CN205448417U - 换热系统 - Google Patents

Abstract

本实用新型提供了一种换热系统，包括：主循环流路，主循环流路上依次设置有主压缩机、第一换热器、第一节流装置、第一闪发器、第二节流装置、第二闪发器、第二换热器，其中，主压缩机是双缸双级压缩机、或两个串联设置的单缸压缩机、或带有补气口的涡旋压缩机；第一补气支路，第一补气支路由第一闪发器向主压缩机进行补气；第二补气支路，第二补气支路由第二闪发器向主循环流路进行补气，第二补气支路与主循环流路的连通点位于主压缩机与第一换热器之间，或者连通点位于主压缩机与第二换热器之间。本申请解决了现有技术中热泵系统仍存在超低温工况环境下系统性能差的问题。

Description

换热系统

技术领域

本实用新型涉及换热技术领域，具体而言，涉及一种换热系统。

背景技术

以热泵系统为例，现有的热泵系统主要采用单级压缩的方式，在室外环境温度相对较高时运行性能良好，但是在室外环境温度较低情况下，热泵系统并不能高效、可靠、稳定的运行。

这是因为当室外环境温度较低时，热泵系统的蒸发压力降低较多，压缩机的压比增加，甚至超过普通单级压缩系统正常运行的临界值，且压缩比的增大引起排气温度过高，导致压缩机频繁启停，严重时可导致压缩机烧毁。因此，单级压缩热泵系统在低温季节无法满足供暖、供热水或高温干燥等生产需求。

对此，现有产品中已经进行了改进型设计。以一种超低温热泵空调系统为例，采用增强型喷气涡旋压缩机及蒸气喷射系统，在低温工况制热运行时，利用闪蒸器喷射制冷剂，实现准双级压缩中间补气增焓，相对单级压缩系统，相当于增加了冷凝器出口制冷剂过冷度，使得蒸发器进口比焓降低及蒸发器进出口比焓差增加，可一定程度上提高制热量和COP，闪发气体直接进入压缩机补气口，使得排气温度也有一定程度的降低。但是，超低温环境工况下，也就是工况环境温度低于零下十度时，热泵系统的蒸发温度较低，蒸发器内制冷剂侧压降引起的饱和温度降低的幅度较常温工况要大得多，使得蒸发器平均传热温差很小，蒸发器换换性能较差，使得现有采用双级或准二级压缩中间补气增焓技术，仅能在一定程度上提升低温制热量和COP，压缩机排气温度的降低也很有限。

由此可知，现有技术中的热泵系统仍存在超低温工况环境下换热性能差的问题。

实用新型内容

本实用新型的主要目的在于提供一种换热系统，以解决现有技术中热泵系统仍存在超低温工况环境下系统性能差的问题。

为了实现上述目的，本实用新型提供了一种换热系统，包括：主循环流路，主循环流路上依次设置有主压缩机、第一换热器、第一节流装置、第一闪发器、第二节流装置、第二闪发器、第二换热器，其中，主压缩机是双缸双级压缩机、或两个串联设置的单缸压缩机、或带有补气口的涡旋压缩机；第一补气支路，第一补气支路由第一闪发器向主压缩机进行补气；第二补气支路，第二补气支路由第二闪发器向主循环流路进行补气，第二补气支路与主循环流路的连通点位于主压缩机与第一换热器之间，或者连通点位于主压缩机与第二换热器之间。

进一步地，连通点位于主压缩机与第二换热器之间，第二补气支路上设置有压力平衡装置。

进一步地，连通点位于主压缩机与第二换热器之间，主循环流路上还设置有第三节流装置。

进一步地，连通点位于主压缩机与第一换热器之间，第二补气支路上还设置有辅助压缩机。

进一步地，主循环流路上还设置有第三节流装置。

进一步地，主循环流路上还设置有中间换热器，中间换热器使主循环流路上的第一流段和第二流段进行换热，第一流段处于第一换热器与第一节流装置之间，第二流段处于第二换热器与主压缩机之间。

进一步地，当主压缩机是两个串联设置的单缸压缩机时，第一补气支路的远离第一闪发器的一端与主循环流路的位于两个单缸压缩机之间的流路连通；或当主压缩机是双缸双级压缩机时，双缸双级压缩机的高压腔和低压腔的连通处与第一补气支路的远离第一闪发器的一端连通；或当主压缩机是涡旋压缩机时，第一补气支路的远离第一闪发器的一端与涡旋压缩机的补气口连通。

进一步地，辅助压缩机和主压缩机均位于同一个压缩机壳体内。

进一步地，压力平衡装置为毛细管或调节阀。

进一步地，压力平衡装置为平衡管段，平衡管段的管径范围在3毫米至4毫米之间。

进一步地，换热系统是热泵型空调或热泵型热水器。

应用本实用新型的技术方案，主循环流路上依次设置有主压缩机、第一换热器、第一节流装置、第一闪发器、第二节流装置、第二闪发器、第二换热器，其中，主压缩机是双缸双级压缩机、或两个串联设置的单缸压缩机、或带有补气口的涡旋压缩机，第一补气支路由第一闪发器向主压缩机进行补气，第二补气支路由第二闪发器向主循环流路进行补气，第二补气支路与主循环流路的连通点位于主压缩机与第一换热器之间，或者连通点位于主压缩机与第二换热器之间。通过在第二换热器的入口增加第二闪发器，可以明显改善第二换热器、特别是超低温工况时的传热性能，提高换热压力，减少主压缩机的耗功，进而提高系统性能。从系统循环角度来看，通过增设第二补气支路，与现有技术相比，增加了第一换热器的出口的过冷度，因此，有利于循环制冷量或制热量的提升，并且本实用新型还能明显改善第二换热器的传热性能，更进一步提升该换热系统的循环效率。同时，相对于单级压缩循环而言，本实用新型中的换热系统能够显著提高低温制热能力和能效，也能明显降低主压缩机的排气温度。

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实用新型的进一步理解，本实用新型的示意性实施例及其说明用于解释本实用新型，并不构成对本实用新型的不当限定。在附图中：

图1示出了根据本实用新型的第一个可选实施例的换热系统的原理图；

图2示出了根据本实用新型的第二个可选实施例的换热系统的原理图；

图3示出了根据本实用新型的第三个可选实施例的换热系统的原理图；

图4示出了根据本实用新型的第四个可选实施例的换热系统的原理图；

图5示出了根据本实用新型的第五个可选实施例的换热系统的原理图；以及

图6示出了根据本实用新型的第六个可选实施例的换热系统的原理图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

10、主循环流路；11、主压缩机；111、高压腔；112、低压腔；12、第一换热器；13、第一节流装置；14、第一闪发器；15、第二节流装置；16、第二闪发器；17、第二换热器；18、第三节流装置；19、中间换热器；20、第一补气支路；21、连通点；22、辅助压缩机；30、第二补气支路；31、压力平衡装置。

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实用新型。

应该指出，以下详细说明都是例示性的，旨在对本申请提供进一步的说明。除非另有指明，本文使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

为了解决现有技术中换热系统仍存在超低温工况环境下系统性能差的问题，本实用新型提供了一种换热系统。

如图1至图6所示，换热系统包括主循环流路10、第一补气支路20和第二补气支路30，主循环流路10上依次设置有主压缩机11、第一换热器12、第一节流装置13、第一闪发器14、第二节流装置15、第二闪发器16、第二换热器17，其中，主压缩机11是双缸双级压缩机、或两个串联设置的单缸压缩机、或带有补气口的涡旋压缩机；第一补气支路20由第一闪发器14向主压缩机11进行补气；第二补气支路30由第二闪发器16向主循环流路10进行补气，第二补气支路30与主循环流路10的连通点21位于主压缩机11与第一换热器12之间，或者连通点21位于主压缩机11与第二换热器17之间。

通过在第二换热器17的入口增加第二闪发器16，可以明显改善第二闪发器16、特别是超低温工况时的传热性能，提高换热压力，减少主压缩机11的耗功，进而提高系统性能。从系统循环角度来看，通过增设第二补气支路30，与现有技术相比，增加了第一换热器12的出口的过冷度，因此，有利于循环制冷量或制热量的提升，并且本实用新型还能明显改善第二换热器17的传热性能，更进一步提升该换热系统的循环效率。同时，相对于单级压缩循环而言，本实用新型中的换热系统能够显著提高低温制热能力和能效，也能明显降低主压缩机11的排气温度。

在图1至图6所示的具体实施方式中，第二换热器17为蒸发器，第一换热器12为冷凝器。且实施例都是各种双级压缩制冷循环，这些循环可以用于单冷空调、冷暖空调、超低温热泵空调和热泵热水器等实际制冷或制热系统中，可以提高这些系统的单制冷、单制热或制冷制热的综合性能。

由于气相制冷剂流动压降远大于液相制冷剂，因此将第二换热器17的入口制冷剂中的气相制冷剂分离出去能显著改善第二换热器17的压降，而且由于分离了一部分对传热无利的气相制冷剂，使得第二换热器17内流量有一定幅度的降低，也使得压降进一步降低。第二闪发器16分离的气体为低压气体，如果直接与高压排气混合，则高压排气会直接倒流到第二闪发器16中，因此要么该部分气体直接与主路低压气体混合，要么通过一个升压装置升到高压再与主路高压混合。

需要说明是，在该换热系统内增设四通阀后，本申请中的热泵系统可以是热泵型空调或热泵型热水器。

在申请中，当主压缩机11是两个串联设置的单缸压缩机时，第一补气支路20的远离第一闪发器14的一端与主循环流路10的位于两个单缸压缩机之间的流路连通。

或者，当主压缩机11是双缸双级压缩机时，双缸双级压缩机的高压腔111和低压腔112的连通处与第一补气支路20的远离第一闪发器14的一端连通。

或者，当主压缩机11是涡旋压缩机时，第一补气支路20的远离第一闪发器14的一端与涡旋压缩机的补气口连通。涡旋压缩机没有类似于双缸双级压缩机的高压腔和低压腔之分，压缩过程通过动涡旋盘的按一定轨迹旋转进行。没有单双缸之分，补气口关掉，也就是单级压缩，开多个补气口就可以组成准多级压缩。

在图1所示的具体实施方式中，连通点21位于主压缩机11与第二换热器17之间，第二补气支路30上设置有压力平衡装置31。换热系统运行时，高温高压的制冷剂气体从高压腔111排出进入第一换热器12后变成低温高压的过冷液体，进入第一节流装置13节流后变成中温中压的制冷剂两相混合物进入第一闪发器14中进行气液分离，分离的液态制冷剂经第二节流装置15节流后变成低温低压的制冷剂两相混合物进入第二闪发器16中进行气液分离，分离的低温低压的液态制冷剂直接进入第二换热器17蒸发为低温低压的过热气体制冷剂，与第二闪发器16中分离的经压力平衡装置31调压的低温低压气体制冷剂混合进入低压腔112的吸气口，经低压腔112的压缩升压后成为中温中压的制冷剂气体，与第一闪发器14中分离的中温中压气体制冷剂混合进入高压腔111的吸气口，经高压腔111压缩为高温高压制冷剂气体，完成一个循环。

该实施例通过换热系统中的第二闪发器16的气液分离作用，将进入第二换热器17的气液两相制冷剂的气相部分分离到低压腔112的吸气口，而近似为饱和液体的制冷剂进入第二换热器17中进行蒸发，最大程度地提高了该循环的单位质量制冷剂的吸热量，而且第二换热器17的进口制冷剂为饱和液体状态或干度非常低的两相状态，改善了第二换热器17的分流均匀性，降低了制冷剂侧压降，增加了第二换热器17的平均传热温差，使得第二换热器17作为蒸发器时的换热性能大幅度提升，蒸发温度升高，降低了循环压缩比功，系统性能大幅度提升。并且，由第二闪发器16的气液分离作用分离的低温低压气体制冷剂直接被低压腔112吸入，降低了吸气温度，因此低压腔112的排气温度也会降低，进而高压腔111的排气温度也会进一步降低。

可选地，压力平衡装置31为毛细管或调节阀。调节阀是流通截面积可调的阀门结构，其主要作用是对经由第二闪发器16分离出的气态制冷剂降压以及调节分离的气态制冷剂质量流量。

可选地，压力平衡装置31为平衡管段，平衡管段的管径范围在3毫米至4毫米之间。

“压力平衡装置31”作用是对经由第二闪发器16分离出的气态制冷剂降压，以防止液态制冷剂进入，并平衡第二补气支路30中气态制冷剂与主循环流路10中蒸发器及管路中的压降，使系统运行稳定。另外，该“压力平衡装置31”可以调节第二补气支路30中气态制冷剂流量。

在图3所示的具体实施方式中，在图1实施例的基础上，连通点21位于主压缩机11与第二换热器17之间，主循环流路10上还设置有第三节流装置18。这样，可适当调节第二换热器17(图中为蒸发器)的进口制冷剂干度，对于R410A、R32、R134a、R1224yf等制冷剂，蒸发换热系数和制冷剂侧压降均随着制冷剂干度的增加而增加，通过调节第三节流装置18可平衡蒸发器内换热系数及压降，保证蒸发器性能发挥到最佳。

在图2所示的具体实施方式中，连通点21位于主压缩机11与第一换热器12之间，第二补气支路30上还设置有辅助压缩机22。也就是用辅助压缩机22替换了图1中的压力平衡装置31。辅助压缩机22主要是将第二闪发器16中闪发的气体提升到排气压力，可减少主压缩机11的耗功。此时，辅助压缩机22为小排量压缩机。辅助压缩机22能够将第二闪发器16分离的低温低压气体直接升压到高压排气，节省了图1中由于压力平衡装置31引起的节流损失，并且由于总循环中制冷剂的量高于高压腔111和低压腔112的循环制冷剂流量的总和，使得换热系统的压缩功率降低。

在图4所示的具体实施方式中，在图2实施例的基础上，主循环流路10上还设置有第三节流装置18。这样，可适当调节第二换热器17(图中为蒸发器)的进口制冷剂干度，对于R410A、R32、R134a、R1224yf等制冷剂，蒸发换热系数和制冷剂侧压降均随着制冷剂干度的增加而增加，通过调节第三节流装置18可平衡蒸发器内换热系数及压降，保证蒸发器性能发挥到最佳。

可选地，第一节流装置13、第二节流装置15和第三节流装置18可以是毛细管、节流短管、热力膨胀阀、电子膨胀、节流孔板中的一种或多种。

在图5所示的具体实施方式中，在图1实施例的基础上，主循环流路10上还设置有中间换热器19，中间换热器19使主循环流路10上的第一流段和第二流段进行换热，第一流段处于第一换热器12与第一节流装置13之间，第二流段处于第二换热器17与主压缩机11之间。该中间换热器19的热端通路设置在第一换热器12的出口和第一节流装置13之间的管路上，冷端通路设置在第二换热器17的出口和低压腔112的吸气之间的管路上，该中间换热器19能显著降低第一换热器12的出口温度，进而降低了第一节流装置13节流后的比焓和干度，增加进入第二换热器17内的液体制冷剂质量流量，使得第二换热器17的换热量进一步提高，系统制热能力和能效因此也得到进一步提升。

在图6所示的具体实施方式中，在图2实施例的基础上，主循环流路10上还设置有中间换热器19，中间换热器19使主循环流路10上的第一流段和第二流段进行换热，第一流段处于第一换热器12与第一节流装置13之间，第二流段处于第二换热器17与主压缩机11之间。该中间换热器19的热端通路设置在第一换热器12的出口和第一节流装置13之间的管路上，冷端通路设置在第二换热器17的出口和低压腔112的吸气之间的管路上，该中间换热器19能显著降低第一换热器12的出口温度，进而降低了第一节流装置13节流后的比焓和干度，增加进入第二换热器17内的液体制冷剂质量流量，使得第二换热器17的换热量进一步提高，系统制热能力和能效因此也得到进一步提升。

在图1、图3和图5所示的具体实施方式中，主压缩机11可以是由高压腔111和低压腔112构成的双缸双转子压缩机，或者是准二级涡旋压缩机的压缩机单元。若为双缸双转子压缩机则高压腔111和低压腔112串联连接，且高压腔111和低压腔112之间设中间补气口与第一补气支路20连接。

如图2、图4、图6所示，辅助压缩机22和主压缩机11均位于同一个压缩机壳体内。可以采用相同电机驱动，也可以采用多个电机驱动。一般都是采用一个电机驱动，方便统一控制压缩机的启停。

可选地，辅助压缩机22可以是转子压缩机或其它类型的压缩机，与高压腔111并联，高压腔111和低压腔112串联。

当然，还可以用一个多缸压缩机代替上述的辅助压缩机22和主压缩机11。高压腔111、低压腔112及辅助压缩机22安放到同一个压缩机壳体内，成为包含三个压缩腔的压缩机单元。

可选地，第一闪发器14和第二闪发器16可以是单向闪发器或双向闪发器，也可以是其它具有气液分离作用的闪发器。

需要说明的是，对于R410A、R32、R134a、R1224yf等制冷剂，蒸发换热系数和制冷剂侧压降均随着制冷剂干度的增加而增加，在第二闪发器16与蒸发器之间第三节流装置18，使得蒸发器的进口干度有一定增加，此时换热系数会增加，同时压降也会增加一些，通过调节该第三节流装置18可以更好地平衡换热系数和压降，使得蒸发器综合性能最佳；对于CO₂制冷剂，蒸发换热系数随着干度的增加而降低，而压降随着干度的增加而增加，此时不用增加第三节流装置18的效果更好。对于可调节节流特性的第三节流装置18如电子膨胀阀等，可以通过调节开度来调节不同的蒸发器入口干度，没必要设置多个，设置多个也并不会让效果更优化。

从以上的描述中，可以看出，本实用新型上述的实施例实现了如下技术效果：

1)增加第二闪发器16，相当于再次增加冷凝器的出口过冷度，进一步降低了蒸发器的入口比焓及干度，使得蒸发器进出口比焓差进一步增加，有利于提高低温制热量或COP；

2)制冷剂在蒸发器中吸热蒸发过程中，气相制冷剂不断增加，沿程损失增大，对换热的贡献也远小于液相制冷剂，所以减小蒸发器的入口制冷剂干度，可以有效降低蒸发器内沿程阻力损失，增大蒸发器传热温差，从而有效提高了蒸发器的换热效率；

3)蒸发器一般采用增加分路数的方法来降低制冷剂侧压力损失，但两相制冷剂的均匀性分配很难做到，导致蒸发器的换热面积利用不充分，减小蒸发器进口制冷剂干度，可明显改善蒸发器进口制冷剂分流均匀性，进而提高蒸发器换热性能，为了更好的发挥蒸发器性能，蒸发器一般采用多分路的布局方式，各个分路内制冷剂流量及干度均匀一致时，各分路的换热效果一致，整个蒸发器换热性能最佳，但是，由于蒸发器入口为气液两相制冷剂，气体和液体的重力不同，很难将各分路内制冷剂流量和干度分均匀，而通过增加闪发器，使得蒸发器入口基本为纯液相制冷剂，因此分路容易做到均匀，使得蒸发器换热性能更好；

4)由于第二闪发器16的气液分离作用使得较低温度的制冷剂进入主压缩机11的吸气口压缩或直接压缩到高压排气口，能明显降低混合排气温度或排气温度；

5)对于R410A、R32、R134a、R1224yf等制冷剂，蒸发换热系数和制冷剂侧压降均随着制冷剂干度的增加而增加，蒸发器进口增加第三节流装置18可平衡蒸发器内换热系数及压降，保证蒸发器性能发挥到最佳；对于超低温热泵系统，蒸发器压降占主导地位，蒸发器进口取消第三节流装置18，可大幅度增加蒸发器平均传热温差，提高蒸发器的换热性能；

6)增加小排量的辅助压缩机22将第二闪发器16分离的气体压缩到高压压力，降低了主循环流路10中主压缩机11的耗功，且主压缩机11采用双缸串联压缩腔并与辅助压缩机22的压缩腔并联，减小了压缩机体积，降低了系统成本和控制的复杂程度。

7)增加第二闪发器16和中间换热器19，进一步降低了常规双级压缩循环冷凝器出口过冷度，增加了蒸发器内制冷剂流量，并且通过第二闪发器16将进入蒸发器的低干度气液两相制冷剂中对换热无益而增加沿程阻力的气态制冷剂分离出去，仅纯液态制冷剂进入蒸发器，不仅改善了蒸发器进口制冷剂的分流效果，还大幅度降低了蒸发器侧压降，最大化蒸发器内单位质量制冷剂吸热量，提高了蒸发器的换热性能，进而提高了热泵系统性能；

8)通过压力平衡装置31将第二闪发器16分离的低温低压气体直接引入到主压缩机11的低压腔112中，降低低压腔112的吸气温度，因此对排气温度的降低有一定的作用；

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、工作、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数据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能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

以上所述仅为本实用新型的优选实施例而已，并不用于限制本实用新型，对于本领域的技术人员来说，本实用新型可以有各种更改和变化。凡在本实用新型的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本实用新型的保护范围之内。

Claims (11)

1.一种换热系统，其特征在于，包括：

主循环流路(10)，所述主循环流路(10)上依次设置有主压缩机(11)、第一换热器(12)、第一节流装置(13)、第一闪发器(14)、第二节流装置(15)、第二闪发器(16)、第二换热器(17)，其中，所述主压缩机(11)是双缸双级压缩机、或两个串联设置的单缸压缩机、或带有补气口的涡旋压缩机；

第一补气支路(20)，所述第一补气支路(20)由所述第一闪发器(14)向所述主压缩机(11)进行补气；

第二补气支路(30)，所述第二补气支路(30)由所述第二闪发器(16)向所述主循环流路(10)进行补气，所述第二补气支路(30)与所述主循环流路(10)的连通点(21)位于所述主压缩机(11)与所述第一换热器(12)之间，或者所述连通点(21)位于所述主压缩机(11)与所述第二换热器(17)之间。

2.根据权利要求1所述的换热系统，其特征在于，所述连通点(21)位于所述主压缩机(11)与所述第二换热器(17)之间，所述第二补气支路(30)上设置有压力平衡装置(31)。

3.根据权利要求1或2所述的换热系统，其特征在于，所述连通点(21)位于所述主压缩机(11)与所述第二换热器(17)之间，所述主循环流路(10)上还设置有第三节流装置(18)。

4.根据权利要求1所述的换热系统，其特征在于，所述连通点(21)位于所述主压缩机(11)与所述第一换热器(12)之间，所述第二补气支路(30)上还设置有辅助压缩机(22)。

5.根据权利要求4所述的换热系统，其特征在于，所述主循环流路(10)上还设置有第三节流装置(18)。

6.根据权利要求2或4所述的换热系统，其特征在于，所述主循环流路(10)上还设置有中间换热器(19)，所述中间换热器(19)使所述主循环流路(10)上的第一流段和第二流段进行换热，所述第一流段处于所述第一换热器(12)与所述第一节流装置(13)之间，所述第二流段处于所述第二换热器(17)与所述主压缩机(11)之间。

7.根据权利要求1所述的换热系统，其特征在于，

当所述主压缩机(11)是两个串联设置的单缸压缩机时，所述第一补气支路(20)的远离所述第一闪发器(14)的一端与所述主循环流路(10)的位于两个所述单缸压缩机之间的流路连通；或

当所述主压缩机(11)是双缸双级压缩机时，所述双缸双级压缩机的高压腔(111)和低压腔(112)的连通处与所述第一补气支路(20)的远离所述第一闪发器(14)的一端连通；或

当所述主压缩机(11)是涡旋压缩机时，所述第一补气支路(20)的远离所述第一闪发器(14)的一端与所述涡旋压缩机的所述补气口连通。

8.根据权利要求4所述的换热系统，其特征在于，所述辅助压缩机(22)和所述主压缩机(11)均位于同一个压缩机壳体内。

9.根据权利要求2所述的换热系统，其特征在于，所述压力平衡装置(31)为毛细管或调节阀。

10.根据权利要求2所述的换热系统，其特征在于，所述压力平衡装置(31)为平衡管段，所述平衡管段的管径范围在3毫米至4毫米之间。

11.根据权利要求2所述的换热系统，其特征在于，所述换热系统是热泵型空调或热泵型热水器。