CN109931720B - 一种热泵系统 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种热泵系统，包括由转子式压缩机、冷凝器、主路节流元件和蒸发器通过管路依次连接而形成的主循环回路；主循环回路连接有支路，该支路从其分支点处分出第一分支和第二分支，支路的输入端连接在主循环回路关于主路节流元件和冷凝器之间的管路，支路的第一输出端与压缩机气缸的喷入口相连接，支路的第二输出端与所述压缩机的吸气口相连通；主循环回路的连接在所述主路节流元件和所述冷凝器之间的管路串接有过冷器，且支路关于其输入端与分支点之间的管路也串接该过冷器，支路关于其输入端与所述过冷器之间的管路设置有辅路节流元件。该热泵系统能够使系统中的冷媒流量增加，能提升制热能力，并能避免压缩机受到损坏。

Description

一种热泵系统

技术领域

本发明涉及一种热泵系统。

背景技术

在寒冷地区吸入压力较低情况下，当室外温度很低时，热泵系统的室外机热交换能力下降，使得压缩机正常回气口(即吸气口)的回气量减少，系统中冷媒流量减少，导致制热量减少。另外，该情况也会引起排气温度上升等现象，严重时会损坏压缩机。目前虽然也有增焓技术来解决上述问题，然而现有的增焓技术多取用单纯的喷气或喷液，气态喷入时由于冷媒体积大，会导致补气质量流量有限，而如果单纯以液态冷媒喷入时会出现液击，容易损坏压缩机机芯。

发明内容

基于此，本发明的目的在于提供一种热泵系统，该热泵系统能够增加压缩机的冷媒量，使系统中的冷媒流量增加，有利于提升制热能力，并有利于避免压缩机受到损坏。

为达到上述目的，本发明所提出的热泵系统包括转子式压缩机、冷凝器、主路节流元件以及蒸发器，所述转子式压缩机、所述冷凝器、所述主路节流元件和所述蒸发器通过管路依次连接而形成主循环回路；

所述主循环回路连接有支路，所述支路从其分支点处分出第一分支和第二分支，所述支路具有输入端，所述第一分支的端部构成所述支路的第一输出端，所述第二分支的端部构成所述支路的第二输出端，所述支路的输入端连接在所述主循环回路关于所述主路节流元件和所述冷凝器之间的管路，所述转子式压缩机的气缸设有喷入口，所述第一输出端与所述喷入口相连接，所述第二输出端与所述压缩机的吸气口相连接，或所述第二输出端连接于所述主循环回路关于所述蒸发器和所述压缩机之间的管路；

所述主循环回路的连接在所述主路节流元件和所述冷凝器之间的管路串接有过冷器，且所述支路关于其输入端与分支点之间的管路也串接所述过冷器，所述支路关于其输入端与所述过冷器之间的管路设置有辅路节流元件。

可选的，所述支路的输入端连接于所述主循环回路关于所述过冷器与所述主路节流元件之间的管路。

可选的，所述支路的输入端连接在所述主循环回路上关于所述过冷器与所述冷凝器之间的管路。

可选的，所述主路节流元件为节流阀，所述辅路节流元件为节流阀或毛细管。

可选的，所述转子式压缩机为双缸转子式压缩机，所述喷入口设为两个，两个所述喷入口分别与所述双缸转子式压缩机的两个气缸相连通，所述第一输出端设为两个，两个所述第一输出端分别连接两个所述喷入口。

可选的，所述第一分支分出有两个输出段，所述输出段的端部构成所述第一输出端。

可选的，所述第一分支通过所述第一输出端以及所述第二分支通过所述第二输出端同时对所述转子式压缩机进行冷媒补气。

可选的，所述第一分支和所述第二分支分别以湿度为0.5以上的气液两相状态的冷媒对所述转子式压缩机同时进行补气。

可选的，所述压缩机包括本体和储液罐，所述吸气口设于所述储液罐，所述本体和所述储液罐之间连接有吸气回路管，所述吸气回路管为细长管。

可选的，所述吸气回路管满足以下条件：

30≤l/d≤50；

其中,l表示吸气回路管的长度，d表示吸气回路管的直径。

可选的，所述气缸设于所述本体，所述吸气回路管的两端分别连接所述气缸和所述储液罐。

实施本发明实施例，具有如下有益效果：

本发明通过所述支路的第一分支和第二分支分别向转子式压缩机的气缸补入一部分中间压力的冷媒，与压缩机内经过初级压缩的冷媒混合再压缩，能够增加在热泵系统中所循环的冷媒流量而实现增焓，进而能够提升热泵系统的制热量，有效提升热泵系统的制热能力和能效，使热泵系统可满足寒冷条件下的取暖需求。而由于在所述支路上设置辅路节流元件和过冷器，能够使冷媒以气液两相的形态进入压缩机的气缸内，则一方面有利于避免压缩机的机芯受液击而损坏，另一方面能够确保喷入压缩机气缸的冷媒的质量。此外，由于进入压缩机内的低温冷媒量增加，则能够有利于避免压缩机的排气温度过高而使压缩机受到损坏。

附图说明

图1是本发明实施例一所述的热泵系统的结构示意图。

图2是本发明实施例一所述的压缩机与所述支路的第一分支之间的连接结构图。

图3是图1所示热泵系统的原理示意图。

图4是本发明实施例一所述的热泵系统的压焓图。

图5是本发明实施例一所述的压缩机的内部截面图。

图6是本发明实施例一所述压缩机的气缸吸入端口处的流速、压力和压缩机曲轴角之间的关系图。

图7是本实施例一所述的过给率与吸气回路管的管长之间的关系图。

图8是本发明实施例二所述的热泵系统的结构示意图。

图9是图8所示热泵系统的原理示意图。

图10是本发明实施例二所述的热泵系统的压焓图。

附图标记说明：

10、压缩机，101、吸气回路管，102、本体，103、储液罐，1031、吸气口，104、喷入口，11、气缸，12、活塞，13、压缩腔，14、曲轴，15、滑片，16、吸入端口，20、蒸发器，30、冷凝器，40、主路节流元件，50、消声器，60、支路，61、第一分支，611、第一输出端，612、输出段，62、第二分支，621、第二输出端，63、输入端，70、辅路节流元件，80、主循环回路，100、过冷器。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明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发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，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，都属于本发明保护的范围。

实施例一

参见图1至图3，本实施例的热泵系统包括转子式压缩机10、冷凝器30、主路节流元件40以及蒸发器20，该转子式压缩机10、冷凝器30、主路节流元件40和蒸发器20通过管路依次连接而形成主循环回路80；该主循环回路80的连接在主路节流元件40和冷凝器30之间的管路串接有过冷器100；主循环回路80连接有支路60，该支路60从其分支点处分出第一分支61和第二分支62，支路60具有输入端63，且第一分支61的端部构成上述支路60的第一输出端611，第二分支62的端部构成上述支路60的第二输出端621，该支路60的输入端63连接在主循环回路80上关于主路节流元件40和冷凝器30之间的管路，且支路60关于其输入端63与分支点之间的管路也串接上述过冷器100，该支路60关于其输入端63与过冷器100之间的管路还设置有辅路节流元件70，上述压缩机10的气缸11设有与其内部连通的喷入口104，支路60的第一输出端611与上述喷入口104相连接，支路60的第二输出端621直接与压缩机10的吸气口1031相连接，或支路60的第二输出端621连接在主循环回路80上关于蒸发器20与压缩机10之间的管路。

基于以上结构，则一方面，本实施例可由上述支路60的第一分支61通过气缸11的喷入口104向气缸11内喷入一部分中间压力的冷媒，另一方面可由上述支路60的第二分支62通过吸气回路管101向气缸11内补入另一部分中间压力的冷媒，之后，该两部分中间压力的冷媒压缩机10内经过初级压缩的冷媒混合再压缩，实现单台压缩机10至少两级的压缩，能够增加在热泵系统中所循环的冷媒流量，并因此能够实现增焓，进而可提升热泵系统的制热量，以及有效提升热泵系统的制热能力和能效，使热泵系统可满足寒冷条件下的取暖需求。这里要指出的是，上述第一分支61即为喷气增焓回路，其通过所述喷入口104向压缩机10气缸11内喷入中间压力的冷媒而实现喷气增焓，上述第二分支62即为系统增焓回路，其通过所述吸气回路管101向压缩机10气缸11补入另一部分中间压力的冷媒而实现系统增焓。另外，由于在所述支路60上设置辅路节流元件70，以及使冷媒在经过辅路节流元件70后进入过冷器100中吸收热量，能够使第一分支61和第二分支62上的冷媒分别以气液两相的形态同时进入压缩机10的气缸11内，则一方面有利于避免压缩机10的机芯受液击而损坏，另一方面能够确保喷入压缩机10气缸11的冷媒的质量。此外，由于进入压缩机10内的低温冷媒量增加，则能够有利于避免压缩机10的排气温度过高而使压缩机10受到损坏。

其中，上述支路60的输入端63连接于主循环回路80关于过冷器100与主路节流元件40之间的管路。在本实施例中，主路节流元件40和辅路节流元件70均为节流阀，因而，通过设置支路60上的节流阀的开度，能够使第一分支61和第二分支62上的冷媒分别以湿度0.5以上的气液两相状态同时喷入压缩机10内，进而能够进一步降低上述液击，并能够尽可能确保喷入的冷媒量，可进一步优化喷入效果；当然，上述节流元件也可为毛细管或电子膨胀阀等元件。此外，本实施例的转子式压缩机10为双缸转子式压缩机10，上述喷入口104设为两个，两个喷入口104分别与该双缸转子式压缩机10的两个气缸11的内部相连通，而上述第一输出端611也相应设为两个，该两个第一输出端611分别连接两个所述喷入口104；具体的，上述第一分支61可分出有两个输出段612，输出段612的端部即可构成上述第一输出端611；由此，第一分支61通过两个第一输出端611能够将主循环回路80上的冷媒在经过辅路节流元件70和过冷器100处理后再喷入压缩机10的两个气缸11内，实现喷气增焓。另外，参见图2，本实施例的支路60上还设置有消声器50，以降低呼吸效应的影响，提高吸入效率。

进一步的，本实施例的压缩机10包括本体102和储液罐103，本体102和所述储液罐103之间连接有吸气回路管101；而且，上述气缸11设于该本体102中，上述吸气口1031设于储液罐103，吸气回路管101的两端分别连接气缸11和所述储液罐103。为使冷媒更有效率地通过压缩机10吸气口1031进入气缸11内进行压缩，本实施例的吸气回路管101可设计为细长管，且该吸气回路管101可满足以下条件：

30≤l/d≤50；

其中,l表示吸气回路管101的长度，d表示吸气回路管101的直径。由此，能够增大吸入脉动，增强吸入过给效果，使冷媒能够更多的进入压缩机10的气缸11进行压缩，则其能够进一步提升热泵系统的制热能力和能效。

以下结合图5针对吸气回路管101与上述吸入脉动及过给效果之间的关系进行说明。如图5所示，压缩机10机芯的压缩腔13由汽缸与活塞12形成，活塞12通过曲轴14的偏芯轴部实现与汽缸内壁的偏心，所以汽缸内壁与活塞12外径形成的封闭的空间为压缩腔13，压缩机10工作时，曲轴14的主轴带动偏芯轴部转动，套在偏心轴部上的活塞12随着一起转动，压缩腔13通过上述吸气回路管101与热泵系统的蒸发器20相通而吸入低温低压的冷媒，冷媒在压缩腔13内通过活塞12的转动容积不断变小，变成高温高压的冷媒供热泵系统工作。压缩机10压缩腔13的容积即为理论排气量：

V_st＝(π/4)*h*(Cd²-RD²)；

其中，Cd表示气缸11的内径，RD表示活塞12的外径。曲轴角(曲轴14相对于滑片15的转动角度)转动一周,即曲轴角转动360°(0°-360°)时所吸的冷媒体积在理论上与上述理论排气量V_st相同。所以在一定转速rps下,压缩机10压缩腔13理想的体积流量为:

Q_lx＝V_st*rps；

而压缩机10压缩腔13理想的质量流量为：

Q_lm＝ρ*Q_lx＝ρ*V_st*rps；

其中，ρ为冷媒密度。过给增焓的理论就是使压缩机10在一定的转速下，吸入比理论更多的冷媒，即：

Q_gjm>Q_lm；

上述Q_gjm表示在实际条件下压缩机10压缩腔13所吸入的过给的质量流量。

如图5所示，假设吸气回路管101到压缩机10机腔体的冷媒状态一致,并假设压缩机10的曲轴14转动一周从上述吸气回路管101里吸入同体积同质量的冷媒(X₁、X₂……)，那么会有：

V_st＝X₁＝X₂＝…

压缩机10实际工作时，由于活塞12转动时压缩腔13的月牙体积变化不是均匀的，加上在曲轴角从滑片15转动到吸入端口16(即吸气回路管101的出口)时并不吸气，所以吸气回路管101内的X₁与X₂等并不是匀速地移动，而是会不断地叠加，吸气回路管101的入口与出口处的冷媒运动量会发生时间上的动作差异，导致吸气回路管101内的冷媒流动便会出现上述的吸入脉动。由于各个截面的流速及压力都不一样，并且随着压缩机10周期性的吸气与排气，该流速及压力也会出现周期性的变化，而基于吸气回路管101的管长及管径尺寸，这个吸入脉动拥有固有共振频率。转子式压缩机10就是利用这个“吸入脉动”，在某个条件下，把超过理论质量流量的冷媒吸入吸气腔内。

吸入脉动是在吸气回路管101中形成的，吸气回路管101长度l越长，越有利于多个单位的冷媒(X₁,X₂…)的叠加，而吸入管径d越细，也越有利于冷媒流速、压力变化的叠加，所以细长管是有利于吸入脉动的形成，容易实现过给效果。

为了计算压缩机10的压缩腔13所吸入的冷媒流量，设想将吸气回路管101内的冷媒状态分成n个△x去分析，以便计算吸气回路管101出口处(即上述吸入端口16处)的冷媒流速及压力状态，进而计算出实际吸入的冷媒流量。如下所示，流体的3个基本方程式为：

(其中，/>)；

以上各式中，a表示音速，p表示压力，R表示理想气体常数，T表示温度，t表示时间，u表示流速，x表示坐标，k表示比热比，ρ表示密度。

在这三个基本方程式的基础上，运用偏微分方程式的特性曲线求解，就可以获得曲轴角从0-360°转动时所述吸入端口16附近的流速曲线，具体可如图6所示。从图6中可以看出，随着曲轴角的行进，压力与流速会发生相应变化。

冷媒的吸入过给效果可通过过给率α来表示，过给率α表示的是压缩机10在实际过给情况下吸入的冷媒的质量流量与理论上吸入的冷媒的质量流量之间的比值，即有：α＝Q_gjm/Q_lm，而根据流量与流速的关系：Q_m＝ρ*S*u(式中，ρ表示密度，S表示吸气回路管101截面积，u表示冷媒流速)，以及根据上面公式Q_lm＝ρ*V_st*rps,可以得到：α＝Q_gjm/Q_lm＝(ρ*S*u)/(ρ*V_st*rps)＝(S*u)/(V_st*rps)。根据气体脉动的形成原理，显然吸气回路管101的吸入端口16附近冷媒流速u与吸气回路管101的长度l和管径d有直接关系，而吸气回路管101截面积S也与吸气回路管101的管径d有关，而V_st*rps可通过理论计算获得，其相当于一个定量，因此，通过过给率α的上述公式，可以知道，该过给率α与吸气回路管101的长度l和管径d存在直接的关系。通过大量的计算与实际压缩试验测试，可以获得如图7所示的曲线图；由图7可以知道，吸气回路管101的长度l和管径d的比例关系满足以下公式30≤l/d≤50时，压缩机10的过给率在110％以上；在该图7中，虽然当50≤l/d≤60时，过给率也在110％以上，但由于吸气回路管101加长会带来不便，因此不予采用。由此，当吸气回路管101满足条件30≤l/d≤50时，能够使压缩机10的吸气力量提升10％以上，从而能够提高系统中冷凝器30的冷媒流量，进而能够制热量，以及提高制热能力和能效。

图4为本实施例所述的热泵系统的压焓图。在该图4中，横坐标表示焓值h,纵坐标表示压力p。结合图3和图4所示，高温高压冷媒从压缩机10出来后，通过冷凝器30放热冷凝，主循环回路80上的状态为4的冷媒通过过冷器100后过冷成为状态5，之后冷媒分成两路流动：第一路沿上述支路60流动，即辅路节流元件70→冷媒状态为6的位置→过冷器100→冷媒状态为6'的位置→冷媒状态7和8的位置；第二路为冷媒状态为5的位置→主路节流元件40→冷媒状态为5'的位置→蒸发器20→四通阀→冷媒状态为1的位置。以下针对这两路冷媒流动进行说明：

在第一路的冷媒流动中，冷媒通过辅路节流元件70进入过冷器100吸热(该吸热量与冷媒从状态4到状态5过冷的放热量相等)，该支路60上的冷媒经过过冷器100后变成状态6变为状态6'，根据过冷器100中冷热平衡关系调节辅路节流元件70的开度,可使状态6'的冷媒的干度在O.5以下(即湿度0.5以上),然后通过上述喷入口104和上述吸气口1031对压缩机10进行补气。在第二路的冷媒流动中，冷媒通过主路节流元件40节流后受到蒸发器20的蒸发压力,然后在蒸发器20中蒸发吸热成为状态为1的气态冷媒,与状态为8的冷媒混合后通过吸气回路管101一起吸入机芯的压缩腔13,由于吸气回路管101的细长设计,能实现过给效果，在该作用下使压缩机10能吸入较理论更多的冷媒。状态为1的冷媒、状态为8的冷媒、直接从机芯补气的状态为7的冷媒以及压缩腔13内经过初级压缩的状态为2的冷媒在压缩腔13内混合而变成状态2',然后由压缩机10工作进一步压缩成状态3进入冷凝器30,冷媒经过冷凝器30放热使目标空间得到热量。由于两路补气的作用,使压缩机10排出进入冷凝器30的冷媒质量流量更大,并且也增大了主循环回路80的焓差，由此能更快速地得到较大的热量。

因而，在图4中，从点1至点2以及从点2'至点3表示的是冷媒在经过压缩机10时的压缩过程，从点3至点4表示的是主循环回路80的冷媒经过冷凝器30的冷凝放热过程，从点4至点5表示的是主循环回路80上的冷媒经过过冷器100时的放热过程，从点5至点6表示的是支路60上的冷媒经过辅路节流元件70的节流降压过程，从点6至点6'表示的是支路60上的冷媒经过过冷器100时的吸热过程，而点6'、点7和点8的冷媒状态为一致，从点7和点8到点2'以及从点2到点2'表示支路60上第一分支61和第二分支62的冷媒进入压缩机10内与压缩机10内经过初级压缩的冷媒相混合的过程，从点5'到点1表示的是主循环回路80上的冷媒经过蒸发器20的蒸发吸热过程。在图4中，从点3至点4之间的焓差大于未进行改进的热泵系统在进行该过程时所产生的焓差，即表明在进行第一分支61和第二分支62的两路补气以及在对吸气回路管101进行改进之后，本实施例的热泵系统的冷凝器30在对冷媒进行冷凝时可以放出更多的热量，由此可以使目标空间获得更大的热量，因此，本实施例能够提升热泵系统的制热量，进而能够有效提升热泵系统的制热能力和能效。另一方面，图4中点3的位置(表示本实施例的压缩机10的排气状态)比点3'的位置(表示未进行补气时的压缩机10的排气状态)靠左，这说明了上述补气可以使压缩机10的排气温度降低，从而能够避免压缩机10因为排气温度过高而受到损坏。

此外，为确保经过辅路节流元件70的状态为6'的冷媒的湿度能够在0.5以上，可以对辅路节流元件70的开度进行适当调节，必要时还可对吸气回路管101的长度和管径进行适当调节，该原理将在下面进行说明。

参见图3和图4，将支路60上的冷媒的质量流量设为Q₁,主循环回路80上的冷媒的质量流量设为Q₂。由于主循环回路80上的冷媒在经过过冷器100由状态4变为状态5的放热量与支路60上的冷媒在经过过冷器100时由状态6变为状态6'的吸热量是相等的，即有：

(h₅-h₄)*Q₁＝(h_6’-h₆)*Q₂

其中，h₅表示点5位置的冷媒的焓值，h₄表示点4位置的冷媒的焓值，h_6’表示点6'位置的冷媒的焓值，h₆表示点6位置的冷媒的焓值。需要注意的是，在图4中，干度线x＝0.5穿过点6'，因而点6'位置的冷媒的干度为0.5(即湿度0.5).由上式中，可以获得：

Q₂＝(h₅-h₄)*Q₁/(h_6’-h₆)

在该式子中：Q₁为支路60上的冷媒的质量流量，可以直接测得；h4为冷凝压力下的饱和液态冷媒的焓值,根据P₄(P_k)可在压焓图中查得；式中h₅＝h₆,该焓值由空调系统的运行条件的过冷度可知,按理论循环过冷度越大越好，但受过冷器100的大小及换热效率所限，现在空调系统过冷度通常设为5℃，所以状态5的温度T₅＝T₄-5℃，再结合P₅＝P₄(即P_k),h₅和h₆这两个参数均可在压焓图中查得。式中h_6’为辅路冷媒压力P_m及干度线x＝0.5的交点，其焓值也可以在压焓图中直接查得。

根据上述公式及已知值，可计算出Q₂的值,然后在系统匹配调节时设计出辅路节流元件70相应的开度或毛细管相应的长度，可以确保冷媒状态6'控制在湿度0.5以上.

实施例二

参见图8和图9，该图9为图8的系统原理图。本实施例与实施例一之间的区别在于，在本实施例中，支路60的输入端63连接在主循环回路80上关于过冷器100与冷凝器30之间的管路。该结构同样可通过支路60的第一分支61和第二分支62向气缸11内补入一部分中间压力的冷媒，由此同样能够实现提升制热量以及制热能效的效果。当然，由于支路60的输入端63位置发生变动，相应的，在一些控制调节上也会与实施例一中的存在不同，比如，同样为确保喷入压缩机10气缸11的冷媒湿度在0.5以上，本实施例的辅路节流元件70的开度会与实施例一中的存在不同等。而本实施例的热泵系统的其他结构与实施例一中的一致，相应的原理及效果也一致，此处不再赘述。

图10为图9所示热泵系统内的冷媒的压焓图；如图10所示，横坐标表示焓值h，纵坐标表示压力p，从点1至点2以及点2'至点3表示的是冷媒在经过压缩机10时的压缩过程，从点3至点4表示的是主循环回路80的冷媒经过冷凝器30的冷凝放热过程，从点4至点5表示的是主循环回路80上的冷媒经过过冷器100时的放热过程，从点4到点4'表示的是支路60上的冷媒通过辅路节流元件70的节流降压过程，从点5到点5'表示的是主循环回路80上的冷媒通过主路节流元件40的节流降压过程，从点5'到点1表示的是主循环回路80上的冷媒经过蒸发器20的蒸发吸热过程，从点4'到点6表示支路60上的冷媒经过过冷器100的吸热过程，点6、点7和点8所表示的冷媒状态一致，从点7和点8到点2'以及从点2到点2'表示的是支路60上第一分支61和第二分支62的冷媒进入压缩机10内与压缩机10内经过初级压缩的冷媒相混合的过程。在图10中，从点3至点4之间的焓差也大于未进行改进的热泵系统在进行该过程时所产生的焓差，即表明在进行第一分支61和第二分支62的两路补气以及在对吸气回路管101进行改进之后，本实施例的热泵系统的冷凝器30在对冷媒进行冷凝时可以放出更多的热量，由此可以使目标空间获得更大的热量，因此，本实施例也同样能够提升热泵系统的制热量，进而也能够有效提升热泵系统的制热能力和能效。另一方面，图10中点3的位置(表示本实施例的压缩机10的排气状态)比点3'的位置(表示未进行补气时的压缩机10的排气状态)靠左，这说明了上述补气也同样可以使压缩机10的排气温度降低，从而本实施例也能够避免压缩机10因为排气温度过高而受到损坏。

本发明的热泵系统在寒冷地区应用时引入过给增焓系统，通过转子式压缩机10的中间喷入口104以及吸气口1031补充冷媒，能够增加压缩机10吸气冷媒量，进而增加循环主回路的冷媒量，实现制热量增加和系统能效提升，此外，该热泵系统能够在最大程度地提升制热能力的同时，有效降低压缩机10排气温度，避免压缩机10受到损坏，其能够满足寒冷地区取暖的要求。

应当理解的是，本发明中采用术语“第一”、“第二”等来描述各种信息，但这些信息不应限于这些术语，这些术语仅用来将同一类型的信息彼此区分开。例如，在不脱离本发明范围的情况下，“第一”信息也可以被称为“第二”信息，类似的，“第二”信息也可以被称为“第一”信息。

以上所述是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以做出若干改进和变形，这些改进和变形也视为本发明的保护范围。

Claims (9)

1.一种热泵系统，其特征在于，包括转子式压缩机、冷凝器、主路节流元件以及蒸发器，所述转子式压缩机、所述冷凝器、所述主路节流元件和所述蒸发器通过管路依次连接而形成主循环回路；

所述主循环回路连接有支路，所述支路从其分支点处分出第一分支和第二分支，所述支路具有输入端，所述第一分支的端部构成所述支路的第一输出端，所述第二分支的端部构成所述支路的第二输出端，所述支路的输入端连接在所述主循环回路关于所述主路节流元件和所述冷凝器之间的管路，所述转子式压缩机的气缸设有喷入口，所述第一输出端与所述喷入口相连接，所述第二输出端与所述压缩机的吸气口相连接，或所述第二输出端连接于所述主循环回路关于所述蒸发器和所述压缩机之间的管路；

所述主循环回路的连接在所述主路节流元件和所述冷凝器之间的管路串接有过冷器，且所述支路关于其输入端与分支点之间的管路也串接所述过冷器，所述支路关于其输入端与所述过冷器之间的管路设置有辅路节流元件；

所述压缩机包括本体和储液罐，所述吸气口设于所述储液罐，所述本体和所述储液罐之间连接有吸气回路管，所述吸气回路管为细长管；

所述吸气回路管满足以下条件：

30≤l/d≤50；

其中,l表示吸气回路管的长度，d表示吸气回路管的直径。

2.根据权利要求1所述的热泵系统，其特征在于，所述支路的输入端连接于所述主循环回路上关于所述过冷器与所述主路节流元件之间的管路。

3.根据权利要求1所述的热泵系统，其特征在于，所述支路的输入端连接在所述主循环回路上关于所述过冷器与所述冷凝器之间的管路。

4.根据权利要求1所述的热泵系统，其特征在于，所述主路节流元件为节流阀，所述辅路节流元件为节流阀或毛细管。

5.根据权利要求1所述的热泵系统，其特征在于，所述转子式压缩机为双缸转子式压缩机，所述喷入口设为两个，两个所述喷入口分别与所述双缸转子式压缩机的两个气缸相连通，所述第一输出端设为两个，两个所述第一输出端分别连接两个所述喷入口。

6.根据权利要求5所述的热泵系统，其特征在于，所述第一分支分出有两个输出段，所述输出段的端部构成所述第一输出端。

7.根据权利要求1至6任一项所述的热泵系统，其特征在于，所述第一分支通过所述第一输出端以及所述第二分支通过所述第二输出端同时对所述转子式压缩机进行冷媒补气。

8.根据权利要求7所述的热泵系统，其特征在于，所述第一分支和所述第二分支分别以湿度为0.5以上的气液两相状态的冷媒对所述转子式压缩机同时进行补气。

9.根据权利要求1所述的热泵系统，其特征在于，所述气缸设于所述本体，所述吸气回路管的两端分别连接所述气缸和所述储液罐。