CN102889641A - 用于高温环境下的空调器及控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种用于高温环境下的空调器及控制方法。所述空调器包括压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器和冷媒循环管道。压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器依次通过冷媒循环管道首尾相连，构成封闭的冷媒的循环通道。空调器还包括液态冷媒喷射回路管道，液态冷媒喷射回路管道的一端与冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通，其另一端与蒸发器与压缩机之间的冷媒循环管道连通。液态冷媒喷射回路管道用于将冷凝器流出的液态冷媒与蒸发器蒸发后的气态冷媒混合以降低压缩机的吸气温度。压缩机吸气温度减低，则压缩机内部电机的温度降低，因此压缩机的排气温度降低，从而使压缩机在高温环境下能够稳定工作，且大大提高空调器的制冷效率。

Description

用于高温环境下的空调器及控制方法

技术领域

本发明涉及空调制冷领域，特别涉及一种用于高温环境下的空调器及控制方法。

背景技术

在高温环境下工作的空调器，压缩机的排气温度会随着室外环境温度的升高而升高，从而使排气压力增大、空调器的制冷效率大大降低。为解决这一问题，现有在高温环境下工作的空调器通过在冷凝器与蒸发器间引入由卸荷阀及毛细管组成的卸荷旁通回路。卸荷旁通回路与空调器内的制冷毛细管并联。当室外环境温度升高、压缩机的排气压力过高时，卸荷阀打开，由冷凝器内流出的冷媒不再通过制冷毛细管，而是通过卸荷阀和毛细管进行卸压和节流，经卸压节流后的冷媒再送往蒸发器，从而实现高温条件下制冷的需要。但设置卸荷旁通回路的空调器在高温环境下制冷时需要采用高温用压缩机实现，耗能较多且压力过高时工作状态不稳定，同时为了降低压缩机的排气压力，卸荷旁通回路的节流制冷量很小，不能达到良好的制冷效果。

由上可知，有必要提供一种高温环境下能够稳定工作、具有良好制冷效果且能够节约能源的空调器。

发明内容

本发明的实施例提供了一种用于高温环境下的空调器及控制方法，用以达到在高温环境下空调器能够稳定工作、节约能源且具有良好制冷效果的目的。

根据本发明的一个方面，提供了一种用于高温环境下的空调器，包括：压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器；其中，所述压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器依次通过所述冷媒循环管道首尾相连，构成封闭的冷媒的循环通道，其特征在于，所述空调器还包括：液态冷媒喷射回路管道；

所述液态冷媒喷射回路管道的一端与所述冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通，其另一端与所述蒸发器与压缩机之间的冷媒循环管道连通；所述冷凝器流出的部分液态冷媒通过所述液态冷媒喷射回路管道与由所述蒸发器流出的气态冷媒混合后进入到所述压缩机。

所述空调器还包括：冷媒喷射控制装置，用于控制所述液态冷媒喷射回路管道流入到所述压缩机的液态冷媒的流量。

所述冷媒喷射控制装置包括：主控单元、设置于液态冷媒喷射回路管道中的电子膨胀阀和设置于所述压缩机冷媒出口处的温度传感器；

所述主控单元根据所述温度传感器探测的温度来控制所述电子膨胀阀的开度。

所述冷媒喷射控制装置包括：控制器，以及设置于所述液态冷媒喷射回路管道中的第三节流阀；

所述控制器用于控制第三节流阀的开度。

所述空调器还包括：

换热器，用于所述冷凝器与第一节流阀之间的冷媒循环管道的液态冷媒和所述液态冷媒喷射回路管道中的液态冷媒进行热交换。

所述换热器包括：第一换热管道和第二换热管道，其中，

第一换热管道与所述冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通；第二换热管道与所述液态冷媒喷射回路管道连通；

第一换热管道中的液态冷媒与第二换热管道中的液态冷媒进行热交换。

所述换热器为翅片管。

所述换热器为由翅片管和翅片管外周套有与翅片管构成热交换区域的外配管组成的U型翅片管。

所述空调器还包括：

第二节流阀，设置于所述连接蒸发器与压缩机的冷媒循环管道上，用于控制流入所述压缩机冷媒入口的气体冷媒的流量。

所述空调器还包括：

设置于压缩机与冷凝器之间的冷媒循环管道和第二节流阀与压缩机之间的冷媒循环管道的交汇点的四通阀，用于控制冷媒循环管道中的冷媒流动方向。

作为发明的另一方面，提供了一种空调器在高温环境下的控制方法，包括：

主控单元接收温度传感器发送的温度值；其中，所述温度传感器设置于所述空调器的压缩机冷媒出口处；

所述主控单元将接收的温度值与设定温度值进行比较，根据比较结果计算电子膨胀阀的调节量；其中，所述电子膨胀阀设置于液态冷媒喷射回路管道上，所述液态冷媒喷射回路管道的一端与所述空调器的冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通，其另一端与所述空调器的蒸发器与压缩机之间的冷媒循环管道连通；

所述主控单元根据所述调节量对所述电子膨胀阀的开度进行调节。

所述电子膨胀阀的开度范围为大于0并且小于480。

作为优选，所述主控单元在设定的周期内对所述电子膨胀阀的开度进行一次调节，在所述设定的周期内，主控单元根据比较结果计算电子膨胀阀的调节量具体包括：

若比较结果为：所述主控单元接收的温度值大于设定温度值，则调节量增加一个设定值；

若比较结果为：所述主控单元接收的温度值小于设定温度值，则调节量减少一个设定值；

所述主控单元根据所述调节量对所述电子膨胀阀的开度进行调节具体为：EVB(n+1)＝EVB(n)＋⊿EVB，

其中，EVB(n+1)为所述电子膨胀阀在设定周期内的开度，EVB(n)为上一设定周期内所述电子膨胀阀的开度，⊿EVB为所述主控单元根据比较结果计算出的所述电子膨胀阀的调节量。

所述设定的温度值为100℃，所述调节量设定值为1。

所述压缩机冷媒出口的温度不高于140℃。

由上述技术方案可知，在空调器冷凝器与第一节流阀的冷媒循环管道上设置液态冷媒喷射回路管道。由冷凝器的低温高压液态冷媒一部分进入第一节流阀，经第一节流阀减压后变为低温低压液体流入蒸发器中，低温低压液态冷媒在蒸发器内气化成为气态冷媒，气态冷媒通过冷媒循环管道回流到压缩机入口进行冷媒的下次循环。同时由冷凝器流出的液态冷媒的另一部分流入液态冷媒喷射回路管道，经液态冷媒喷射回路管道流入到压缩机入口，与蒸发器蒸发后的气态冷媒混合，输入到压缩机内部。由于液态冷媒喷射回路管道中的低温高压液态冷媒和蒸发器中的高温低压气态冷媒混合后被吸入到压缩机中，因此压缩机的吸气温度和内部电机的温度均降低，相应地，压缩机的排气温度降低，从而保证了空调器在高温环境中的制冷效率和工作稳定性。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，以下将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍。显而易见地，以下描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员而言，还可以根据这些附图所示实施例得到其它的实施例及其附图。

图1示出了本发明中空调器的结构原理图；

图2示出了本发明的实施例中空调器的结构示意图；

图3示出了液态冷媒喷射回路管道的结构示意图；

图4示出了主控单元控制电子膨胀阀对液态冷媒喷射回路管道中液态冷媒的流量进行调节的工作流程图。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下参照附图并举实施例，对本发明进一步详细说明。

空调器工作在高温环境时若压缩机的排气温度升高，则空调器工作环境温度升高，冷凝器的冷凝效率低下，从而使压缩机的吸气温度升高。由于压缩机排气温度T_d和压缩机的吸气温度T_s的关系式为

其中，n为压缩过程多方指数，τ为压比，

p_s为吸气压力，p_d为排气压力。因此压缩机的吸气温度升高，则排气温度便会随之继续升高，由此循环直至排气温度达到临界点后压缩机停机进行自保护，致使空调器工作不稳定且制冷效果变差。本发明的核心在于将冷凝器流出的低温高压液态冷媒中的一部分引入到压缩机入口，与从蒸发器回流到压缩机中的高温低压气态冷媒混合后一起被吸入压缩机，降低压缩机的吸气温度和内部电机的温度，从而压缩机的排气温度降低。本发明避免了高温环境下由于排气温度升高而导致压缩机吸气温度升高，吸气温度升高又导致排气温度升高的恶性循环，使空调器在高温环境下仍具有良好的系统可靠性和制冷效果。

图1示出了本发明中空调器的结构原理图。如图1所示，用于高温环境下的空调器包括压缩机101、冷凝器102、第一节流阀103、蒸发器104和冷媒循环管道105。

其中，压缩机101、冷凝器102、第一节流阀103、蒸发器104依次通过所述冷媒循环管道105首尾相连，构成封闭的冷媒的循环通道。其中，压缩机101的冷媒出口通过冷媒循环管道105与冷凝器102的入口相连。压缩机101的冷媒入口通过冷媒循环管道105与蒸发器104的冷媒出口相连。冷凝器102的冷媒出口与蒸发器104的冷媒入口通过冷媒循环通道相连，且在冷凝器102的冷媒出口与蒸发器104的冷媒入口之间的冷媒循环管道105中还设置有节流阀。

进一步，本发明中的空调器还包括：液态冷媒喷射回路管道106。

液态冷媒喷射回路管道106的一端与冷凝器102与节流阀之间的冷媒循环管道105连通，液态冷媒喷射回路管道106的另一端与蒸发器104与压缩机101之间的冷媒循环管道105连通；流出冷凝器102的部分冷媒通过液态冷媒喷射回路管道106流向压缩机101冷媒入口。

压缩机101用于对冷媒进行加压。冷媒被压缩机101加压后成为高温高压的气体状态，并进入冷凝器102。高温高压的气体状态的冷媒进入冷凝器102后，冷凝液化放热，成为低温高压的液体。冷媒由气体状态变为液体状态的过程中，会释放热量。低温高压液体状态的冷媒流出冷凝器102后一部分进入节流阀，经节流阀减压后变为低温低压液体流入蒸发器104中，低温低压液态冷媒进入蒸发器104后气化吸热，成为气态冷媒，气态冷媒通过冷媒循环管道105回流到压缩机101入口，进行冷媒的下次循环。图中箭头方向即为冷媒的循环方向。同时由冷凝器102流出的液态冷媒的另一部分流入液态冷媒喷射回路管道106，经液态冷媒喷射回路管道106流入到压缩机101入口，与蒸发器104蒸发后的气态冷媒混合，输入到压缩机101内部。由于液态冷媒喷射回路管道106中的低温高压液态冷媒和蒸发器104中的高温低压气态冷媒混合后被吸入到压缩机101中，因此压缩机101的吸气温度、吸气压力和内部电机的温度均降低，由此压缩机101的排气温度降低，保证了空调器即使在高温环境中依然能够稳定的工作，并具有较好的制冷效果。

下面通过具体实施例对空调器的结构及工作原理进行详细描述。

图2示出了实施例中空调器的结构示意图。如图2所示，空调器包括室内机和室外机。室内机包括蒸发器104，室外机包括压缩机101、冷凝器102、连接冷凝器102与蒸发器104的冷媒循环管道105上设置的第一节流阀103、连接蒸发器104与压缩机101的冷媒循环管道105上设置的第二节流阀201。压缩机101、冷凝器102、第一节流阀103、蒸发器104和第二节流阀201依次通过冷媒循环管道105首尾相连构成封闭的冷媒的循环通道。压缩机101与冷凝器102之间的冷媒循环管道105和第二节流阀201与压缩机101之间的冷媒循环管道105之间设置四通阀202。

液态冷媒喷射回路管道106设置于冷凝器102与第一节流阀103之间。如图2所示，液态冷媒喷射回路管道106的入口与冷凝器102与第一节流阀103之间的冷媒循环管道105连通，液态冷媒喷射回路管道106的出口与四通阀202和压缩机101之间的冷媒循环管道105连通。

空调器还包括：换热器204。

液态冷媒喷射回路管道106中液态冷媒以及冷凝器与第一节流阀之间的冷媒循环管道中的液态冷媒通过换热器204进行热交换。

换热器204采用翅片管或者采用由翅片管和翅片管外周套有与翅片管构成热交换区域的外配管组成的U型翅片管（也称二重管）。

其中，换热器204包括第一换热管道和第二换热管道（图中未给出换热器的内部结构）。第一换热管道与冷凝器与第一节流阀之间的冷媒循环管道连通。由冷凝器流出的液态冷媒经第一换热管道放热达到进一步冷却。第二换热管道与液态冷媒喷射回路管道106连通，第一换热管道中的液态冷媒与第二换热管道的液态冷媒换热从而提高液态冷媒喷射回路管道中液态冷媒的温度。本发明中换热器204为液体与液体之间进行热交换的换热器204。

空调器还包括：冷媒喷射控制装置203。

冷媒喷射控制装置203设置于液态冷媒喷射回路管道106上，用于控制喷入压缩机101冷媒入口的液体冷媒流量。

冷媒喷射控制装置203中包括：第三节流阀231和控制第三节流阀的控制器232。

其中，第三节流阀231设置于冷凝器103冷媒出口与换热器204之间的液态冷媒喷射回路管道106上。控制器232与第三节流阀231电连接并通过控制第三节流阀231的开度对液态冷媒喷射回路管道106中液态冷媒的流量进行调节。

通过在液态冷媒喷射回路管道106设置第三节流阀231，可控制液态冷媒喷射回路管道106中喷入压缩机101冷媒入口的液态冷媒的流量。

由于节流阀没有流量负反馈功能，因此第三节流阀231不能根据压缩机的排气温度进行精确的控制。为使技术方案进一步的完善，能够实现根据压缩机的排气温度对液态冷媒喷射回路管道106喷入压缩机101冷媒入口的流量进行精确控制，本发明采用由主控单元301、电子膨胀阀302和温度传感器（图中未示出）组成的冷媒喷射控制装置203。其中，主控单元301可采用单片机、DSP（digital signal processor）或CPU其中的一种。

图3示出了液态冷媒喷射回路管道106的结构示意图。如图3所示，电子膨胀阀302设置于连接换热器204和压缩机101冷媒入口的冷媒循环管道105上；温度传感器设置于压缩机101冷媒出口处，用于测试压缩机101的排气温度；主控单元301与温度传感器和电子膨胀阀302电连接，主控单元301根据温度传感器探测到的压缩机101的排气温度来调节电子膨胀阀302的开度，从而控制压缩机101冷媒入口处液态冷媒的喷入流量。

下面对冷媒喷射控制装置203如何控制压缩机冷媒入口的液态冷媒流量以降低高温环境下压缩机101的排气温度的工作原理进行详细阐述。

经冷凝器102冷却后的液态冷媒由冷凝器102的冷媒出口流出后，分为两个流向。其中，一个流向为经过U型翅片管进一步过冷后通过节流阀流入蒸发器104进行制冷循环的B-B1流向；另一流向为先经电子膨胀阀302节流后，形成低温低压的液体冷媒，再经过U型翅片管与B-B1流向的高温高压冷媒换热升温后，流入到压缩机101冷媒入口的A-A1流向。其中A-A1流向的液态冷媒流入到压缩机101内的流量由主控单元301控制电子膨胀阀302的开度来实现。当冷媒喷射控制装置203的温度传感器检测到压缩机101的排气温度高于设定的排气温度时，主控单元301控制电子膨胀阀302的开度。排气温度越高，则电子膨胀阀302的开度就越大，A-A1流向的冷媒流量就越大，从而喷射到压缩机101冷媒入口的液态冷媒越多。A-A1流向的低压低温液态冷媒与蒸发器104蒸发后的高温低压气态冷媒混合后吸入到压缩机101内部，由于液态冷媒和气态冷媒混合，则吸入压缩机101内部的冷媒的温度和压力均降低，压缩机101内部电机的温度也随之降低，进而压缩机101的排气温度降低，从而保证了压缩机101在高温环境下的工作稳定性，大大提高空调器的制冷效率。

图4示出了主控单元通过电磁膨胀阀对液态冷媒喷射回路管道106中液态冷媒的流量进行控制的工作流程。如图4所示，包括如下步骤：

S401：设定电子膨胀阀的开度（EVB）的范围为[0，480]。

S402：设定电子膨胀阀302的开度的初始值，n=0。

当压缩机101运转时，设定电子膨胀阀302的开度的初始值为EVB(n)＝43[pls]；

当压缩机101停止时，设定电子膨胀阀302的开度的初始值为EVB(start)＝0[pls]。

初始化电子膨胀阀开度变化值⊿EVB为任意值，⊿EVB的初始值可以为很大或很小的整数。本实施例中，⊿EVB的取值为1。

其中，pls为步或脉冲，本实施例中，电子膨胀阀302靠步进电机进行开度的调节。

S403：主控单元检测压缩机101冷媒入口的吸气过热度（SH）。

S404：根据吸气过热度（SH）判断电子膨胀阀302是否工作。若SH小于或等于设定的过热度值，则电子膨胀阀不工作；若SH大于设定的过热度值，电子膨胀阀工作。主控单元执行步骤S405对液态冷媒喷射回路管道中的液态冷媒在设定周期内进行流量的调节。

过热度（SH）为压缩机101吸气口的温度与吸气压力对应的饱和温度的差值。本实施例中，规定以设定的过热度值为5，即用SH=5做为电子膨胀阀302的调节分界点。当SH≤5时为非高温工况，无需液态冷媒喷入压缩机冷媒入口，因此电磁膨胀阀不工作；当SH＞5时，为高温工况，需要打开电磁膨胀阀对液态冷媒喷射回路管道中的液态冷媒的流量进行调节。本实施例中，过热度值选取SH=5为分界点的原因为经验性选择，由所需试验机器决定。对于设定的过热度值的取值不局限于本实施例中的取值，对于不同的空调器，过热度的设定值与各个系统及所处工况均有关系。

S405：计算EVB(n+1)＝EVB(n)＋⊿EVB；            （公式1）

其中，n为大于0的自然数。EVB(n+1)为设定周期内电子膨胀阀的开度，EVB(n)为上一设定周期计算出的电子膨胀阀的开度，⊿EVB为根据比较结果计算出的所述电子膨胀阀的调节量。

S406：判断电子膨胀阀的开度值EVB(n+1)。

若0＜EVB(n+1)＜480，进入步骤S407；

若EVB(n+1)≤0，进入步骤S409；

若EVB(n+1)≥480，进入步骤S410。

S407：主控单元根据电子膨胀阀的开度值EVB(n+1)对电子膨胀阀的开度进行调节后，通过温度传感器检测压缩机的排气温度Td。

在对电子膨胀阀的开度进行调节后，液态冷媒喷射回路管道6中喷入压缩机冷媒入口的液态冷媒的流量也被调节，主控单元通过温度传感器得到压缩机的排气温度Td。

S408：将排气温度Td与设定温度100℃比较得出新的电子膨胀阀开度变化值⊿EVB，n=n+1，跳到S403进行下一设定周期内主控单元对电子膨胀阀开度的调节。

若Td﹥100℃时，⊿EVB=⊿EVB+1；

若Td≤100℃时，⊿EVB=⊿EVB-1。

本实施例中，将排气温度Td与设定温度100℃比较，是因为100℃为压缩机进行实验时的经验值，当超过100℃时，压缩机会进入一个恶性循环，压缩机的排气温度会迅速上升，在这个过程中进行电子膨胀阀开度的调节，利于液态冷媒喷射回路管道中液态冷媒流量的调节。当然，设定温度选为100℃只是由本发明实施例中选用的压缩机的机型和所处工况决定。当压缩机的机型和所处工况改变时，设定温度不再选为100℃，而是随压缩机的机型和所处工况的改变而改变。

S409：EVB(n+1)＝0。

当电子膨胀阀302的开度小于0，说明压缩机101冷媒出口的排气温度很低，电子膨胀阀302的开度取值为0，则电子膨胀阀302处于全关状态。电子膨胀阀302全关可以防止液态冷媒喷射回路管道106中的液态冷媒进入压缩机101而使压缩机101产生液击。

S410：EVB(n+1)＝480。

当电子膨胀阀302的开度大于480，说明压缩机101冷媒出口的排气温度很高，电子膨胀阀302的开度取值为480，则电子膨胀阀302处于全开状态，使液态冷媒以最大流量流入压缩机以降低压缩机的吸气温度来保护压缩机101。

通过以上步骤的执行实现了冷媒喷射控制装置对液态冷媒喷射回路管道中液态冷媒流量的控制，从而实现对压缩机的排气温度的控制，使压缩机在高温环境下能够稳定工作，且能大大提高空调器的制冷效率。当然，压缩机101冷媒出口的排气温度Td的大小也和工况有关，在稳定的工况下，压缩机101冷媒出口的排气温度不能超过140℃，当排气温度超过140℃时，压缩机101便会停机进行自我保护。本实施例中，压缩机进行自我保护的临界点温度为140℃是根据本发明中实施例中的压缩机类型和压缩机所处的工况选定。当压缩机的类型和所处工况改变时，其自我保护的临界点温度则相应改变，而不局限于本实施例中列举的温度。

本发明中，冷媒可采用氨气或氟氯碳化物，或者也可采用与氨气或氟氯碳化物具有相同性质，即容易吸热变成气体，又容易放热变成液体的其他物质。

以上所述仅为本发明的较佳实施例，并非用于限制本发明的保护范围。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换以及改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.一种用于高温环境下的空调器，包括：压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器；其中，所述压缩机、冷凝器、第一节流阀、蒸发器依次通过所述冷媒循环管道首尾相连，构成封闭的冷媒的循环通道，其特征在于，所述空调器还包括：液态冷媒喷射回路管道；

所述液态冷媒喷射回路管道的一端与所述冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通，另一端与所述蒸发器与压缩机之间的冷媒循环管道连通；所述冷凝器流出的部分液态冷媒通过所述液态冷媒喷射回路管道与由所述蒸发器流出的气态冷媒混合后进入到所述压缩机。

2.如权利要求1所述的空调器，其特征在于，所述空调器还包括：

冷媒喷射控制装置，用于控制所述液态冷媒喷射回路管道流入到所述压缩机的液态冷媒的流量。

3.如权利要求2所述的空调器，其特征在于，所述冷媒喷射控制装置包括：主控单元、设置于液态冷媒喷射回路管道中的电子膨胀阀和设置于所述压缩机冷媒出口处的温度传感器；

所述主控单元根据所述温度传感器探测的温度来控制所述电子膨胀阀的开度。

4.如权利要求2所述的空调器，其特征在于，所述冷媒喷射控制装置包括：控制器，以及设置于所述液态冷媒喷射回路管道中的第三节流阀；

所述控制器用于控制第三节流阀的开度。

5.如权利要求1至4之一所述的空调器，其特征在于，所述空调器还包括：

换热器，用于所述冷凝器与第一节流阀之间的冷媒循环管道的液态冷媒和所述液态冷媒喷射回路管道中的液态冷媒进行热交换。

6.如权利要求5所述的空调器，其特征在于，所述换热器包括：第一换热管道和第二换热管道，其中，

第一换热管道与所述冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通；第二换热管道与所述液态冷媒喷射回路管道连通；

第一换热管道中的液态冷媒与第二换热管道中的液态冷媒进行热交换。

7.如权利要求5所述的空调器，其特征在于，所述换热器为翅片管和由翅片管和翅片管外周套有与翅片管构成热交换区域的外配管组成的U型翅片管中的一种。

8.如权利要求1所述的空调器，其特征在于，所述空调器还包括：

第二节流阀，设置于所述连接蒸发器与压缩机的冷媒循环管道上，用于控制流入所述压缩机冷媒入口的气体冷媒的流量。

9.一种空调器在高温环境下的控制方法，包括：

主控单元接收温度传感器发送的温度值；其中，所述温度传感器设置于所述空调器的压缩机冷媒出口处；

所述主控单元将接收的温度值与设定温度值进行比较，根据比较结果计算电子膨胀阀的调节量；其中，所述电子膨胀阀设置于液态冷媒喷射回路管道上，所述液态冷媒喷射回路管道的一端与所述空调器的冷凝器与节流阀之间的冷媒循环管道连通，另一端与所述空调器的蒸发器与压缩机之间的冷媒循环管道连通；

所述主控单元根据所述调节量对所述电子膨胀阀的开度进行调节。

10.如权利要求11所述的控制方法，其特征在于，所述主控单元在设定的周期内对所述电子膨胀阀的开度进行一次调节，在所述设定的周期内，主控单元根据比较结果计算电子膨胀阀的调节量具体包括：

若比较结果为：所述主控单元接收的温度值大于设定温度值，则调节量增加一个设定值；

若比较结果为：所述主控单元接收的温度值小于设定温度值，则调节量减少一个设定值；

所述主控单元根据所述调节量对所述电子膨胀阀的开度进行调节具体为：EVB(n+1)＝EVB(n)＋⊿EVB，

其中，EVB(n+1)为所述电子膨胀阀在设定周期内的开度，EVB(n)为上一设定周期内所述电子膨胀阀的开度，⊿EVB为所述主控单元根据比较结果计算出的所述电子膨胀阀的调节量。

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