需压比设计的高压级压缩机2独立压缩冷媒，匹配制冷所需运行压比，利于保证高压级压缩机在制冷模式下单台运行的高效率。通过压缩机单台运行与双台串联运行的切换控制，实现不同运行模式下所需运行压比匹配，既利于保证在冬季制热高压比运行的稳定性，又利于提高在夏季制冷低压比运行的能效。
75.在一些实施例的热泵系统中，高压级压缩机2的压比被配置为热泵系统在制冷模式下压缩装置所需压比的1.02～1.05倍；和/或低压级压缩机1的压比被配置为在双台压缩机工作状态下与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下压缩装置所需压比时低压级压缩机1所需承担的压比的1.04～1.06倍。
76.以上设置使和低压级压缩机1和高压级压缩机2在设计相应的压比时考虑了考虑到了热泵系统实际运行中不可预估的因素，而在设计压比时预留一定余量。
77.图3为图1所示实施例的热泵系统的低压级压缩机和高压级压缩机运行特性原理示意图。图3中横坐标f代表容积流量，纵坐标r代表压比，各曲线分别代表：
78.l1为喘振线；
79.l2为双台压缩机工作状态下的管网特性曲线；
80.l3为单台压缩机工作状态下的管网特性曲线；
81.c1为双台压缩机工作状态下的压缩装置特性曲线；
82.c2为双台压缩机工作状态下低压级压缩机1在其可调进口导叶开度为100％时的特性曲线；
83.c3为单台压缩机工作状态下高压级压缩机2在其可调进口导叶开度为100％时的特性曲线；
84.c4为单台压缩机工作状态下高压级压缩机2在其可调进口导叶开度小于100％时
的特性曲线；
85.f1为低压级压缩机1的容积流量，下称第一容积流量；
86.f2为高压级压缩机2的容积流量，下称第二容积流量；
87.r1为双台压缩机工作状态下压缩装置的排气量为第一容积流量f1时压缩装置的压比，下称第一压比；
88.r2为双台压缩机工作状态下压缩装置的排气量为第一容积流量f1时低压级压缩机1在其可调进口导叶开度为100％时的压比，下称第二压比；
89.r3为双台压缩机工作状态下压缩装置的排气量为第一容积流量f1时高压级压缩机2在其可调进口导叶开度小于100％时的压比，下称第三压比；
90.r4为单台压缩机工作状态下压缩装置的排气量为第二容积流量f2时高压级压缩机2在其下可调进口导叶开度为100％时的压比，下称第四压比。
91.第一压比r1、第二压比r2和第三压比均与第一容积流量f1相对应。第一压比r1指热泵系统制热需求的压缩装置的总压比，即双台压缩机工作状态下低压缩压缩机1和高压级压缩机2两台压缩机串联工作压缩冷媒，两台压缩机分别运行在第二压比r2和第三压比r3时压缩装置的压比。第一压比r1＝第二压比r2*第三压比r3。
92.第四压比r4与第二容积流量f2相对应。单台压缩机工作状态下通过高压级压缩机2单独工作压缩冷媒满足热泵系统制冷需求。
93.前述热泵系统在制冷模式下压缩装置所需压比即为第四压比r4。高压级压缩机2的压比被配置为热泵系统在制冷模式下压缩装置所需压比的1.02～1.05倍，即高压级压缩机2的压比被配置为第四压比r4的1.02～1.05倍，例如1.03倍。
94.在双台压缩机工作状态下与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下压缩装置所需压比时低压级压缩机1所需承担的压比即为第二压比r2。低压级压缩机1的压比被配置为在双台压缩机工作状态下与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下所需压比时低压级压缩机1所需承担的压比的1.01～1.08倍，即低压级压缩机1的压比被配置为第二压比r2的1.01～1.08倍，例如1.06倍。
95.如图1和图2所示，在一些实施例的热泵系统中，切换装置包括旁通部和切换部。旁通部包括与低压级压缩机1并联的旁通管路14。切换部被配置为可选择地使旁通管路14和低压级压缩机1之一接入冷媒循环回路，另一与冷媒循环回路断开。
96.如图1和图2所示，在一些实施例的热泵系统中，切换部包括第一切换阀6，第一切换阀6设置于旁通管路14上，被配置为控制旁通管路14的通断。第一切换阀6打开时，冷媒从旁通管路14中通过，低压级压缩机1不参与冷媒压缩，由高压级压缩机2单独压缩冷媒，第一切换阀6断开时，低压级压缩机1和高压级压缩机2串联工作以压缩冷媒。第一切换阀6例如为电动阀，例如为电动蝶阀。
97.在未图示的实施例中，还可以设置第二切换阀，第二切换阀可以设置于低压级压缩机1的进口和旁通管路14之间的主冷媒管路13上或设置于低压级压缩机1的出口和旁通管路14之间的主冷媒管路13上。
98.如图1和图2所示，在一些实施例的热泵系统中，冷媒循环回路还包括闪发器5和补气管路。闪发器5连接于冷凝器4和蒸发器3之间的主冷媒管路13上。补气管路连接闪发器5的气体出口与压缩装置，被配置为向压缩装置补气。
99.如图1和图2所示的实施例中，补气管路包括第一补气支路15和第二补气支路16至少之一。第一补气支路15连接于闪发器5的气体出口与高压级压缩机2的进口之间。第二补气支路16连接于闪发器5的气体出口与高压级压缩机2的补气口之间。
100.如图1和图2所示的实施例中，冷媒循环回路包括串联补气控制阀8和高压级补气控制阀9至少之一。串联补气控制阀8设置于第一补气支路15上，被配置为控制第一补气支路15的通断。高压级补气控制阀9设置于第二补气支路16上，被配置为控制第二补气支路16的通断。
101.串联补气控制阀8和高压级补气控制阀9例如为电动阀。电动阀可为电动蝶阀，或电动球阀，或电磁阀。
102.如图1和图2所示，节流装置包括通过主冷媒管路13连接的第一节流部11和第二节流部12，闪发器5位于第一节流部11和第二节流部12之间的主冷媒管路13上。
103.在一些实施例的热泵系统中，闪发器5安装于冷凝器4上。
104.在一些实施例的热泵系统中，冷媒循环回路还可以包括止回阀，止回阀设置于高压级压缩机2的出口与冷凝器4之间的主冷媒管路13上。止回阀利于防止压缩装置停机时，冷凝器4中的高压气体倒流导致压缩装置反转。
105.如图1和图2所示，在一些实施例的热泵系统中，低压级压缩机1和高压级压缩机2可以均为离心压缩机，例如，低压级压缩机1为双级离心压缩机；高压级压缩机2为双级离心压缩机。
106.在一些实施例中，为便于调节压比，低压级压缩机1为定速压缩机；和/或高压级压缩机2为定速压缩机。例如，低压级压缩机和高压级压缩机可以均为定频离心压缩机。
107.低压级压缩机1包括可调进口导叶；和/或高压级压缩机2包括可调进口导叶。该设置利于根据热泵系统在不同工况工作时对热泵系统冷媒流量和压力等进行调节。
108.在一些实施例的热泵系统中，低压级压缩机1和高压级压缩机2的流道被配置为使f2＝a*f1。其中f1为低压级压缩机的容积流量；f2为高压级压缩机的容积流量。a为代表高压级压缩机2在制冷模式下的出口比容与制热模式下的出口比容之比的常数。
109.在制热模式下由于两台压缩机需要串联运行，冷媒气体经过低压级压缩机1压缩后，气体比容降低，到达高压级压缩机2时所需流道窄。而高压级压缩机2基于制冷模式设计，压比低、气体比容大、流道宽。因此设计高压级压缩机2时在容积流量选择时需要设计低压级压缩机1的容积流量第一容积流量f1与高压级压缩机2的容积流量第二容积流量f2比例关系，即第二容积流量f2＝a*第一容积流量f1，以保证制冷模式与制热模式下高压级压缩机2的流道处于合理范围。
110.以下对常数a进行说明。
111.在制冷模式和制热模式下高压级压缩机2的出口比容v2均为如下关系式：
[0112]v2vin
/(p2/p1)1/k。
[0113]
其中vin为高压级压缩机2的进口比容，p2为高压级压缩机2的出口压力，p1为高压级压缩机2的进口压力，k为绝热指数。在制冷模式与制热模式下以上参数不相同，因此制冷模式和制热模式时高压级压缩机2的出口比容不同，因此，可以采用一常数a代表高压级压缩机2在制冷模式下的出口比容与制热模式下的出口比容之比。
[0114]
在一些实施例的热泵系统中，低压级压缩机1安装于蒸发器3上，高压级压缩机2安
装于冷凝器4上。
[0115]
如图1所示，在一些实施例的热泵系统中，热泵系统还包括水循环回路，水循环回路包括主水路77、热源塔71和末端换热器73，热源塔71通过主水路77可切换地与蒸发器3和冷凝器4之一连接，末端换热器73通过主水路77可切换地与蒸发器3和冷凝器4另一连接。
[0116]
如图1所示，本公开实施例的热泵系统包括图2所示的冷媒循环回路和水循环回路，冷媒循环回路参考此前描述，水循环回路主要包括主水路77、热源塔71、第一循环水泵72、末端换热器73、第二循环水泵74、工作模式切换部70、浓缩装置75、第三循环水泵76和浓缩支路78。热源塔71和第一循环水泵72通过主水路77串接，并通过工作模式切换部70可切换地连接于蒸发器3和冷凝器4之一。末端换热器73和第二循环水泵74通过主水路77串接，并通过主水路77和工作模式切换部70可切换地连接于蒸发器3和冷凝器4另一。
[0117]
例如，工作模式切换部70切换至图1所示状态时，热源塔71、第一循环水泵72、工作模式切换部70和蒸发器3通过主水路77顺次连接，构成一个循环回路；同时，末端换热器73、第二循环水泵74、工作模式切换部70和冷凝器4通过主水路77顺次连接，构成一个循环回路，此时热泵系统处于制热模式。
[0118]
在未图示的制冷模式下，工作模式切换部70可以切换至使热源塔71、第一循环水泵72、工作模式切换部70和冷凝器4通过主水路77顺次连接，构成一个循环回路；同时，末端换热器73、第二循环水泵74、工作模式切换部70和蒸发器3通过主水路77顺次连接，构成一个循环回路。
[0119]
其中，第一循环水泵72用于为热源塔71所在的循环回路提供动力，第二循环水泵72用于为末端换热器73所在的循环回路提供动力。
[0120]
浓缩装置75、第三循环水泵76和浓缩支路78被配置为浓缩和存储防冻液。
[0121]
以下结合图1和图2说明本公开实施例的运行过程。
[0122]
在制热模式运行时，第一切换阀6关闭、串联补气控制阀8开启、高压级补气控制阀9关闭，蒸发器3的气态冷媒经低压级压缩机1压缩后排出，进入高压级压缩机2再进行压缩，排入冷凝器4中。冷凝器4的液态冷媒经过第一节流部11一级节流后进入闪发器5，闪发后的气态冷媒经过串联补气控制阀8与低压级压缩机1的排气混合，然后进入高压级压缩机2，闪发后的液态冷媒经过第二节流部12二级节流后进入蒸发器3，以此实现循环。
[0123]
在制冷模式运行时，第一切换阀6开启、串联补气控制阀8关闭、高压级补气控制阀9开启，蒸发器3的气态冷媒经过第一切换阀6直接进入高压级压缩机2进行压缩，再排入冷凝器4中。冷凝器4的液态冷媒经过第一节流部11进行一级节流后进入闪发器5，闪发后的气态冷媒经过高压级补气控制阀9进入高压级压缩机2的补气口，闪发后的液态冷媒经过第二节流部12进行二级节流后进入蒸发器3，以此实现循环。
[0124]
本公开实施例还提供一种本公开实施例的热泵系统的控制方法。该控制方法包括：在热泵系统的制冷模式下，使冷媒循环回路处于单台压缩机工作状态；在热泵系统的制热模式下，使冷媒循环回路处于双台压缩机工作状态。
[0125]
本公开实施例的控制方法与本公开实施例的热泵系统具有相同的优点。
[0126]
在一些实施例的控制方法中，冷媒循环回路还包括闪发器5和补气管路，闪发器5连接于冷凝器4和蒸发器3之间的主冷媒管路13上，补气管路连接闪发器5的气体出口与压缩装置，被配置为向压缩装置补气，控制方法包括从闪发器5向压缩装置补气。
[0127]
在一些实施例的控制方法中，在热泵系统的制冷模式下，向高压级压缩机2的补气口补气；和/或在热泵系统的制热模式下，向高压级压缩机2的补气口和/或进气口补气。
[0128]
在一些实施例的控制方法中，控制方法还包括调节高压级压缩机2的可调进口导叶的开度以改变向压缩装置补气时的补气压力。
[0129]
在一些实施例的控制方法中，控制方法包括：在制热模式下，调节低压级压缩机1的可调进口导叶的开度和/或调节高压级压缩机2的可调进口导叶的开度以使低压级压缩机1与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下压缩装置所需压比。
[0130]
在一些实施例的控制方法中，控制方法包括：在制热模式下，使低压级压缩机1的可调进口导叶全开，调节高压级压缩机2的可调进口导叶的开度以使低压级压缩机1与高压级压缩机2共同满足热泵系统在制热模式下压缩装置所需压比。
[0131]
根据以上描述可知，本公开实施例的热泵系统和热泵系统的控制方法，具有以下优点至少之一：
[0132]
冬季制热时，采用低压级压缩机和高压级压缩机串联压缩冷媒，利于实现冬季制热所需的高压比。夏季制冷时采用高压级压缩机单独压缩冷媒，匹配制冷所需运行压比。既利于保证在冬季制热高压比运行时的稳定性，又利于提高在夏季制冷低压比运行时的能效。
[0133]
两台压缩机均采用双级压缩机时，两台压缩机串联压缩冷媒相当于四级压缩机压缩冷媒，更有利于满足冬季制热所需的高压比。
[0134]
夏季制冷时可以采用高压级压缩机单独压缩冷媒，还利于更好的匹配流量和压比，避免出现“小马拉大车”现象，也利于提高热泵系统运行稳定性。
[0135]
热泵系统的冷媒循环回路配置一个闪发器，双台压缩机工作状态时，可以从两台压缩机中间补气，单台压缩机工作状态时，可以从运行的高压级压缩机的补气口补气，通过补气切换均衡压比分配，实现双工况高效运行。
[0136]
闪发器安装于冷凝器上，低压级压缩机安装于蒸发器上，高压级压缩机和闪发器安装于冷凝器上，均有利于热泵系统整体结构紧凑，节省工程安装占地面积。
[0137]
在制热模式时，两台压缩机同时开启，并且保持低压级压缩机的可调进口导叶全开，通过调节高压级压缩机的可调进口导叶开度实现低压级压缩机在高压比下运行，而高压级压缩机能够进行压缩装置的剩余所需压比匹配，确保第一压比r1＝第二压比r2*第三压比r3，实现制热模式下的串联运行，利于两台压缩机能够可靠运行。
[0138]
可以通过调节高压级压缩机的可调进口导叶开度实现补气压力调节。这是由于，通过调节高压级压缩机的可调进口导叶开度大小可以实现低压级压缩机排气压力控制，进而影响补气压力。高压级压缩机的可调进口导叶开度关小增大低压级压缩机背压，补气需要克服此背压才能将气体送入高压级压缩机，相反，高压级压缩机的可调进口导叶开度增大降低低压级压缩机背压，补气压力则适当降低。因此通过调节高压级压缩机的可调进口导叶开度可以干预补气压力。
[0139]
在制冷模式时，通过单独开启高压级压缩机满足用户制冷模式需求，此时可以通过高压级压缩机的可调进口导叶起到调节流量作用，实现用户不同负荷要求。
[0140]
两台压缩机使用定速压缩机，利用定速兼容的气动技术，将高压级压缩机按照制冷模式、低压级压缩机按照制热模式进行设计，通过调节高压级压缩机的可调进口导叶的
开度对压比进行再分配，利于实现制热模式下大压比和制冷模式下高效率运行。
[0141]
低压级压缩机采用无补气的单级循环理论循环设计，高压级采用有补气的双级理论循环设计，有利于在工况切换时进行补气增焓提升制冷模式的运行效率。热泵系统在制热模式和制冷模式运行时，通过补气阀进行工况切换，同时通过调节高压级压缩机的可调进口导叶开度实现闪发器的压力可控，利于实现低压级压缩机和高压级压缩机压比再分配。
[0142]
最后应当说明的是：以上实施例仅用以说明本公开的技术方案而非对其限制；尽管参照较佳实施例对本公开进行了详细的说明，所属领域的普通技术人员应当理解：依然可以对本公开的具体实施方式进行修改或者对部分技术特征进行等同替换，其均应涵盖在本公开请求保护的技术方案范围当中。