CN101796355A - 热激活高效热泵 - Google Patents

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Abstract

蒸汽压缩循环系统与兰金循环系统联合，这两个系统具有共用的抽吸蓄液器，压缩机从该蓄液器抽出制冷剂蒸汽用于蒸汽压缩循环系统，泵从该蓄液器抽出液体制冷剂用于兰金循环系统中的循环。来自兰金循环系统膨胀器的蒸汽通向压缩机排出口以提供在蒸汽压缩循环系统中循环的混合物从而获得改善的性能。换热器的尺寸制作成得到非完全蒸发，使得双相流体通向抽吸蓄液器从而向兰金循环系统提供液体制冷剂并且向蒸汽压缩循环系统提供蒸汽制冷剂。

Description

热激活高效热泵
技术领域
本发明总体上涉及蒸汽压缩系统，并且尤其涉及联合的蒸汽压缩和兰金(Rankine)循环系统。
背景技术
将蒸汽压缩系统与兰金循环系统联合是已知的。例如，参见受让给本发明的受让人的美国专利6,962,056。在美国专利5,761,921中，兰金循环中产生的动力用于驱动蒸汽压缩循环的压缩机，该联合系统在三个压力水平下工作，即沸腾器、冷凝器和蒸发器压力水平。
在5,761,921专利中，冷凝器(热)容量包括两个主要分量，沸腾器换热器容量和蒸发器容量，由此提高给定热输入的热效应。然而，这些热泵在加热工作模式中对环境温度很敏感，因为热容量会随着环境温度的降低而降低。出现这种情况是因为压缩机吸入口处的蒸汽制冷剂密度和压缩机容积效率随着环境温度的降低而减小。而且，系统冷却工作的效率有点低，并且该效率在环境温度升高时下降。
此外，该联合系统不能使用跨临界制冷剂，因为气体冷却器下游没有可用于泵送通过兰金回路的冷凝液。
发明内容
简言之，根据本发明的一个方面，该联合的蒸汽压缩和兰金循环系统包括共用的抽吸蓄液器，从该蓄液器抽出液体制冷剂用于兰金循环，从该蓄液器抽出制冷剂蒸汽用于蒸汽压缩循环，由此提高了效率，因为从蒸发器去除了无效率的热交换区并且改善了非设计工况条件下的性能特性。
根据本发明的另一方面，来自膨胀器出口的蒸汽与来自压缩机出口的蒸汽相混合，该混合流在蒸汽压缩循环中循环。因此增强了蒸发器容量并提高了冷凝器(热)容量，由此有利于加热模式工作。而且，由压缩机泵送的质量流率小于通过蒸发器循环的质量流率，由此减小了压缩机功率与蒸发器容量的比值。此外，当环境温度降低，在加热时，泵入口处的液体制冷剂密度、通过兰金回路的质量流率以及压缩机的可用功率都提高，由此改善加热效率。
根据本发明的另一方面，抽吸蓄液器中的液体制冷剂具有更高浓度的油。这使得沸点升高，相当于几度过冷(subcooling)并且减轻了液体制冷剂泵中与气蚀现象相关联的风险。
根据本发明的另一方面，室外和室内换热器的尺寸制作成提供非完全蒸发，由此消除了另外的无效率蒸汽-空气热交换区，从蒸发器带走了一部分富含压缩机润滑剂的液体制冷剂并且把它带入换热器中，在那里热再生更高效地完成。此外，沸腾压力下的泵送液体的比热高于冷凝压力下的冷凝液的比热，这就提供了非蒸发部分的热再生以及更高的蒸发器容量。因此，冷却容量和COP以及热容量和COP更高。非蒸发液体是用于兰金回路的工作流体，更冷的液体具有更大的热力势来冷却为沸腾器携载热源的流体，由此得到更高的发电热力效率。
根据本发明的另一方面，本发明的系统可利用跨临界制冷剂和BZT流体，可对其进行最优化来提供更佳的泵-膨胀器功率比。
在下文所述附图中，示出了优选的实施例；然而，在不脱离本发明的精神和范围的情况下，可以对其做出各种其他改型和替换性结构。
附图说明
图1是本发明的示意图。
图2示范了沸点的升高。
图3是本发明的P-h图的图示。
图4是本发明的另一示意图。
图5是本发明的示意图，其中不带节能器换热器(economizer heatexchanger)。
图6是本发明的T-S图，其中不带节能器换热器。
图7是本发明的T-S图，其中带有节能器换热器。
图8是本发明的示意图，其中带有油分离器。
图9是其替换性实施例的示意图。
图10是根据本发明的阶式(cascade)系统的示意图。
图11是根据本发明的阶式系统的T-S图。
具体实施方式
图1所示是一种系统，根据本发明，该系统采用兰金和蒸汽压缩循环的联合。该循环联合可称为蒸汽压缩和膨胀循环。该联合系统可称为蒸汽压缩和膨胀系统。
蒸汽压缩回路12包括(处于串行流体连通关系)压缩机13、换向阀14、室外换热器16、节能器换热器18的一侧(或第一通道)17、膨胀装置19、室内换热器21和抽吸蓄液器22。还包括加热工作模式所使用的膨胀装置23。可设置有旁通阀24和26从而在冷却和加热工作模式之间切换时绕过相应的膨胀装置19和23。当然，换向阀14被选择性地控制以在冷却或加热工作模式下工作。
兰金循环回路11包括(处于串行流体连通关系)抽吸蓄液器22、液体制冷剂泵27、节能器换热器18的另一侧(或第二通道)28、沸腾器29和膨胀器31。如图所示，膨胀器31能机械地连接到压缩机13用于辅助驱动压缩机13。替换性地，膨胀器31可被连接以驱动发电机，产生的电力潜在地用于辅助驱动制冷剂系统的一个或多个部件。例如，产生的电力可用于辅助驱动压缩机13和/或泵27。如果需要，可把多余的电力供给到电网。当不需要冷却或加热时，兰金回路可只用于发电。而且，膨胀器31、压缩机13和发电机可机械地连接。所有机械连接的部件可装入一个密封或半密封的外壳中。
该联合系统在三个压力水平下工作：沸腾器29中产生的沸腾压力，具有由可用热源限定的最高压力；由冷却模式中周围环境限定的和/或加热模式中被加热介质的设定温度限定的冷凝压力；以及蒸发器压力，即蒸发器中产生的最低压力，归因于与冷却模式中待冷却介质和/或与加热模式中周围环境的相互作用。
兰金回路如下所述在沸腾和冷凝压力之间工作。泵27使来自抽吸蓄液器22的液体制冷剂循环通过节能器换热器18的第二通道28，在该处，从换热器18的第一通道17中的流体传递热量。高压液体然后流向沸腾器29，在该处蒸发。产生的高压蒸汽在膨胀器31中膨胀，膨胀了的蒸汽然后沿着管路32流向管路33，在那里与来自压缩机13的压缩蒸汽相混合。该混合的混合物然后通过换向阀14，从那里要么在冷却工作模式中通向室外换热器16，要么在加热工作模式中通向室内换热器21。
蒸汽压缩系统12在冷却或加热模式中在冷凝器和蒸发器压力之间工作。在冷却模式中，室内换热器21作为蒸发器，室外换热器16作为冷凝器，而在加热模式中，室外换热器16作为蒸发器，室内换热器21作为冷凝器。当然，换向阀14是被控制成在冷却和加热工作模式之间切换的装置。
在冷却模式中，换向阀14把混合蒸汽流引入用作冷凝器的室外换热器16。来自室外换热器16的过冷制冷剂通过旁通阀26并且通向节能器换热器18，在那里被节能器换热器18的第二通道28内流动的更冷液体进一步地过冷却。过冷液体然后流向膨胀阀19，在那里其从冷凝器压力膨胀到蒸发器压力。该双相制冷剂通过用作蒸发器的室内换热器21，从而向气候受控空间提供空气调节。膨胀了的蒸汽然后沿着管路34通向换向阀14，然后沿着管路36通向抽吸蓄液器22。
应当注意，该制冷剂系统的尺寸适于室内换热器21中的非完全蒸发。也就是说，通入室内换热器21中的一些液体制冷剂将不会蒸发并且将保持为液态。因此，当该双相流体沿着管路36通向抽吸蓄液器22时，液体部分将用来补充抽吸蓄液器22底部的液体存量，而蒸汽将会在抽吸蓄液器22的上部被压缩机13抽出。
在加热模式中，兰金循环回路11以与上文描述的冷却工作模式基本上相同的方式工作。蒸汽压缩循环12把换向阀14放在引导混合蒸汽流沿着管路34流向室内换热器21的位置上，该室内换热器21工作以把蒸汽冷凝成过冷液体，该过冷液体然后经过旁通阀24流向节能器换热器18的第一通道17，在那里被进一步地过冷却。液体制冷剂然后通过膨胀装置23，在那里从冷凝压力膨胀到蒸发器压力并且通入用作蒸发器的室外换热器16。该流体然后通入换向阀14，并且沿着管路36通向抽吸蓄液器22。
此外，该系统的尺寸适于非完全蒸发，使得从室外换热器16经过时使一些液体保留在管路中。该双相流体然后进入抽吸蓄液器22，液体到底部去补充通入兰金循环回路的液体制冷剂存量，在压缩机13的吸入端口可得到蒸汽。
蒸汽压缩和膨胀系统可使用亚临界制冷剂、跨临界制冷剂、BZT流体或流体的混合物。该混合物中至少一种流体可为润滑剂。
来自蒸发器(冷却模式中的室内单元或加热模式中的室外单元)的出口流体包含高浓度的油。
如图2所示，Xoil是油的质量浓度，Xref是膨胀装置入口处、蒸发器入口处以及蒸发器出口处的制冷剂蒸气干度(quality)。当液体制冷剂沸腾时，制冷剂的剩余液体部分中的油的质量浓度升高，连同油-制冷剂混合物的沸点升高。油-制冷剂混合物的沸点与纯制冷剂的蒸发温度之间的差值被称作沸点升高量。油浓度越高，沸点升高量越大。
最终，沸点升高量会终止蒸发过程。根据图2，如果在压缩机单元内有2％的油遗留量，则蒸发器入口处的制冷剂干度为0.2，蒸发器出口处的蒸汽干度为0.95，则蒸发器出口处油-制冷剂混合物中将会有40％的油。
含有高浓度油、高蒸汽干度和/或过热蒸汽制冷剂的液体制冷剂在蒸发器出口处形成效率极低的热交换区。在本例中，这个区域从蒸发器移到节能器换热器18，在那里热再生更加高效地完成。
抽吸蓄液器22中的液体制冷剂趋于具有更高浓度的油。这提供了如图2所示的沸点升高量(这相当于几度过冷)，从而减轻了液体制冷剂泵27中与气蚀现象相关联的风险。
从蒸发器去除无效率的热交换区以及蒸发器入口和出口处的蒸汽干度的减小改善了蒸发器的性能特性。因此，相同的蒸发器可产生更高的蒸发器容量。蒸发器容量的增强对冷却和加热工作模式都总是有益的，并且冷却和加热COP也得到了改善。替换性地，也可在更小的蒸发器中提供相同的蒸发器功能，其具有成本优势。
应当认识到上述元件的联合所提供的其它优点。蒸发器处理由压缩机泵送的制冷剂流Gc和循环通过兰金循环回路的制冷剂流Ge。制冷剂流Gc蒸发，提供与基础情形相同的功能。液体制冷剂流Ge在节能器换热器中再生它的焓，减少了到蒸发器的入口的制冷剂焓并提高蒸发器中的冷却效果。另一方面，压缩机泵送与基础系统相同量的制冷剂并且消耗相同的功率。蒸发器容量的增强对冷却和加热工作模式都总是有益的。因此，本循环增强了加热和冷却工作模式的热力效率。
除上述优点之外，应当注意到，在非设计工况条件下，性能改善也是明显的。
通常，当热环境温度升高时，由于压缩机压力比升高且膨胀器压力比降低，冷却性能特性降低。在本系统中，当环境温度升高量增大时，它驱动节能器换热器的温差，由此提高其容量和对容量降低的抵抗性。
当冷环境温度降低时，由于压缩机压力比升高并且压缩器入口处的制冷剂蒸汽密度减小，加热性能特性降低。当环境温度降低时，液体制冷剂密度增大，通过兰金回路泵送的质量流率增大，并且压缩机转得更快，由此抵抗了性能的降低。另一方面，当环境温度下降量增大时，它驱动节能器换热器的温差，由此提高其容量和对容量降低的抵抗性。
传统的兰金循环系统，以及联合兰金和蒸汽压缩循环的系统，都不能使用跨临界制冷剂，因为该跨临界系统没有冷凝器和冷凝器出口处的液体制冷剂。相反，它们具有气体冷却器和气体冷却器出口处的压缩冷却气体。兰金循环回路需要泵入口处的液体。
在优化的蒸汽压缩和膨胀系统中使用跨临界制冷剂和BZT流体可提供更好的泵-膨胀器功率比，并且因此提供增强的热力效率。
现在参照图3，示出了本发明的蒸汽压缩和膨胀热泵系统的压力-焓(P-h)图。图中的过程对于亚临界和跨临界制冷剂是相同的。不同之处由饱和线R和S反映，其分别为亚临界和跨临界制冷剂的饱和线。
此处，分别用Pb、Pe和Ps表示三个压力，即沸腾器压力(或跨临界制冷剂的高压)、冷凝器压力(或跨临界制冷剂的排放压力)和蒸发器压力。在兰金循环中，如虚线所示，泵27导致制冷剂压力从蒸发器压力Ps提高到沸腾压力Pb，从点A到达点B。当通过节能器换热器18时，制冷剂焓升高，如点B和点C之间的线所示。在沸腾器29中，焓显著升高，如点C和点D之间的线所示。最后，膨胀器31导致制冷剂压力和焓都降低，如点D和点E之间的线所示。
在蒸汽压缩循环中，如实线所示，从抽吸蓄液器22进入压缩机13的蒸汽处于蒸发器压力Ps，如点F所示，压缩机提高制冷剂压力和焓到点G所示数值。在管路33中混合了两个流之后，制冷剂压力保持在相同水平，但制冷剂焓降低至点H所对应的数值。当制冷剂蒸汽在冷凝器16中冷凝时，它的焓降低至点I所对应的数值。然后在节能器换热器18中使液体制冷剂过冷却，从而使它的焓降低至点J所对应的数值。大部分液体然后在膨胀装置19中膨胀，使压力降低至点K所示数值。最后，当大部分制冷剂在蒸发器21中蒸发时，它的焓沿着线K-F升高从而完成该循环。
因此，这两个循环的联合由所示曲线R和S表示。
图4中的节能器换热器在冷却模式中提供对流(counterflow)布置，在加热模式中提供并流(parallel flow)布置。在某些情况下，反过来布置可能是有利的。图4示出带有节能器换热器的系统，其在加热模式中提供并流热交换，在冷却模式中提供对流热交换。
图5示出不带节能器换热器的热激活泵。因为沸腾器入口处的制冷剂温度较低，所以为兰金回路供应热能的流体的沸腾器出口温度也较低。因此，这种系统从流体回收更多的热能并且允许压缩机轴转得更快。更快转动的压缩机为整个热激活热泵系统提供增强的性能特性。
对沸腾器的热特性有强烈影响的因素是沸腾器中部的温差DT1(见图6的T-S图)。这个温差和沸腾器冷端的温差DT2相关联。如果DT2显得太高，就可能适合使用图1所示的节能器换热器。应当通过权衡分析，考虑图7中的温差DT1、DT2和DT3(即节能器换热器热端的温差)以及它们对沸腾器、节能器换热器的成本和整个系统性能特性的影响，来限定节能器换热器的尺寸。
图8示出了热激活热泵系统中的一种油管理方法。油分离器40位于换向阀14的入口处，在兰金循环回路流与蒸汽压缩回路流会合的位置之后。油分离器中分离的油返回压缩机13。作为一种选择，一部分分离出的油可泵送入膨胀器31中或泵送向膨胀器入口41。
图9所示系统包含再生式换热器42，为离开膨胀器31的制冷剂与进入沸腾器29的制冷剂之间提供热接触。这对于膨胀器出口处仍然显著过热的制冷剂有用。
上述蒸汽压缩和膨胀系统可以是提供加热或冷却的阶式系统的底部或顶部。而且，它可产生或不产生电能。
图10示出了一种阶式系统，其中布雷顿循环系统(Brayton cyclesystem)50用作顶部系统，蒸汽压缩和膨胀系统51用作底部系统。阶式换热器52提供这些系统之间的热接触并且由于布雷顿循环系统中的冷却而启动蒸汽压缩和膨胀系统51中的加热。
布雷顿循环系统包含闭合回路，该闭合回路至少包括压缩机53、燃烧器54、涡轮机55和阶式换热器52。这种布雷顿系统布置是最简单的一种。然而应当理解，也可应用其它任何的布雷顿系统改型和改进。
涡轮机55可机械地连接到压缩机53用于辅助驱动压缩机53。替换性地，涡轮机55可连接以驱动发电机，从而进行发电。产生的电力可用于辅助驱动压缩机53。可把多余的电力供给到电网。而且，布雷顿循环也可只用于发电。作为一种选择，涡轮机55、压缩机53和发电机可机械地连接起来。
底部系统用作共同的发电机，产生加热和冷却。而且，它可产生或不产生电功率。
图11涉及一种阶式系统，其中底部循环是以跨临界制冷剂工作的蒸汽压缩和膨胀系统。阶式换热器52提供顶部循环中冷却的流体与底部循环中加热的流体之间的热接触。这两个流体的等压过程具有滑移(glide)，它们彼此热力地匹配。这使得把跨临界制冷剂的蒸汽压缩系统用作阶式构造的底部系统变得独特。
上述所有系统都用于提供加热和冷却。然而，应当理解，相同的布置可用于仅提供加热或仅提供冷却的热激活装置。在这些情况中，不需要换向阀。
尽管参照附图所示优选模式具体示出和描述了本发明，但本领域技术人员应当理解，在不脱离权利要求所限定的本发明精神和范围的情况下，本发明可暗示着各种细节变化。

Claims (39)

  1. 0.蒸汽压缩循环系统，其包括处于串行制冷剂流体连通关系的压缩机、第一换热器、膨胀装置、第二换热器和抽吸蓄液器；
    兰金循环系统，其包括处于串行流体连通关系的所述抽吸蓄液器、液体制冷剂泵、沸腾器和膨胀器；
    所述压缩机具有吸入口和排出口，所述膨胀器具有入口和出口，而且，其中所述膨胀器出口流体连接到所述压缩机出口以提供循环通过所述蒸汽压缩系统的所述第一换热器、所述膨胀装置、所述第二换热器和所述抽吸蓄液器的混合流。
  2. 2.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述制冷剂以亚临界循环工作至少一部分时间。
  3. 3.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述制冷剂以跨临界循环工作至少一部分时间。
  4. 4.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述制冷剂为BZT流体。
  5. 5.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述制冷剂为流体混合物。
  6. 6.如权利要求5所述的热激活热泵，其中，所述流体混合物中的至少一种流体为润滑剂。
  7. 7.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，节能器换热器提供了从所述兰金循环系统的所述泵流出的液体制冷剂与进入所述蒸汽压缩循环系统的所述膨胀装置的液体制冷剂之间的热接触。
    换热器作为室内单元用作提供冷却功能的蒸发器。
  8. 9.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述第一换热器作为室外单元用于蒸发，所述第二换热器作为室内单元用于提供加热功能。
  9. 10.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，在来自所述膨胀器的制冷剂流与来自所述压缩机的制冷剂流混合点的下游安装换向阀，所述第一换热器用作室外单元，所述第二换热器用作室内单元，控制所述换向阀以选择性地提供与所述室外单元和所述室内单元连通的适当制冷剂以执行冷却和加热功能。
  10. 11.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述制冷剂包含润滑油，在来自所述膨胀器的制冷剂流与来自所述压缩机的制冷剂流混合点的下游安装油分离器。
  11. 12.如权利要求11所述的热激活热泵，其中，所述油分离器中分离的润滑油返回所述压缩机。
  12. 13.如权利要求11所述的热激活热泵，其中，至少一部分分离出的润滑油返回所述膨胀器。
  13. 14.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，再生换热器提供了从所述膨胀器流出的制冷剂与进入所述沸腾器的制冷剂之间的热接触。
  14. 16.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述膨胀器和发电机位于相同的轴上。
  15. 17.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述热激活热泵包括阶式系统的顶部系统。
  16. 18.如权利要求1所述的热激活热泵，其中，所述热激活热泵包括阶式系统的底部系统。
  17. 19.如权利要求17所述的热激活热泵，其中：
    所述阶式系统的所述顶部系统包括布雷顿循环系统；
    所述布雷顿循环系统至少包括压缩机、燃烧器、涡轮机和阶式换热器；并且
    所述阶式换热器提供所述底部系统与所述顶部系统之间的热接触。
  18. 20.如权利要求19所述的热激活热泵，其中，所述顶部系统的所述压缩机和所述顶部系统的所述涡轮机位于相同的轴上。
  19. 21.如权利要求19所述的热激活热泵，其中，所述膨胀器和发电机位于相同的轴上。
  20. 22.一种联合蒸汽压缩循环系统与兰金循环系统以在工作中获得提高的热力效率的方法，包括如下步骤：
    提供蒸汽压缩循环系统，从而包括处于串行流体连通关系的压缩机、换向阀、室外换热器、第一
    提供兰金循环系统，其包括处于串行流体连通关系的所述抽吸蓄液器、液体制冷剂泵、节能器换热器的第二通道、沸腾器和膨胀器。
  21. 23.如权利要求22所述的方法，其中，所述压缩机包括吸入口和排出口，所述膨胀器包括入口和出口，并且还包括如下步骤：使所述膨胀器出口流体连接到所述压缩机出口并且提供循环通过所述蒸汽压缩循环系统的混合流。
  22. 24.如权利要求23所述的方法，还包括如下步骤：当在冷却模式工作时，使来自所述压缩机与来自所述膨胀器的蒸汽流混合并且使其通过所述换向阀然后通向所述室外换热器。
  23. 25.如权利要求23所述的方法，还包括如下步骤：当在加热模式工作时，使来自所述压缩机与来自所述膨胀器的蒸汽流混合并且使其通过所述换向阀然后通向所述室内换热器。
  24. 26.如权利要求23所述的方法，还包括如下步骤：当在冷却模式工作时，选择性地控制所述换向阀使来自所述室内换热器的制冷剂流通过所述换向阀然后通向所述抽吸蓄液器。
  25. 27.如权利要求25所述的方法，其中，所述室内换热器的尺寸适于非完全蒸发，并且还包括如下步骤：使来自所述室内换热器的蒸汽和液体制冷剂流都通向所述抽吸蓄液器。
    来自所述抽吸蓄液器的液体到所述泵。
  26. 29.如权利要求23所述的方法，还包括如下步骤：当在加热模式工作时，选择性地控制所述换向阀使来自所述室外换热器的制冷剂流通过所述换向阀然后通向所述抽吸蓄液器。
  27. 30.如权利要求29所述的方法，其中，所述室外换热器的尺寸适于非完全蒸发，并且包括如下步骤：使来自所述室外换热器的蒸汽和液体制冷剂流都通向所述抽吸蓄液器。
  28. 31.如权利要求30所述的方法，还包括如下步骤：使来自所述抽吸蓄液器的蒸汽流通向所述压缩机并且使来自所述抽吸蓄液器的液体流通向所述泵。
  29. 32.如权利要求28所述的方法，其中，所述液体包含润滑剂。
  30. 33.如权利要求29所述的方法，其中，所述液体包含润滑剂。
  31. 34.如权利要求22所述的方法，其中，所述制冷剂以亚临界循环工作至少一部分时间。
  32. 35.如权利要求22所述的方法，其中，所述制冷剂以跨临界循环工作至少一部分时间。
  33. 36.如权利要求22所述的方法，其中，所述制冷剂是制冷剂混合物。
    所述兰金循环系统的泵和进入所述蒸汽压缩循环系统的所述膨胀装置的液体制冷剂。
  34. 38.如权利要求22所述的方法，其中，所述第一换热器作为室外单元用于热排放，所述第二换热器作为室内单元用作提供冷却功能的蒸发器。
  35. 39.如权利要求22所述的方法，其中，所述第一换热器作为室外单元用于蒸发，所述第二换热器作为室内单元用于提供加热功能。
  36. 40.如权利要求22所述的方法，其中，在来自所述膨胀器的制冷剂流与来自所述压缩机的制冷剂流混合点的下游安装换向阀，所述第一换热器用作室外单元，所述第二换热器用作室内单元，选择性地控制所述换向阀以提供与所述室外单元和所述室内单元连通的适当制冷剂以执行冷却和加热功能。
  37. 41.如权利要求22所述的方法，其中，所述制冷剂包含润滑油，在来自所述膨胀器的制冷剂流与来自所述压缩机的制冷剂流混合点的下游安装油分离器。
  38. 42.如权利要求22所述的方法，其中，所述油分离器中分离的油返回所述压缩机。
  39. 43.如权利要求22所述的方法，其中，至少一部分分离出的油返回所述膨胀器。
    膨胀器和进入所述沸腾器的制冷剂。
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