CN106062367A - 紧凑型低噪声旋转式压缩机 - Google Patents

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Abstract

本公开涉及低噪声紧凑型旋转式压缩机，该压缩机构造成对由内部部件所产生的噪声和振动进行阻尼。该压缩机可以包括联接至定子和泵从而提供定子与外壳之间的物理分隔的定子保持器。该压缩机还可以包括联接至泵和外壳从而提供泵与外壳之间的物理分隔的泵保持器。可以在位于定子保持器和/或泵保持器内以及定子保持器和/或泵保持器周围的各个联接点处设置额外的阻尼部件。吸入管路连接装置也可以构造成使噪声和振动减小。本公开的多个方面可以适用于使许多流体排量装置和BLDC马达中的噪声和振动减小。

Description

紧凑型低噪声旋转式压缩机
技术领域
本文中描述的多个方面总体上涉及低噪声的紧凑型压缩机系统和组件。
背景技术
旋转式压缩机可以用于许多冷却应用。例如，旋转式压缩机可以结合到冰箱、工作台面饮料分配器、冷冻机、冷却器和用于汽车、公共汽车、卡车和船的空调中。压缩机有许多构型，例如往复式压缩机和旋转式压缩机，旋转式压缩机比如是滚动活塞式压缩机、旋转叶片式压缩机、涡旋式压缩机、旋转螺杆式压缩机、离心式压缩机和摆动式压缩机。
往复式压缩机使用在缸内往复运动的活塞以对已经通过吸入管路进入系统的流体进行压缩，并且往复式压缩机经由排出口排放高压流体。旋转叶片式压缩机通常包括转子，该转子具有与该转子的径向槽相关联的多个叶片。该转子安装成相对于整个外壳偏离，使得当转子转动时，叶片产生一系列不断改变的容积。旋转涡旋式压缩机包括交错的涡旋件，其中，涡旋件中的一个涡旋件在没有旋转的情况下绕另一个涡旋件偏心地绕动，从而使流体被捕集在涡旋件之间捕集并在涡旋件之间被压缩。旋转螺杆式压缩机采用螺旋状的螺杆转子，螺旋状的螺杆转子啮合在一起以迫使流体穿过压缩机。离心式压缩机通过使用转子或叶轮来产生压差以向连续的流体流增加动能。通过经由扩压器使流体流减慢而将这种动能转换成势能。摆动式压缩机是滚动活塞式压缩机的变形，其中，摆动的一体式的叶片-滚子组件代替了靠着滚动的滚子-活塞在叶片槽中穿梭运动的叶片。
发明内容
本发明人已经认识到制造产生相对较低等级的噪声和振动的紧凑的小体积轻量型的旋转式压缩机是有利的。对于期望范围内的制冷量而言，在以120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷为特征的运转条件下，本公开的旋转式压缩机可以表现出相对较高的按重量计的制冷量(例如，大于100W/lb)和/或按体积计的制冷量(例如，大于20W/in3)，并且具有低噪声输出(例如，在60Hz的频率下在90cm的距离处测得的低于45dBA的噪声)。在各种实施方式中，旋转式压缩机可以构造成对内部部件比如泵和马达所产生的噪声和振动进行阻尼。
该压缩机可以包括联接至定子和泵从而提供定子与外壳之间的物理分隔的定子保持器。该压缩机还可以包括联接至泵和外壳从而提供泵与外壳之间的物理分隔的泵保持器。除了在各个联接点处任选地设置阻尼部件之外，这种分隔也可以用于使整个系统的声能和振动能减小。在一些情况下，相对于现有的紧凑型旋转式压缩机系统，定子保持器和/或泵保持器可以有益地减少制造失败，并且可以足够小以使得不需要提供较大的将马达泵组件插入其内的外壳或空间。
压缩机的吸入管路连接装置也可以构造成减小噪声和振动。例如，吸入管路连接装置可以包括邻近吸入管路设置的额外的阻尼部件。或者，可以在吸入管路处包括一个或更多个额外的自由度(例如，旋转自由度)。替代性地，对于一些实施方式，压缩机的内部可以被分隔成不同的压力区域。这些实施方式中的每个实施方式以及其他实施方式均可以有助于减小来自压缩机系统的总的声音噪声和振动。
在示例性实施方式中，提供了滚动活塞型的旋转式压缩机。该压缩机包括具有马达、泵、外壳、定子保持器和泵保持器，其中，马达具有定子和转子，定子和转子电磁地彼此联接；泵物理地联接至马达的转子，泵构造成通过吸入管路将流体汲取到泵内的内部空间以及对流体进行压缩并且通过排出管路将流体排出；外壳围绕马达和泵；定子保持器联接至马达的定子以及泵，定子保持器提供定子与外壳之间的物理分隔，并且定子保持器被构造成并设置成使定子与泵之间的声能传递和振动能传递减小；泵保持器联接至泵和外壳，泵保持器提供泵与外壳之间的物理分隔，并且泵保持器被构造成并设置成使泵与外壳之间的声能传递和振动能传递减小。
在另一说明性实施方式中，提供了用于旋转式压缩机的定子保持器，定子保持器包括覆盖件和至少一个联接构件，其中，覆盖件适于被设置在旋转式压缩机的定子与旋转式压缩机的外壳之间；所述至少一个阻尼部件从覆盖件的下部区域延伸，并且被构造并设置成便于旋转式压缩机的定子与旋转式压缩机的泵之间的联接。
在又一说明性实施方式中，提供了用于旋转式压缩机的泵保持器。该泵保持器包括基部和至少一个联接构件，其中，基部被构造并设置成联接至旋转式压缩机的泵；所述至少一个联接构件包括从基部延伸的至少一个直立构件，并且所述至少一个联接构件被构造并设置成与旋转式压缩机的泵和旋转式压缩机的外壳联接。
在另一说明性实施方式中，提供了用于旋转式压缩机的泵组件。泵组件包括马达、泵、吸入口和至少一个阻尼部件，其中，马达具有定子和转子，定子和转子电磁地彼此联接；泵联接至马达的转子，泵构造成将流体从泵周围的外部空间汲取到泵内的内部空间；吸入口在内部空间与外部空间之间提供开口；所述至少一个阻尼部件被构造并设置成使位于吸入口内的吸入管路连接装置与泵之间的振动能减小。
在另一说明性实施方式中，提供了旋转式压缩机。该旋转式压缩机包括马达、泵和外壳，其中，马达包括定子和转子，定子和转子电磁地彼此联接；泵联接至马达的转子，泵构造成将流体从泵周围的外部空间汲取到泵内的内部空间；外壳围绕马达和泵，其中，该旋转式压缩机表现出大于100W/lb的按重量计的制冷量密度和在60Hz频率下在90cm的距离处的小于45dBA的噪声等级。
在另一说明性实施方式中，提供了组装旋转式压缩机的方法。该方法包括将定子联接至定子保持器；经由定子保持器将定子联接至泵，定子保持器被构造并设置成使定子与泵之间的声能传递和振动能传递减小；以及将泵联接泵保持器，泵保持器被构造并设置成使泵与外壳之间的声能传递和振动能传递减小；定子、定子保持器、泵和泵保持器形成马达泵组件；将马达泵组件插入到由外壳限定的空间中；将马达泵组件联接至外壳；将吸入管插入到吸入口中并对吸入管进行密封；将定子绕组连接至上盖；将上盖与外壳接合以包围马达泵组件并形成旋转式压缩机。
各种实施方式提供了一些优点。并非本公开的所有实施方式都享有相同的优点，并且享有优点的实施方式也可能不是在所有的情况下都享有这些优点。
下面参照附图对本公开的其它特征和优点以及各种实施方式的结构进行详细的描述。
附图说明
附图并不意在按比例绘制。在附图中，各幅图中示出的每个相同或几乎相同的部件由相同的附图标记表示。现将参照附图通过示例的方式对本公开的不同实施方式进行描述。示出的实施方式和附图并不意在狭义地限定本发明。
图1示出了小容量往复式压缩机的示例；
图2示出了与图1近似相同比例的小容量旋转式压缩机的示例以对比近似制冷量的尺寸差异；
图3示出了对图1的小容量往复式压缩机与图2的小容量旋转式压缩机之间在蒸发器温度范围内的最大制冷量进行对比的图表；
图4描绘了对图1的往复式压缩机与图2的旋转式压缩机之间在蒸发器温度范围内的相应的最大制冷量处测得的性能系数进行对比的图表；
图5示出了旋转式压缩机的截面图；
图6示出了旋转压缩机的示出泵与外壳的附接的剖视仰视立体图；
图7描绘了旋转式压缩机的示出定子与外壳的附接的剖视俯视立体图；
图8A示出了根据实施方式的定子保持器的立体图；
图8B描绘了定子就位时的图8A的定子保持器的立体图；
图9A示出了根据实施方式的泵保持器的立体图；
图9B描绘了泵就位时的图9A的泵保持器的立体图和该泵保持器的变型的立体图；
图10示出了根据实施方式的马达泵组件的立体图；
图11示出了根据实施方式的具有用于使噪声和振动的减小增强的垫圈和间隔件的马达泵组件的局部立体图；
图12描绘了根据实施方式的具有包括聚合物密封件的吸入管路连接装置的旋转式压缩机的截面图；
图13示出了根据实施方式的具有可旋转接合面的另一吸入管路连接装置的局部立体图；
图14示出了图示包括受临界阻尼的系统的受阻尼力的振动系统的振动幅值的图表；
图15示出了根据实施方式的又一吸入管路连接装置的截面图；
图16示出了根据实施方式的另一吸入管路连接装置的局部立体图；
图17示出了根据实施方式的示出与外壳的附接点的马达泵组件的下部部分的剖视俯视立体图；
图18描绘了对常规旋转式压缩机与根据各种实施方式的旋转式压缩机的噪声等级进行对比的图表；以及
图19描绘了对常规的旋转式压缩机或往复式压缩机与根据各种实施方式的旋转式压缩机的各种性能特征进行对比的表格。
具体实施方式
本公开涉及表现出期望规格内的制冷量、而仍是紧凑的并且产生相对较低等级的噪声和振动的旋转式压缩机。旋转式压缩机的各种实施方式可以设置成包括下述部件：所述部件能够使由诸如泵和马达之类的活动部件所产生的声能和振动能以及在制造中的焊接操作期间的热能的结构性传递减小。
如本文中所描述的旋转式压缩机可以包括构造成通过转子的旋转运动来对流体(例如，气体、水蒸气)进行压缩的压缩机。在一些实施方式中，旋转运动可以通过与缸内的滚子和叶片配合来获得，如对本领域技术人员来说所已知的，旋转式压缩机例如包括：包括单缸和双缸(例如，双缸具有将在单轴上运转的两个缸分开的中间板，其中，单轴具有彼此相位相差180度的两个偏心部)的滚动活塞式压缩机、旋转叶片式压缩机、涡旋式压缩机、旋转螺杆式压缩机、摆动活塞式压缩机等中的一者。旋转式压缩机的各种实施方式可以包括适合的马达和泵。马达可以包括彼此相联(例如，以电磁的方式相联)的转子和定子。泵如以下进一步所讨论的可以包括顶部凸缘、底部凸缘、缸体、叶片、滚子、轴和马达转子等。
在一些实施方式中，额外的部件可以与压缩机的其他部件成一体以便使原本将从压缩机直接传递至周围环境的声能和振动能减小或对所述声能和振动能进行阻尼以及使进入到易损的泵和马达部件中的来自焊接操作的热能减少。这些额外的部件可以提供压缩机的活动部件(例如，马达、泵)与外壳之间的物理分隔。这种部件还可以用作导管，通过这些导管，声能和振动能在被以减小的等级在压缩机的马达与泵之间、在泵与外壳之间传递和/或传递穿过压缩机吸入连接装置之前被重新引导、集中、阻尼、耗散以及阻抗。
这些额外的部件中的一个额外部件可以是定子保持器。该定子保持器可以在一侧联接至压缩机的马达的定子并且可以在另一侧联接至压缩机的泵。因此，定子保持器可以将定子与泵物理地附接在一起或以其他方式联接在一起。如下进一步讨论的，定子保持器可以提供用于将定子和包围内部部件的外壳物理地分隔开的间隙或间隔，这和定子与外壳主要通过冷缩配合而刚性地附接至彼此的常规系统形成对比。这种物理分隔允许马达所产生的噪声/振动被引导成远离外壳。
这些额外的部件中的另一个额外部件可以是泵保持器。该泵保持器可以联接至压缩机的泵和外壳。与关于定子和外壳的定子保持器类似，泵保持器可以提供用于将泵与外壳物理地分隔开的间隙或间隔，以便重新引导、集中、阻抗、阻尼以及耗散声能和振动能，使得原本从外部观测到的系统的总体噪声/振动减小。
吸入管路与泵(或者与压缩机的其余部分)之间的连接也可以包括一个或更多个额外部件、以及/或者可以构造成使原本将出现在其他压缩机系统中的声能传递和振动能的传递减小。例如，吸入管路连接装置可以构造成使得吸入管路的各部分彼此分离，从而提供额外的自由度和额外的弱接合面，并且因此提高系统对声能传递和振动能传递的总阻抗。
也可以在压缩机的某些区域处例如在定子保持器和/或泵保持器的联接点处或者在保持器自身内布置各种阻尼部件。因此，本文中所讨论的实施方式可以引入对压缩机的内部部件内的声能流和振动能流的额外阻抗，也在接合面处提供了阻抗不连续性，从而进一步阻碍马达泵组件(例如，马达定子与泵组件之间、泵与外壳之间)内的声能流和振动能流和马达泵组件与外壳之间的声能流和振动能流。
如本文中所提供的，对声能和振动能的传递的阻抗可以指介质的密度乘以波传播穿过介质的速度。在接合面处例如在部件之间的边界处的阻抗不连续性可以指阻抗的突然改变。
本公开的多个方面也可以有益地减轻在组装压缩机期间可能出现的某些制造问题。在一些情况下，本公开的多个方面可以使得在焊接期间的较短时间段内需要的热输入比原本的情况低。例如，通过适当地提供某些以适合的方式构造的额外的部件，可以不必将压缩机的钢质外壳焊接至铸铁缸体或凸缘，而是可以使焊接出现在外壳与泵保持器之间，其中，外壳和泵保持器可以具有近似的厚度和/或由近似的材料制成(例如，外壳和泵保持器可以由钢制成)。另外，定子与外壳在顶盖与底部外壳之间的缝焊位置附近的分离可以显著地降低进行缝焊所需的热量并且同时消除对定子及其绕组的热损坏。
图1示出了小型无刷直流(BLDC)往复式压缩机122的示例，并且图2描绘了小型BLDC旋转式压缩机121，往复式压缩机122和旋转式压缩机121两者并排示出并且以相同的比例绘制以便突出尺寸差异。图1至图2将压缩机121、122中的每一者示出为包括外壳113和排出管116。如进一步示出的，旋转式压缩机经由吸入管路连接至蓄压器150。往复式压缩机122的体积是旋转式压缩机121体积的大约17倍，然而如图3至图4中进一步示出的，尽管旋转式压缩机具有相对较小的尺寸，但是旋转式压缩机表现出比往复式压缩机122甚至更高程度的制冷量。
图3至图4示出了对往复式压缩机122和旋转式压缩机121的各种性能特性进行对比的图表。
图3的图表描绘了每种示例压缩机在蒸发器温度范围内的最大制冷量，其中，曲线10代表旋转式压缩机121的制冷量，并且曲线12代表往复式压缩机122的制冷量。如示出的，在所示出的蒸发器温度范围内，旋转式压缩机121的最大制冷量比往复式压缩机122的最大制冷量高大约35％至90％。如本文中所提供的，如图3中示出的最大制冷量(瓦特)是在对本领域普通技术人员来说已知的下述运转条件下测得的：120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷以及压缩机的相应的最大运转速度，其中，所提供的每个温度在制冷系统内均处于稳定状态。
图4的图表示出了在蒸发器温度范围内于相应的最大制冷量处测得的性能系数，其中，浅色条20代表旋转式压缩机121的性能系数并且深色条22代表往复式压缩机122的性能系数。如示出的，在示出的蒸发器温度范围内，根据运转条件，旋转式压缩机121的性能系数比往复式压缩机122的性能系数高大约50％至100％。如本文中提供的，如图4中示出的性能系数是通过用如以上所述的最大制冷量除以输入到系统中的功率量来确定的。图5至图7示出了包括泵部和马达部的旋转式压缩机的不同视图，其中，泵部设置为位于压缩机的下部区域处的泵组件，马达部设置为位于压缩机的上部区域处的无刷直流马达。如图5中示出的，压缩机的泵部包括缸体100、顶部凸缘101、底部凸缘102、滚子103、偏心轴104、叶片105、叶片弹簧106和排出消声器107；并且压缩机的马达部包括转子108和定子109。缸体100包括吸入口110，吸入口110容纳吸入管111和吸入套环112。
在本实施方式中，吸入管111钎焊至外壳113并且延伸穿过外壳113以连接至吸入口110，吸入口110提供在吸入过程期间进入到压缩机中的入口。如示出的，吸入管111突出到外壳外，并且允许低压流体在吸入口处被引入到压缩机中。
如示出的，顶盖114附接在外壳113的上部部分处。顶盖114具有连接至定子109的绕组并且钎焊至排出管116的电端子115。底盖117附接于设置有油槽118的外壳113的下部部分处。在本实施方式中，顶盖114和底盖117焊接至外壳113，然而，底盖和外壳113可以是通过深拉金属板材制造工艺制成的单个部件。
轴104的底部具有螺杆状油泵119，螺杆状油泵119构造成在外壳内的高排出压力制冷剂的辅助下帮助将油泵送到泵内以在运转期间对移动部件进行润滑。转子108安装在偏心轴104的顶部处并且在定子109内同心地居中设置，并且在马达的转子与定子之间具有窄的且理想上均匀的径向(例如，成环形的)气隙120。
在压缩机的运转期间，马达驱动偏心轴104，偏心轴104使滚子103沿着缸体100的内表面滚动。这种运动引起在滚子103与缸体100之间所捕集的容积的改变，滚子103与缸体100之间所捕集的容积的改变在吸气过程期间又用于将流体(例如，气体)吸入到压缩空间中。偏心轴104和滚子103进一步运转以对压缩空间内所捕集的流体进行压缩，最后，在滚子靠近排出口时将流体排出。压缩机的大部分噪声和振动是在气体排出期间从定子和泵内产生的。
如示出的，排出管116突出到壳体外，并且排出管116将经压缩的流体输送到压缩机外壳外。由于经压缩的气体在经由排出管116离开之前从消音器出来并且移动进入到外壳内，因此在由顶盖114、外壳113和底盖117形成的外部壳体内，压力在压缩机的运转期间保持处于排出压力。
在旋转式压缩机的组装中通常使用焊接工艺。例如，对于滚动活塞式压缩机而言，可以采用三种焊接工艺。外壳113可以点焊至泵组件，顶盖114可以缝焊至外壳113，并且外壳113与底盖117可以形成密封外壳。
将外壳焊接到泵的点焊可以发生在任何适合的位置处，例如，在缸体100、顶部凸缘101、底部凸缘102和/或另外的适合的区域处。例如，图5和图6示出缸体100在位置100a、100b、100c处被点焊至外壳113。
缸体与压缩机的诸如滚子、轴、叶片、顶部凸缘和底部凸缘之类的各种运动部件直接相互作用。因此，缸体或凸缘由于在关键位置比如叶片槽或其他圆形区域中的点焊期间的热而产生的轻微扭曲或变形(例如几微米)都可能引起许多问题。这些问题可以包括例如叶片卡住或者与叶片干涉(例如，由于扭曲而卡住或干涉叶片)、增大的摩擦力、较大的泄漏、较低的冷却性能、冷却性能的不期望水平的变化等，从而导致在制造和组装过程期间的不可接受的高废品率。对小型旋转式压缩机来说，焊接在某种程度上可能存在顾虑，这是因为仅有少量的材料用作各个部件之间的热缓冲器以分散焊接期间传递的热以便避免影响泵部件的关键尺寸的热扭曲或热变形。
在诸如图5和图7中示出的旋转式压缩机之类的旋转压缩机中，定子109通过其相关联的绕组和绝缘体而与外壳113直接接触。通常，外壳113在定子被插入到由外壳包围的空间中之前被预加热，以便在其冷却下来时将定子109冷缩配合至外壳113，以形成牢固且紧密的接触。图7示出了定子109与外壳113之间的紧密的圆周接触部109a。
然而，这种设计可能会导致难以将旋转部件定中心并对准。例如，通过这种设计，外壳可能未以与泵部件相同的精度生产。将外壳113冷缩配合至定子109的冷缩配合的过程可能无法获得外壳相对于定子的精确的对准和定位。将泵组件的缸体100点焊至外壳的点焊也可能无法获得外壳相对于泵的精确的对准和定位。换言之，在冷缩配合和点焊过程期间可能产生定位误差和对准误差，这在定子109和转子108没有准确对准以产生均匀的气隙120的情况下可能引起额外的噪声和振动。因此，泵和马达的部件的装配位置/定向方面的相对不确定性可能导致低的总成品率。
另外，将顶盖114缝焊至外壳113的缝焊在运转期间在系统的稳定性和一致性方面可能存在问题，特别是在顶盖114和外壳113由不同材料制成的情况下，更是如此。然而，即使在顶盖和外壳是由相同的材料(例如，薄钢)制成的情况下，在缝焊期间可能产生的过热也可能造成对定子109的部件例如精密绕组和易损坏的电绝缘的损坏。
由于偏心轴104以及在偏心轴旋转期间固有的不平衡压力负载，除了在排出期间通常的流体产生的噪声(例如，来自从压缩室通过阀而离开的高压气体的噪声/振动)之外，图5至图7的压缩机的马达和泵部件也可能趋于产生相当高水平的噪声。该相对较高水平的噪声和振动可能部分地是由于将泵和马达直接附接至密闭外壳并且几乎没有用于噪声和振动阻尼机构的空间所引起的。
来自马达和泵部件的声能和振动能大部分通过压缩机的结构性构件传递。换言之，在定子与外壳彼此紧密接触(例如，被焊接和/或冷缩配合在一起)的情况下，在定子中或由定子产生的噪声可以经由定子与外壳之间的接触点而传播穿过压缩机的外壳。类似地，对泵部件和吸入管路连接装置来说，泵部件和吸入管路连接装置与外壳的直接密切的且紧密的结构接触可以为从压缩机传递到周围环境中的噪声和振动提供易于传递的路径。因此，特别是对于小型紧凑的压缩机来说，由压缩机的内部部件产生的声音和振动可以容易地经由结构穿过外壳传递至周围空气、附接的管道以及压缩机所附接的基部。
在一些情况下，压缩机在外壳内可以采用两个压力室，例如一个紧挨着另一个的两个压力室(在附图中未示出)。在此，内部缸体可以容纳常规的旋转式压缩机，其中，内部缸体的压力被保持处于适于排出的压力。外部缸体可以被保持处于适于吸入的压力，并且外部缸体可以与内部缸体的吸入口连通。来自压缩室的相对较高的排出压力可以经由通过密封的(例如，通过钎焊而密封的)接头而延伸穿过外部缸体的排出管被发送离开内部缸体。
在一些情况下，马达泵组件可以制造成在适于排出的压力下在外壳内浮动或者以其他方式与外壳分离(没有刚性连接)，替代性地，或另外，可以使用消声器来减轻泵与外壳之间的噪声/振动。
本公开的多个方面提供了紧凑的、轻量型的、小体积的、小型的且低成本的降噪减振系统，该系统可以在组装或制造期间几乎不需要甚至完全不需要增大外壳尺寸或压缩机的总重量的情况下结合到相对较小的紧配合型旋转式压缩机(例如，现有的旋转式压缩机构型)的外壳内。本公开的多个方面还提供下述系统：该系统避免了原本在焊接过程期间可能出现的由热引起的对泵和/或定子的损坏。
本公开的各个实施方式遵循用于使压缩机的结构性传递的噪声和振动减小的多个一般原则。一个一般原则是采用下述各种部件(例如，保持器、缓冲器、阻尼材料)：所述部件提供了产生噪声和振动的内部部件(例如，泵和马达)彼此之间的分隔或其他隔离方法、以及产生噪声和振动的内部部件(例如，泵和马达)与壳体的分隔或其他隔离方法。这种分隔或隔离可以通过使用表现出相对较大的传递损失和/或阻尼的适当的插入部件(例如定子保持器和泵保持器)而产生。另一个一般原则是经由一个或更多个新颖构型来减轻通过吸入管路连接装置的对噪声和振动的结构性传递。
图8A描绘了根据本公开的多个方面的定子保持器124的实施方式，并且图8B示出了由该定子保持器124保持的定子109。定子保持器124可以提供压缩机的外壳与定子(因此提供压缩机的外壳与马达)之间的物理间隔或间隙。换言之，定子109被保持免于与外壳113直接接触。定子保持器124因此可以通过在来自定子的声能和振动能到达外壳之前引导所述声能和振动能穿过定子保持器到达泵而不是将所述声能和振动能从定子直接传递至外壳来为来自定子的声能和振动能提供间接的结构性传递路径。换言之，原本将从定子传至外壳的噪声能和振动能被重新引导到泵并且在此过程中受到阻尼。因此，对于定子来说，唯一保留的与外壳的直接连接是至定子的电气接线和经由定子保持器的与泵组件的附接点。定子保持器124可以构造成具有其他阻尼部件和/或与其他阻尼部件一起使用以表现出对声能和振动能传递的总体较高的阻抗。
如图8A至图8B中提供的，不是在普通旋转式压缩机情形下的将定子109冷缩配合至压缩机外壳，而是可以使用定子保持器124将定子109安装到泵上。这种结构性背离有效地将从定子109发出的噪声和振动的结构性传递重新引导成远离外壳而朝向泵。定子109可以被压配合或者以其他方式固定至定子保持覆盖件125(或杯状件)。
定子保持器124可以构造成主要占据压缩机外壳内的位于顶部凸缘和消声器上方且位于马达下方的现有的未被使用的空间。因此，在一些实施方式中，在制造和组装期间，为了适应定子保持杯状件125所占用的空间，外壳的直径可能由于盖125的厚度而增大；或者，在定子外径的下部部分——在所述下部部分处，定子保持器附接至定子——的半径由于定子保持杯状件的厚度而减小的情况下，可根本不必增大外壳的尺寸。
如示出的，定子保持器124可以具有水平布置的两个小的突部126，两个突部126中的每个突部126均具有可以用于将定子109紧固至泵组件的孔127。当将定子保持器124与定子109互相附接至彼此时，定子保持器124和定子109可以结合以形成受支承的定子组件123。当组装时，不是将定子与外壳牢固地附接(例如，冷缩配合)至彼此，而是通过使用定子保持杯状件125在外壳113与定子109之间形成物理间隙。因此，原本将从定子109直接结构性地传递至外壳113的噪声和振动现在被消除或者被重新引导至定子与泵之间的附接点。换言之，在本实施方式中，所述两个小的水平突部126仅为产生于定子109中的噪声和振动提供了被传递至泵的两条结构路径。在一些情况下，定子保持器的结合可以通过将定子相对于转子和泵准确地预定位和预对准而简化整个压缩机组装过程，这消除了如先前所描述的由于将定子冷缩配合到外壳中和将泵点焊至外壳而引起的定位和对准的不确定性。
在一些实施方式中，可以在突部126的任一侧任选地设置有垫圈、弹簧和其他阻尼材料/阻尼部件。这种阻尼部件可以具有足以基本阻碍或以其他方式使与从定子流向泵组件的声能流和/或振动能流相关联的应力波的结构性传递减小的阻抗。在一些情况下，定子保持器和/或阻尼部件的结构可以用于限制传递路径以及/或者在接合面处引入明显的阻抗失配(例如，利用不同的材料引入明显的阻抗失配)，例如，经由窄的结构性部件来限制传递路径，从而具有路径的面积或几何结构的突然改变、阻塞点、减小的接触面积。
在一些情况下，突部126中的孔127可以比从其中穿过的螺栓的直径大。例如，孔127可以定形状成使得在螺栓的外径与孔的内径之间不产生直接接触。在一些实施方式中，定子保持器允许在接合面内或者接合面处插入结构性阻尼材料以为定子提供振动和/或声音阻尼机构。
定子保持器可以根据所使用的压缩机的类型而具有任意适合的尺寸、形状和重量。在一些实施方式中，定子保持器可以在50克与70克之间。例如，对于1.4cc和1.9cc排量的压缩机来说，定子保持器124可以重约60克。
图9A示出了泵保持器129的实施方式，并且图9B示出了由泵保持器129保持的泵。泵保持器129提供了泵的侧部与压缩机的外壳之间的物理分隔。如图9B所示，泵保持器129可以附接至例如泵的底部。或者，泵保持器129也可以附接至泵的顶部或者泵的任何其他适合的位置并且例如定位成上下倒置。泵的外周腿部——在图17中示出了泵的外周腿部的实施方式——可以用于将泵或马达泵组件附接至外壳。因此，泵保持器可以在泵与外壳之间用作噪声和振动的缓冲器。与由定子保持器提供的装置类似，泵保持器也可以容纳用于增大总的振动阻抗、声音阻抗和热阻抗的额外的阻尼部件。
如示出的，泵保持器129具有相对较薄的且平的基部130和位于基部的外周处的设置为竖向突部或直立构件的多个薄的且窄的联接构件131。在本实施方式中，设置有三个联接构件131，然而，可以理解的是可以在任何适合的构型中设置任何适合数目的结构构件。基部130与联接构件131一起形成图9B中示出的受支承的泵128。
在本实施方式中，不是将泵点焊至压缩机外壳，而不直接将泵附接至外壳。替代地，泵可以附接在泵保持器的基部处，并且联接构件131可以焊接、紧固、压配合、干涉配合或以其他方式接合至外壳。例如，联接构件131可以以低热焊接至外壳。
在一些实施方式中，作为对将泵保持器固定至外壳的方法的联接构件131的点焊的替代，联接构件131可以包括某些联接特征例如允许泵保持器压配合到由外壳限定的空间中的突出部或带筋表面149。这种构型也可以用于防止或者以其他方式减缓从泵发出的噪声和振动向外壳的直接结构性传递。联接构件131上的这种突出部或加筋设置可以具有适合的尺寸并且可以容易地结合到泵保持器的制造过程(例如，冲压)中。这种构型允许将泵保持器热收缩配合、压配合或干涉配合到外壳中。
可能有利的是消除在外壳与泵保持器的联接构件之间的点焊的使用。例如，这种采用突出部或加筋设置的替代性方法可以减小联接构件13与外壳之间的总接触面积，从而获得较大的阻抗以及因此获得在泵保持器和外壳的接合面处的较少的声能传递和振动能传递。
在各种实施方式中，泵保持器129可以利用压缩机外壳内的位于底部凸缘下方、位于泵与外壳113之间并且位于油槽118上方的现有的且未被使用的空间，因此不需要增大压缩机外壳113的直径和高度。由联接构件131限定的外径可以类似于通常将被焊接至外壳的泵缸的外径。因此，如在本实施方式中示出的由于缸体不再用于点焊，因此缸体的外径可以减小，从而进一步减小了缸体的总重量。
如进一步示出的，在本实施方式中，泵保持器129在平的基部130中具有四个孔132，这四个孔132可以用于将泵的底部(例如，经由螺栓)紧固至外壳113。如上所述，围绕泵保持器的外周的联接构件131可以用作与外壳113的附接位置。泵保持器129的联接构件131可以通过任何适合的方式例如焊接、紧固、冷缩配合、干涉配合或压配合而被附接。
因此，由于外壳与泵128之间的物理分隔间隙代替了现有技术的旋转式压缩机中的将外壳与泵128牢固地附接至彼此，因此从受支承的泵128经由结构传递到外壳的大部分直接噪声和振动可被大量消除。除了从定子109传递至泵128的噪声和振动之外，由泵128产生的噪声和振动首先必须传播通过穿过四个孔132的螺栓连接件，这可以在泵128的底部与泵保持器129的平的基部130之间引入相当高水平的阻抗。噪声能和/或振动能随后依循被限制和限定的结构路径到达泵128所紧固至其上的外壳。
在一些实施方式中，这四个孔132比穿过所述孔132以将泵保持器129附接至外壳的螺栓的直径大，使得在螺栓的外径与孔的内径之间不存在直接接触。与如上所述的例如如图11中示出的其他连接点类似，这四个螺栓孔连接可以具有进一步引入高阻抗以进一步使泵128与外壳113之间的声能传递、振动能传递和热能传递减小的任选的垫圈和阻尼器。
在一些情况下，任选的缓冲插入件/垫圈(例如，能量吸收材料)可以被插置在泵保持器129与底部凸缘102的底部之间、以及被插置在螺栓头与泵保持器129之间。在一些实施方式中，泵保持器129的基部或其他特征被定形状成(例如，成径向的波状形式)以便更好地抵抗泵保持器的平的基部130的变形，该变形可能是由例如在压配合过程期间通过联接构件131传递到外壳113中的减小的焊接热量或力所引起的。
在一些实施方式中，外壳和泵保持器129的联接构件131由相同的材料(例如，冲压刚)制成，并且联接构件保留热的能力可以比外壳保留热的能力小。因此，与在如现有技术的旋转式压缩机的制造期间所进行的与将外壳焊接至缸体100或者凸缘101或102相关联的焊接过程相比，可以仅需要相对较少的热量以将外壳113焊接至这三个联接构件131，从而使得焊接组装更容易进行。由此产生了牢固且小的接触点，并且使由于例如位于泵保持器129上方的泵的过热所引起的损坏/变形的风险降低。因此，当将联接构件焊接至或以其他方式联接至外壳时，可以施加的热量要低得多；因此，受支承的泵128中的热变形几乎可以被消除或者可以减小至微不足道且无关紧要的量，减小至即便在受支承的泵128中存在由热引起的变形，所述由热引起的变变形也不在泵中引起不期望的缺陷的点。
泵保持器在一侧附接至或以其他方式联接(紧固或压配合)至旋转式压缩机的泵并且在另一侧附接至或联接至外壳的这种设置提供了许多优点。例如，泵保持器用于将泵组件与外壳物理分隔，例如，在泵组件与外壳之间具有环形间隙，这可以有效地去除泵与外壳之间的用于声能和/或振动能的大部分直接结构性传递路径。
采用泵保持器还可以简化在压缩机生产期间将压缩机的内部部件(即泵组件和马达一起)附接至外壳的过程。例如，不需要将泵的侧部点焊至外壳。而是可以将泵保持器焊接或压配合到外壳中。
泵保持器还可以通过将泵保持器设计成使所传递的与从泵流向外壳的声能流和/或振动能流相关联的应力波的振幅减小并且施加高阻抗而用于减小和/或阻碍所述应力波的结构性传递。泵保持器可以通过各种方法——比如经由将泵保持器的形状设计成使用薄的材料、形成窄且受限制的传递路径、提供路径的面积或几何形状的突然改变、提供噪声传递/振动传递的阻塞点、减小接触面积、和/或通过使用不同的材料而在接合面处引入明显的阻抗失配——而用作对声能和振动能的结构性传递的隔障。对于定子保持器而言也可以产生类似的优点。
泵保持器可以由薄的冲压钢制成并且可以具有附接/紧固至整个马达泵组件并且成为整个马达泵组件的一部分的平底部。外壳与泵保持器的底部之间的每个接触点均可以具有相对较小的接触面积，以便用作为用以阻碍从泵向泵保持器和外壳的声能和振动能的传递的瓶颈或阻塞点。在一些实施方式中，小且薄的垫圈或由金属、聚合物、复合材料制成的具有锯齿形表面的插入件也可以用于用作对传递的能量阻尼器或阻抗源。
泵保持器可以根据所使用的压缩机类型而具有任何适合的尺寸、形状、重量和构型。在一些实施方式中，泵保持器可以介于15克与40克之间。例如，对于1.4cc和1.9cc排量的压缩机来说，泵保持器124可以重约25克。
图10示出了具有内置式阻尼部件的马达泵组件133的示例性实施方式，内置式阻尼部件包括定子保持器和泵保持器。在本实施方式，与没有设置定子保持器和泵保持器的组件相比，结合额外的部件并没有扩大马达泵组件的外壳。换言之，与现有的具有类似制冷量的紧凑型旋转式压缩机的外壳和空间相比，定子保持器和/或泵保持器可以被结合到为旋转式压缩机而制造的马达泵组件中而不需要较大的外壳和空间。
此处，马达泵组件133包括图8B的受支承的定子组件123和图9B的受支承的泵128。换言之，马达泵组件133包括旋转式压缩机泵部件的所有惯常部件外加定子保持器124和泵保持器129。定子保持器124和泵保持器129可以有效地为定子与外壳、泵与外壳提供隔障，因此在本实施方式中，除了三个联接构件131的三个附接点(例如，点焊的点或三个突出部149)、与定子109的绕组的电连接件134、以及位于吸入口110处的吸入管111连接装置之外，马达泵组件的主体与外壳或其延伸部不直接接触。
如所讨论的，泵保持器129的三个小、薄且窄的联接构件或突部131提供相应的附接点(例如，点焊至外壳及其其延伸部的附接点)。在压缩机制造过程期间，马达泵组件133首先被组装成使得各个部件被适当地对准和设置。马达泵组件随后被插入到外壳中例如以遵循现有技术的旋转式压缩机的标准组装过程而被点焊、或者利用上述的诸如压配合之类的其他方法被插入到外壳中。在本实施方式中，在外壳与三个小联接构件131的点焊期间，需要大体少量的热并且使得少量的热被传递至泵，从而保持经对准的部件和泵的精密机加工部件的整体性不受损。因此，这种装置可以显著地减小制造失败的整体风险。
如文中所讨论的，结合在马达泵组件133内的定子保持器124和泵保持器129可以容纳根据预期应用的要求的各种水平的内置式振动阻尼机构和声音衰减机构、以及容纳热缓冲功能件。例如，通过结合定子保持器和泵保持器，从外壳传递到马达泵组件的任何部分的焊接热的量显著减小，从而降低了并且几乎消除了对任何关键的精密部件造成损害的风险，并且因此降低了压缩机制造期间的制造失败的风险并且确保了在由此生产的压缩机之间变化很小的高水平的压缩机性能。
另外，保持器的存在简化了组装过程期间各种压缩机泵与驱动部件的对准。因为传递路径被引导穿过定子保持器、泵并且随后穿过泵保持器，从而使在压缩机运转期间引起的噪声等级和振动级降低，所以从马达泵组件133传递到外壳的振动能级和声能级也较低。与现有技术的旋转式压缩机相比，马达泵组件的这种实施方式的引入对外壳的尺寸、整个旋转式压缩机的总重量和总成本具有很小的不利影响甚至几乎没有可感知的不利影响。
如上所述，在没有显著地增大或改变整个压缩机的重量和尺寸的情况下，这些纤薄且轻质的附加部件、定子保持器124和泵保持器129、以及用于泵和定子的各种任选的垫圈和阻尼部件的同时使用实现了统称为马达泵组件133的产生噪声和振动的内部部件(即，泵和马达)与外壳113的有效的整体隔离，除了穿过吸入管路连接装置的其余传递路径之外。
现在，来自马达定子109以及来自受支承的泵128的高频噪声和振动的组合能量在频率和振幅方面通过马达泵组件133的整体质量/惯性而被承受并被减弱。能量随后将通过泵保持器129传递到外壳113，泵保持器129自身被设计成例如在阻尼材料结合紧固件(例如，螺钉、螺栓、垫圈等)被插入的情况下是对能量传递的重要隔障并且还被设计成消能器。例如，相对较高频率的噪声和振动通过马达泵组件的较大质量和惯性而变为被减弱并削弱。以同样的方式，由泵产生的噪声和振动可以在阻尼材料中被减弱、衰减和/或耗散。这与现有技术的旋转式压缩机设计形成鲜明对比，在现有技术的旋转式压缩机设计中，定子或泵直接接触(例如，通过焊接)外壳，从定子或泵发出的噪声和振动在基本没有任何衰减的情况下直接传递至外壳，使得噪声和振动以全部强度传播。
如上所述，对于一些实施方式，可以任选地将多个垫圈和阻尼器与定子保持器和/泵保持器一起安装，以增大对声能、振动能和热能的传递的阻抗，并且因此促进能量的耗散。图11示出了示例说明马达泵组件133内的能量耗散和传递的各种模式的实施方式。
在定子109(图11中未示出)中产生的声能和振动能直接传递至定子保持器124的杯状件125，随后向下传到杯状件125的基部，并且随后进行两个90度的转弯而进入到两个小突部126中，由于穿过这两个小突部126的高等级的阻抗，因而传递受到限制。如进一步示出的，声能/振动能随后传播穿过两组垫圈/阻尼器137到达两个螺栓136的头部、并且穿过两个垫圈/阻尼器138到达顶部凸缘101的顶部，每个传递接合面和路径均具有突然的阻抗不连续性。
由于定子保持器内的高阻抗传递路径以及随后穿过在接合面处具有突然的阻抗不连续性的两组垫圈/阻尼器，声能和振动能在传递到泵之前被反射、耗散和减轻。在各种实施方式中，泵构成马达泵组件133的底侧部，由于泵保持器129，在马达泵组件133的底侧部产生类似的能量耗散和减轻。
再次参照图11，来源于定子109并且随后从定子109传递的声能和振动能和在泵自身中产生的噪声能和振动能可以流经两条路径：一条路径是从经由螺纹旋拧至缸体100的四个螺栓139的头部到四组垫圈/阻尼器140再到泵保持器129的薄的基部130，从而经历泵保持器130的薄的基部130内的高阻抗。能量穿过具有非常小的接触面积和高阻抗能力的垫圈/阻尼器而被进一步耗散和减弱。另一条传递路径是从底部凸缘102的底部穿过四组垫圈/阻尼器141到达泵保持器129的基部130。一旦到达泵保持器129的基部130，声能和振动能将在整个基部130分散和扩散并且随后在位于外周中的三个竖向突部131的颈部处的狭窄的阻塞点处进行90度转弯，其中，阻抗在突部131的颈部处突然增大，从而减少能量的传递。当这三个突部131被点焊至外壳或者以其他方式例如外壳内的带键的槽、螺栓或螺钉等连接至外壳时，声能和振动能经由突部131与外壳113(在图17中示出)之间的另一组阻抗不连续性而被传递到外壳113(也在图17中示出)。
上述的用于每个螺栓的多组垫圈/阻尼器的使用将进一步增强对能量传递的耗散和阻抗以及使从底部凸缘传递到泵保持器的噪声传递和振动传递减小，特别是在将消能材料比如聚合物材料或全脱氧钢用作紧固部件的一部分的情况下更是如此。本实施方式明显背离了现有技术的将泵焊接至外壳并且使定子冷缩配合到外壳中的做法。
根据本公开制造的没有任选的垫圈/阻尼器的压缩机的实施方式甚至在没有使用任何用以减小排出噪声的消声器的情况下也能够获得例如在60Hz、90cm处大约40dB的显著低等级的噪声，其中，排出噪声的减小不是本公开的必要方面。与现有技术的旋转式压缩机相比，噪声减小了大约14dB。
如上所述，额外的阻尼部件可以与定子保持器和泵保持器配合使用。这些额外的阻尼部件以及定子保持器和泵保持器可以利用并包括任何适合的材料，只要这些材料与压缩机内的整体环境兼容即可。例如，这些部件可以由冲压钢或者诸如铸造金属(例如，铸铁)、全脱氧钢、烧结金属(例如粉末的)、铜、冲压铝、聚合物、弹性体、复合材料等或这些材料的组合之类的除冲压刚之外的材料制成。在一些情况下，一种或更多种粘性阻尼材料、粘弹性阻尼材料或摩擦阻尼材料可以被插置在定子保持器与泵保持器之间的接合面处。这些材料可以是与制冷剂和与其相关联的环境相兼容的。
除了本文中描述的用于减小噪声等级的措施之外，还可以采用减小噪声的其他方法。例如，可以并且优选使用亥姆霍兹(Helmholtz)共鸣器、消声器、过滤器等、和/或用以减少压缩机的噪声传递的其他方法，以便进一步减小源自于排出过程和吸入过程的噪声和振动。
通过引入以上的马达和泵基本上与外壳隔离/缓冲的噪声/振动减轻系统，仅留吸入管111作为内部噪声源和振动源与外壳113之间唯一保留的结构性实体路径。本公开的实施方式还包括这样的旋转式压缩机的构型：其中，与吸入管的连接装置相关联的噪声和振动也可以被减小。
在一些实施方式中，吸入连接装置周围的区域可以修改为具有各种阻尼材料比如吸入套环、聚合物环密封件、旋转密封件、垫圈或O形环等。图12示出了包括用于吸入管的聚合物O形环密封件的吸入管路连接装置。这与使用超大型的钢质吸入套环形成对比，所述超大型的钢质吸入套环由于抵靠缸体100的吸入口110而形成实体金属密封件的吸入套环和吸入管而可能更易于传递声能和振动能。
此处，吸入管并非刚性地附接至泵组件，因此，结构性传递路径现包括马达泵组件与外壳之间的聚合物O形环密封件，从而获得比原本情况下的噪声和振动传递低的总的噪声和振动传递。在本实施方式中，吸入管111和聚合物环137一起被插入到缸体孔口中，其中，聚合物环137用于抵靠缸体100的吸入口110的内径表面对吸入管进行密封，从而获得对振动能和声能两者均具有高传递损失的非结构性的且非刚性的连接。
图13示出了用以减小噪声和振动的吸入管路连接装置的另一实施方式，其中，吸入管路连接至成形为吸入集气室的环形腔，其中，吸入集气室与泵旋转接触并且集气室与位于马达泵组件内的压缩机吸入侧相连通。在此，设置有吸入集气环140(或外部支承件)和改型的底部凸缘138(或内部支承件)。吸入集气环140可以与泵保持器129配成对或以其他方式与泵保持器129联接，其中，泵保持器129的联接构件131可以点焊至或以其他方式附接至外壳113。可以通过推入吸入套环112以在吸入管111的外表面与吸入口110之间形成密封而使吸入管111以机械的方式扩张到吸入集气环的吸入口110上。吸入气体可以通过吸入口110而被供给至吸入集气环140内的吸入集气室141(本实施方式的环形腔)。
在本实施方式中，集合管/集气室141通过吸入管路而被供给并且通过旋转接触接合面而与泵的入口连通。该旋转接触接合面用作密封件，并且在该接合面处具有油润滑。
马达泵组件133现在可以包括定子109、定子保持器124、具有改型的底部凸缘138的泵、吸入集气环140和支承吸入集气环140的泵保持器129。改型的底部凸缘138与吸入集气室141之间的密封可以通过紧密的径向间隙和径向间隙中的润滑油来实现。
在本实施方式中，整个马达泵组件133现在可以相对于吸入集气环140自由地旋转，其中，吸入集气环140由泵保持器129固定，泵保持器129又经由联接构件131固定至外壳。吸入集气室141通过在改型的底部凸缘138的竖向圆周面上钻制的吸入孔139而与位于改型的马达泵组件133内的压缩机吸入侧相连通。在这种情况下，可以在马达泵组件133与吸入集气环、外壳或压缩机内的任何固定的点之间设置定中心弹簧(在图中未示出)，以确保改型的马达泵组件133以旋转的方式居中设置。
在吸入集气环140的内直径表面与改型的底部凸缘138之间的接合面处可以设置有摩擦阻尼装置/粘性阻尼装置。通过设计合适的阻尼装置(例如弹簧)以适应与由压缩机的运转速度施加的振荡频率相关的旋转振荡的马达泵组件的惯性矩，可以实现用于将马达泵组件的角位移限制到非常微小的等级(例如，在定子的圆周上的几微米)的近临界阻尼，且同时提供用于耗散振动能的临界阻尼。由此确保图10的马达泵组件与定子109的电连接134的整体性在压缩机的使用寿命期间得以保持。
如通常对本领域技术人员来说已知的，临界阻尼系统是抑制不期望的振荡的系统。例如，图14示出了这样的图表：该图表大体示出了与仅受到部分阻尼的系统相对比的受到临界阻尼的系统。如示出的，当频率ω在谐振频率ωo处作用时，对于未受到临界阻尼的系统来说，C/Cc＝0，振幅显著增大；然而，对受到临界阻尼的系统来说，C/Cc＝1，未观测到振幅明显增大。对文中所述的实施方式来说，强制受到临界阻尼的振荡系统可以包括具有弹簧、惯性、阻尼部件的强制振动系统，并且该强制振动系统具有在关注的强制输入频率范围内的强制振动中获得最小的振动振幅的临界阻尼。
通过将泵马达组件的部件、以及弹簧、阻尼和惯性矩的参数仔细地设计成接近临界阻尼，图13中示出的实施方式使压缩机的整个内部部件(泵马达组件133)能够在没有任何连接至外壳的实体的或刚性的结构性连接装置的情况下与外壳隔离，以将旋转式压缩机的噪声和振动减小至迄今未能获得的极低的等级。另外，这种隔离可以在不需要增大外壳的尺寸或者不需要用于制造的昂贵部件或过程的情况下实现。
图15示出了旋转式压缩机的另一实施方式，该旋转式压缩机具有构造成使噪声和振动减小的改型的吸入管路构型。在本实施方式中，压缩机包括压力分隔构件(例如，分隔盖142)，所述压力分隔构件将外壳的内部分成两个不同的压力空间，其中，一个压力空间被保持处于吸入压力(在吸入管路111处提供的压力)，而另一个压力空间被保持处于通到排出管116的排出压力。压力区域中的一个压力区域由压力分隔盖和顶盖围成，而另一压力区域由压力分隔盖和外壳围成。这种实施方式与现有技术的旋转式压缩机中的一般实践至少部分地背离，这是因为排出管路与吸入管路两者都不以物理的方式连接至泵组件的相应的孔口或者接触泵组件的相应的孔口。
如图15中示出的，外壳内的空间被分成两个不同的压力区域：位于顶部的一个区域由压力分隔盖142、聚合物密封环144、泵128的顶表面和顶盖141形成。吸入管111将吸入气体直接引入到吸入压力区域中，而底部处的另一区域由压力分隔盖142、聚合物密封环144、泵128的底表面和侧表面、以及外壳113形成并且被保持成处于排出压力(比吸入压力高)并通到排出管116。用于使制冷剂和油回流的吸入口连接装置穿过贯穿顶部凸缘101并且随后穿过缸体100的吸入孔143，所述吸入孔在内部通向缸体100的吸入口(未示出)和压缩空间。
压力分隔盖142在中央处具有足够大的孔以用于以如下方式预安装马达泵组件133：在顶部凸缘与压力分隔盖之间使用由柔性的材料和/或能量吸收材料/能量阻尼材料制成的密封环144或垫圈，使顶部凸缘的外周或缸体的顶部抵靠压力分隔盖而被密封。转子108和定子109定位于处于相对较低的温度的吸入压力空间中，这有助于提高总的马达的电效率。泵的顶部凸缘101面向吸入压力空间并且具有通向位于泵128内的缸体的吸入口的吸入孔143。排出口146被移动至底部凸缘102，并且马达泵组件133的下部部分暴露于排出压力。
在本实施方式中，马达泵组件133是使用定子保持器124和泵保持器129两者而附接至压力分隔盖142的，并且泵保持器129被适当地改型成具有用于紧固至压力分隔盖142而不是附接至外壳113的内径表面的三个水平的突部147(而不是直立的联接构件)。
在本实施方式中，和之前一样，在泵128与泵保持器129之间可以使用四组垫圈/阻尼器140和141，另外，存在另一可能性以在泵保持器129与压力分隔盖142之间插入更多组的垫圈和阻尼器145，从而使进一步减小噪声和振动的可能性增大。
本实施方式提供了许多优点。例如，声音和振动传递路径更长并且更加纤弱，从而导致最终从压缩机发出的总体噪声和振动较低。另外，压力分隔盖142、顶盖114和外壳113可以在组装期间于一次焊接操作中被缝焊，以使压缩机制造过程简化。换言之，在本实施方式中不再存在用以将泵保持器的突部附接至外壳所必需的点焊过程，这是由于将泵保持器的突部附接至外壳是通过由具有任选的垫圈的螺栓或螺钉将所述突部紧固至压力分隔盖来完成的。另外，油槽118位于排出压力空间中并且与现有技术压缩机类似地利用相同的泵油及润滑机构和原理。由于润滑油是借助于排出压力而被泵送到压缩室中并且对所有运动部件进行润滑，因此容纳泵的下部隔室也被保持处于排出压力，如本实施方式中那样。
除以上优点之外，根据本实施方式的旋转式压缩机例如由于马达转子磁体和定子绕组绝缘被保护免于高温导致的退化或损坏的事实而可用于热泵应用或高压、高温制冷剂如CO2。由于绕组将处于较低的温度且因此较低的电阻，因此马达的电效率也预期更高。
在一些情况下，泵的除顶部凸缘和顶部凸缘的上方之外的大部分暴露于排出压力。这与现有技术的旋转式压缩机形成鲜明对比，在现有技术的旋转式压缩机中，泵的整个内部空间都暴露于排出压力和排出温度。图15中示出的压力分隔盖的实施方式类似于在中央处带孔的上下倒置的浅杯状件。在一些实施方式中，该压力分隔盖142可以由冲压刚板制成。
在图15中示出的压缩机设计的各种实施方式中，马达泵组件133可以通过泵保持器129和环形环密封件144固定至浅杯状压力分隔盖142的底侧部，其中，环形环密封件144可以由可用作噪声和振动传递的有效隔障且同时也起到旋转式振动阻尼器的作用的聚合物和/或其他材料制成。泵保持器129也可以用于例如通过弹簧加载的且带锯齿的紧固件将马达泵组件133固定至压力分隔盖142，该紧固件任选地设置成允许马达泵组件133的旋转自由度以使整个系统被最佳地且近临界地阻尼。如上所述，当受到临界阻尼时，马达泵组件出现最小的旋转运动，同时获得期望程度的振荡阻尼。
环形环可以布置在压力分隔盖142与顶部凸缘101或者压力分隔盖142与缸体100之间以用作两个压力隔室之间的密封件、并且也用作阻止马达泵组件133与压力分隔盖142之间的噪声和振动传递的隔障。现在，压力分隔盖142和安装到压力分隔盖142上的马达泵组件133一起将被压到外壳113上。压力分隔盖142的上下倒置的杯状件的周向唇缘将用作焊缝。接下来，顶盖114可以被压到压力分隔盖142上以与压力分隔盖142的唇缘对准，从而形成两个焊缝，所述两个焊缝能够在使三层薄钢板(外壳113、压力分隔盖142和顶盖114)接合的一个缝焊过程中同时进行焊接。这样，在制造期间将仅需要一个焊接过程，这与现今的现有技术的旋转式压缩机目前所使用的两个或三个焊接过程(进行点焊以将泵接合至外壳、进行缝焊以将外壳与顶盖接合、以及进行缝焊以将底盖接合至外壳)形成对比。
作为上述实施方式的分支，可以通过将泵保持器设置成以如下方式将马达泵组件133牢固地附接至压缩机外壳来生产旋转式压缩机：使得通过将泵保持器的突部延伸至外壳的顶部附近并且将这些突部附接至形状与压力分隔盖142的形状类似但是没有密封环的附接环来消除对泵保持器的末端焊接到外壳的点焊的需要。在组装操作中，顶盖114、附接环(未示出)和外壳将在一个焊接操作中被缝焊。由于改型的泵保持器129的突部147将被连接至具有任选的垫圈和阻尼器的附接环，因此传递路径是弯曲的并且具有更大传递阻抗，从而导致甚至更低的噪声和振动。
图16示出了旋转式压缩机的另一实施方式，该实施方式示出了通过用马达泵组件将排出气体直接发送至静音的且紧凑的旋转式压缩机的外部而处于吸入压力的外壳内部空间。在此，外壳的内部通过将排出管路直接连接至排出口并且将排出管路硬钎焊至外壳而被保持处于吸入压力。在本实施方式中，尽管仍利用马达泵组件方法，但是可恢复至外壳内仅具有单个压力空间并且具有一个显著的差别：现在外壳内的整个空间将通过如下方式而被保持处于吸入压力：即，与往复式压缩机类似地将排出气体发送到薄的排出管148中、并且将排出气体发送到外壳外，其中，薄的排出管148在外部硬钎焊至较大直径的排出管116。在本实施方式中，吸入气体通过吸入管111进入到外壳顶部中以保持用于提高马达效率的较低的定子绕组温度。由马达加热吸入气体的任何不利影响都可能大于增大的马达效率所补偿的程度。在此，主要差别在于，至少部分因为已经在马达泵组件133内完成了大部分的能量阻尼和耗散，所以能够在不必很大程度地增大外壳尺寸——如果外壳尺寸有所增大的话——的情况下实现马达效率的提高。
然而，本实施方式可能需要加强油泵机构以确保油泵机构能够克服来自压缩空间的反向压力，在大部分运转循环期间，压缩空间将具有比油槽大的压力。静音旋转式压缩机的这种变型将马达泵组件的大部分优点与其所固有的紧凑的声阻抗、振动阻抗和热阻抗以及使马达在相对较低的温度空间中运转以保持高的电效率的额外优点相结合。在本实施方式中，排出管直接连接至排出口。
在一些实施方式中，仅使用定子保持器而不使用泵保持器的旋转式压缩机可以仍具有如下优点：比如在缝焊期间的较少的制造失败、和没有直接从定子结构性地传递到外壳的噪声和振动。
图17示出了仅使用泵保持器129而不使用定子保持器124的半静音旋转式压缩机的实施方式。该实施方式也仍将具有如下优点：在点焊期间的较少的制造失败、仍旧在不增大外壳尺寸但可能减小重量的情况下实现较少的直接从泵结构性地传递至外壳并且传递到周围环境空气的噪声，这是由于可以从缸体切除原本用以点焊到外壳的大金属部件。
根据本公开的压缩机系统可以呈现有利的性能特性。如上所述，压缩机的实施方式可以具有相对较高的制冷量，假定重量小和/或体积小，则也可能产生少量的噪声和振动。因此，用于不包括本文中强调的某些特征(例如，定子保持器、泵保持器、额外的阻尼部件、独特的吸入管路连接装置)的马达泵组件的外壳不需要被增大或者被明显改变以容纳不包括这些特征的马达泵组件。
本文中的描述的旋转式压缩机可以具有合适的按重量计的制冷量密度。在一些实施方式中，压缩机可以被观测到具有下述的按重量计的制冷量密度：大于50W/lb、大于100W/lb、大于150W/lb、大于200W/lb、大于250W/lb或者大于300W/lb(例如，介于50W/lb与350W/lb之间、介于100W/lb与300W/lb之间、介于150W/lb与250W/lb之间、介于150W/lb与200W/lb之间或者介于200W/lb与250W/lb之间)。落到上述范围之外的按重量计的制冷量密度的值也是可以的。如本文中提供的，按重量计的制冷量密度是通过如下方式来确定的，首先测量处于下述运转条件的压缩机的制冷量：如对本领域技术人员来说已知的，120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷和3600RPM的压缩机运转速度，其中，所提供的每个温度在制冷系统内均处于稳定的状态。然后用该制冷量除以压缩机的总重量以确定按重量计的制冷量。类似的，本公开的旋转式压缩机可以具有合适的按体积计的制冷量密度。在一些实施方式中，压缩机可以被观测到具有下述按体积计的制冷量密度：大于10W/in3、大于20W/in3、大于30W/in3或者大于40W/in3(例如，介于10W/in3与50W/in3之间、介于20W/in3与40W/in3之间、介于25W/in3与35W/in3之间)。压缩机也可以具有落到上述范围外的按体积计的制冷量密度。如本文中提供的，按体积计的制冷量是通过用压缩机的制冷量除以压缩机的外部体积来确定的，其中，所述制冷量是在以上就按重量计的制冷量所述的条件下测得的。本文中描述的旋转式压缩机可以产生期望等级的噪声。在一些实施方式中，压缩机可以被测到产生下述噪声等级：小于60dBA、小于50dBA、小于45dBA、小于40dBA、小于35dBA、小于30dBA、小于25dBA或者小于20dBA(例如，介于20dBA与60dBA之间、介于30dBA与50dBA之间、介于30dBA与45dBA之间、介于35dBA与40dBA之间)。压缩机可以产生落到上述范围外的噪声等级。如文中提供的，噪声等级是从定位成距离压缩机的圆周面90cm的噪声计测得的，其中，压缩机在以上就按重量计的制冷量所述的条件下运转。
根据本公开的压缩机可以具有相对较高的制冷量，假定重量小和/或体积小，则也可能产生少量的噪声和振动。例如，具有本文中所描述的噪声/振动阻尼特征中的一者或更多者的压缩机可以呈现出下述性能特性的组合：所述性能特性包括大于100W/lb(例如，介于100W/lb与300W/lb之间)的按重量计的制冷量密度、大于20W/in3(例如，介于20W/in3与40W/in3之间)的按体积计的制冷量密度、和在90cm距离处小于45dBA(例如，介于30dBA与45dBA之间)的噪声等级。
现在将给出多个示例。上述的包括定子保持器和泵保持器的马达泵组件133被制成并且被观测到呈现出良好的噪声特性。例如，制造失败率在最初的产品运转期间远低于1％，并且所有压缩机的性能处在+/-2.5％的非常窄的性能变化范围内。相比较而言，在引入定子保持器和泵保持器之前，记录有+/-7％的性能变化，并且3％到7％的失败率是司空见惯的。另外，与常规的旋转式压缩机相比，观测到噪声降低了14dBA且振动振幅降低了大约50％。如本文中提供的，振动振幅是通过如下方式测得的：在压缩机壳体的外周处设置加速度计以在压缩机的不同速度下测量振动相对于时间的振幅。
图18示出了如下图表，该图表示出了与常规的旋转式压缩机相比的包括有本公开的特征的各种压缩机的噪声等级。曲线30表示现有技术的没有进行任何修改的1.4cc和1.9cc的BLDC小型滚动活塞式压缩机的噪声等级，其表现出相对较高等级的噪声。例如，在3600RPM的情况下，对于1.9cc和1.4cc的模型来说噪声等级分别为56dBA和54dBA。而曲线32包括有在将本公开的各种特征结合到压缩机中的各个阶段的14个不同的数据组。在马达泵组件包括定子保持器和泵保持器而不包括额外的阻尼部件(例如，垫圈、阻尼器等)并且对吸入管连接装置未进行任何改变的压缩机示例中，在3600RPM的情况下的噪声等级被测得为41dBA，表示噪声降低了13dBA到15dBA。当其他阻尼特征(例如，垫圈、阻尼器、吸入管路连接装置等)被引入到压缩机中时，噪声等级有望进一步降低。
图19示出了如下表格，该表格示出了对多个采用本公开的特征的紧凑型旋转式压缩机D、E与其他旋转式压缩机A、B和BLDC往复式压缩机C相比所特有的性能的对比。对于将被更广泛地使用的紧凑型压缩机而言，优选的是在不增加压缩机的总尺寸或总重量的情况下将压缩机的噪声从在60Hz(即，3600RPM)、90cm厘米状态下的～55dBA减小到诸如在60Hz(即，3600RPM)、90cm状态下的35dBA到40dBA之类的等级。
压缩机A是没有减噪/减振措施的1.4cc的小型旋转式压缩机。按重量计的制冷量密度被测得为大约249W/lb，并且按体积计的制冷量密度被测得为大约33W/in3，这相对于本文中提出的各种实施方式例如压缩机C、D是具有可比性的。在60Hz、90cm状态下的整体噪声等级被测得为大约55dBA，这比本公开的某些实施方式高。
图18中的压缩机B是BLDC压缩机，压缩机B对大规模使用来说被认为太大了。压缩机B采用笨重的顶部凸缘，顶部凸缘也用作定子的保持器，该压缩机采用了大且重的金属部件比如重的底部凸缘、重的缸体和高的外壳。压缩机B的顶部凸缘重差不多270克，这与具有重仅30克的顶部凸缘的小型旋转式压缩机相比要重得多。压缩机B被测量到呈现出在60Hz、90cm状态下的大约42dBA的噪声等级，但是重量是更安静的小型压缩机的大约～2.5倍并且体积比更安静的小型压缩机大的多。如示出的，压缩机B提供了比压缩机D、E明显更小的制冷量。简而言之，尽管压缩机B表现出适合等级的噪声，但是这是以体积和重量的显著增大为代价的。
压缩机C是静音型BLDC往复式压缩机，该BLDC往复式压缩机相比于压缩机A和压缩机B具有相对较大的外壳(达18倍)以适应常规的减噪和减振方法，比如具有用于进行支承和阻尼的弹簧覆盖件的长的且挠性的排出管路、在支承点上的弹簧和阻尼器、塑性缓冲器等。
如示出的，压缩机A(小型BLDC旋转式压缩机)的每单位压缩机体积的制冷量被观测到是比压缩机B的每单位压缩机体积的制冷量好大约6倍，并且压缩机A表现得比压缩机C好大约18倍，就每单位压缩机重量的制冷量而言，压缩机运转A被观测到表现得比压缩机B好大约5.5倍，并且表现得比压缩机C好大约11倍。
压缩机D和压缩机E代表结合有本文中所描述的包括最基本的定子保持器和泵保持器的最低限度的阻尼特征的压缩机。如示出的，就压缩机D和压缩机E中的每一者所观测到的每单位压缩机体积的制冷量密度被观测到为分别比压缩机C的每单位压缩机体积的制冷量密度好大约15倍到19倍、比压缩机B的每单位压缩机体积的制冷量密度好大约4.4倍到5.6倍。就每单位压缩机重量的制冷量而言，压缩机D和压缩机E被观测到表现得比压缩机C好大约8.4倍到10倍，并且表现得比压缩机B好大约4.2倍到5.0倍。因此，仅包括以上所述的定子保持器和泵保持器特征而不包括额外的阻尼部件或吸入管路连接装置构型的压缩机D和压缩机E仍证明了对紧凑的、轻量型的以及静音型的所有尺寸的旋转式压缩机的实质性改进。
本公开的多个方面可以应用于内部部件产生噪声和振动的许多流体排量装置。例如，出于说明的目的，各种实施方式可以基于与如在蒸汽压缩系统中所使用的、作为工作流体的主制冷剂一起使用的小型滚动活塞式制冷压缩机。与本文中描述的减噪和减振系统结合的旋转式机械将特别适用于重视小尺寸、高效率、高功率密度以及低噪声和低振动的制冷系统。示例性应用包括家用器具比如冰箱、工作台面式水冷却器和制冰机、紧凑型空间除湿器、个人空调以及其他应用。
在批量生产中，这些极紧凑且非常小型的压缩机由于其极小的尺寸(即，需要低的材料成本和较少的精加工和较少的磨削)而在这些压缩机用于诸如家用冰箱、工作台面式家电之类的许多应用、以及诸如由于常规压缩机的历来的高噪声等级而迄今为止不可行的分布式超有效的冷却系统之类的许多其他的应用中时，对使用者来说将变得相当得便宜。
尽管本公开的以上描述使用滚动活塞式压缩机的单缸体模式作为各种实施方式的示例，但是本公开同样适用于其他旋转式压缩机比如出于类似目的而具有单缸和双缸变型的旋转叶片式压缩机、涡旋式压缩机、螺杆式压缩机和摆动式压缩机等。
如本文中所描述的，本公开的方面可以被用在诸如旋转式压缩机或流体泵之类的流体排量装置用的一体式的紧凑的壳内噪声振动减缓系统，所述系统可以确保通常有噪声的装置的安静操作。流体排量装置在本文中指的是旋转式压缩机、膨胀器、泵或发动机，例如包括滚动活塞式压缩机、滑片式压缩机、螺杆式压缩机、涡旋式压缩机或往复式压缩机。本公开的方面可以用于减小BLDC马达中的噪声和振动，在BLDC马达中，定子直接附接至马达外壳。在这种情况下，引入定子保持器如文中描述的定子保持器以将定子与外壳物理地分隔获得了BLDC马达的噪声和振动的减小。本公开的方面也可以应用于一体式的BLDC马达驱动的流体泵，在该流体泵中，与上述的滚动活塞式压缩机的实施方式类似，定子和泵直接附接至共同的外壳。在这种情况下，包括定子保持器和泵保持器可以相应地减小一体式BLDC马达驱动的流体泵的噪声和振动。
应理解的是，以上描述仅用于说明本发明并且其他实施方式、改型和等同分案属于在所附的权利要求中记载的本公开的范围内。另外，尽管上述每个实施方式均包括某些特征，但是本公开不限于这方面。因此，上述的或其他特征或使用的方法中的一者或更多者可以单独地或以任何适合的组合来使用，这是因为本公开和权利要求不限于具体的实施方式。

Claims (66)

1.一种旋转式压缩机，包括：
马达，所述马达具有定子和转子，所述定子和所述转子电磁地彼此联接；
泵，所述泵物理地联接至所述马达的所述转子，所述泵构造成通过吸入管路将流体汲取到所述泵内的内部空间以及对所述流体进行压缩并且通过排出管路将所述流体排出；
外壳，所述外壳围绕所述马达和所述泵；
定子保持器，所述定子保持器联接至所述马达的所述定子以及所述泵，所述定子保持器提供所述定子与所述外壳之间的物理分隔，并且所述定子保持器被构造成并设置成使所述定子与所述泵之间的声能传递和振动能传递减小；
泵保持器，所述泵保持器联接至所述泵和所述外壳，所述泵保持器提供所述泵与所述外壳之间的物理分隔，并且所述泵保持器被构造成并设置成使所述泵与所述外壳之间的声能传递和振动能传递减小。
2.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器或所述泵保持器包括彼此联接的多个部件。
3.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器或所述泵保持器被构造成并设置成：至少部分地由于存在所述保持器的窄的截面区域、存在所述保持器的小的厚度、存在用以在所述保持器的接合面处形成突然的阻抗不连续性的截面面积的突然改变、存在所述保持器的构成部件、或者存在所述保持器的阻尼材料而使相应的所述保持器内的对传递与声能和振动能相关联的应力波的阻抗增大。
4.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器经由压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而联接至所述泵以及所述马达的所述定子，或者所述泵保持器经由压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而联接至所述泵。
5.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器或所述泵保持器包括由冲压钢制成的部件、由聚合物制成的部件、由塑料制成的部件、由复合材料制成的部件、由铝制成的部件、由铸铁制成的部件和由烧结金属制成的部件中的至少一者。
6.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，还包括至少一个阻尼部件，所述至少一个阻尼部件与所述定子保持器或所述泵保持器相邻地定位或者位于所述定子保持器或所述泵保持器内，所述至少一个阻尼部件构造成吸收声能或振动能。
7.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述至少一个阻尼部件包括垫圈、弹簧、弹性体和能量吸收材料中的至少一者。
8.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器的一部分与所述定子的一部分的形状基本一致。
9.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器包括具有大致圆筒形状的覆盖件。
10.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器包括从所述定子保持器的下部区域径向地向内延伸的至少一个突部。
11.根据权利要求10所述的压缩机，其中，所述至少一个突部包括至少一个附接孔，所述至少一个附接孔用于接纳用于将所述定子保持器附接至所述泵的紧固元件的进入。
12.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述定子保持器包括基部，所述基部被构造成并设置成保持所述定子。
13.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述泵包括凸缘、缸体、偏心轴、滚子、叶片、任选的消声器和用于双缸压缩机的任选的中间板中的至少一者。
14.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述泵保持器包括基部，所述基部被构造成并设置成附接至所述泵，并且所述泵保持器包括至少一个直立构件，所述至少一个直立构件从所述基部延伸以变为所述泵保持器与所述外壳的附接点的点。
15.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述泵包括吸入导管和设置成围绕所述吸入导管以在所述吸入导管处提供振动阻尼和声音阻尼的弹性体材料。
16.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述泵包括外部支承件和内部支承件，所述外部支承件和内部支承件能够相对于彼此旋转。
17.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，还包括位于所述马达与所述泵之间的压力分隔构件。
18.根据权利要求17所述的压缩机，其中，所述压力分隔构件附接至所述外壳。
19.根据权利要求17至18中的一项所述的压缩机，其中，所述泵保持器附接至所述压力分隔构件。
20.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出大于100W/lb的按重量计的制冷量密度，其中，制冷量是在如下压缩机运转条件下测得的：120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷和3600RPM的压缩机运转速度。
21.根据权利要求20所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出介于100W/lb与300W/lb之间的按重量计的制冷量密度。
22.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出在90cm的距离处小于45dBA的噪声等级，其中，噪声是在如下压缩机运转条件下测得的：120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷和3600RPM的压缩机运转速度。
23.根据权利要求22所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出在90cm的距离处介于30dBA与45dBA之间的噪声。
24.根据前述权利要求中的任一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出大于20W/in3的按体积计的制冷量密度，其中，制冷量是在如下压缩机运转条件下测得的：120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷和3600RPM的压缩机运转速度。
25.根据权利要求24所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机表现出介于20W/in3与40W/in3之间的按体积计的制冷量密度。
26.一种用于旋转式压缩机的定子保持器，所述定子保持器包括：
覆盖件，所述覆盖件适于被设置在所述旋转式压缩机的马达与所述旋转式压缩机的外壳之间；和
至少一个联接构件，所述至少一个联接构件从所述覆盖件的下部区域延伸，并且所述至少一个联接构件被构造成并设置成便于所述旋转式压缩机的所述定子与所述旋转式压缩机的泵之间的联接。
27.根据权利要求26所述的定子保持器，其中，所述定子保持器包括彼此联接的多个部件。
28.根据前述权利要求中的任一项所述的定子保持器，其中，所述定子保持器被构造成并设置成：至少部分地由于存在所述保持器的窄的截面区域、存在所述保持器的小的厚度、存在用以在所述保持器的接合面处形成突然的阻抗不连续性的截面面积的突然改变、或者存在所述保持器的阻尼材料而使相应的所述保持器内的对传递与声能和振动能相关联的应力波的阻抗增大。
29.根据前述权利要求中的任一项所述的定子保持器，其中，所述定子保持器被构造成并设置成经由压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而联接至所述泵以及所述马达的所述定子。
30.根据权利要求26至29中的一项所述的定子保持器，其中，所述覆盖件包括大致圆筒形的部分。
31.根据权利要求26至29中的一项所述的定子保持器，其中，所述至少一个联接构件包括从所述覆盖件的所述下部区域径向地向内延伸的至少一个突部。
32.根据权利要求26至31中的一项所述的定子保持器，还包括基部，所述基部被构造成并设置成支承所述旋转式压缩机的所述定子，其中，所述基部从所述覆盖件的所述下部区域径向地向内延伸。
33.根据权利要求26至32中的一项所述的定子保持器，其中，所述至少一个联接构件包括至少一个附接孔，所述至少一个附接孔用于接纳所述马达与所述泵之间的紧固元件的进入。
34.根据权利要求26至33中的一项所述的定子保持器，还包括构造成吸收声能和振动能的至少一个阻尼部件。
35.根据权利要求34所述的定子保持器，其中，所述至少一个阻尼部件包括垫圈、弹簧、弹性体和能量吸收材料中的至少一者。
36.根据权利要求26至35中的一项所述的定子保持器，其中，所述定子保持器包括冲压钢、聚合物、塑料、复合材料、铝、铸铁和烧结金属中的至少一者。
37.一种用于BLDC马达的定子保持器，所述BLDC马达包括附接至输出轴的内部转子、围绕所述转子的定子、以及包围所述马达的外壳，所述定子保持器包括：
覆盖件，所述覆盖件适于被紧固至或以其他方式附接至所述马达的定子以及适于实现所述马达的所述定子与所述外壳之间的物理分隔；
至少一个联接构件，所述至少一个联接构件从所述覆盖件延伸，并且所述至少一个联接构件被构造成并设置成便于所述马达的所述定子与所述马达的所述外壳之间的联接或者所述马达的所述定子与其他位置如泵本体之间的联接；
其中，所述定子保持器被构造成并设置成：至少部分地由于存在所述保持器的窄的截面区域、存在所述保持器的小的厚度、存在用以在所述保持器的接合面处形成突然的阻抗不连续性的截面面积的突然改变、或者存在所述保持器的阻尼材料而使所述保持器内的对结构性地传递与在所述定子内产生的声能和振动能相关联的应力波的阻抗增大；以及
其中，所述定子保持器被构造成并设置成使用压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而在一侧被联接至所述马达的所述定子并且在另一侧被联接至所述外壳。
38.一种用于旋转式压缩机内的、流体泵内的或其他流体排量装置内的泵的泵保持器，所述泵保持器包括：
基部，所述基部被构造成并设置成联接至所述泵；和
至少一个联接构件，所述至少一个联接构件包括从所述基部延伸的至少一个直立构件，并且所述至少一个联接构件被构造成并设置成与所述泵和外壳联接。
39.根据权利要求38所述的泵保持器，其中，所述泵保持器包括彼此联接的多个部件。
40.根据权利要求38至39中的一项所述的泵保持器，其中，所述泵保持器被构造成并设置成：至少部分地由于存在所述保持器的窄的截面区域、存在所述保持器的小的厚度、存在用以在所述保持器的接合面处形成突然的阻抗不连续性的截面面积的突然改变、或者存在所述保持器的阻尼材料而使相应的所述保持器内的对传递与声能和振动能相关联的应力波的阻抗增大。
41.根据权利要求38至40中的一项所述的泵保持器，其中，所述泵保持器被构造并设置成经由压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而与所述泵联接。
42.根据权利要求38至41中的一项所述的泵保持器，还包括构造成吸收声能和振动能的至少一个阻尼部件。
43.根据权利要求42所述的泵保持器，其中，所述至少一个阻尼部件包括垫圈、弹簧、弹性体和能量吸收材料中的至少一者。
44.根据权利要求38至43中的一项所述的泵保持器，其中，所述基部包括至少一个附接孔，所述至少一个附接孔用于接纳用于将所述泵附接至所述基部的紧固元件的进入。
45.根据权利要求38至44中的一项所述的泵保持器，其中，所述泵保持器包括冲压刚、聚合物、塑料、复合材料、铝、铸铁和烧结金属中的至少一者。
46.一种用于泵(位于外壳中的流体排量装置如旋转式压缩机的泵、或一体式BLDC驱动的泵)的泵保持器，所述泵保持器包括：
覆盖件，所述覆盖件适于被紧固至或以其他方式附接至所述泵的本体以及适于实现所述泵与所述泵的外壳之间的物理分隔；
至少一个联接构件，所述至少一个联接构件从所述覆盖件延伸，并且所述至少一个联接构件被构造成并设置成便于所述装置的所述外壳与所述泵之间的联接；
其中，所述泵保持器被构造成并设置成：至少部分地由于存在所述保持器的窄的截面区域、存在所述保持器的小的厚度、存在用以在所述保持器的接合面处形成突然的阻抗不连续性的截面面积的突然改变、或者存在所述保持器的阻尼材料而使所述保持器内的对结构性地传递与在所述泵内产生的声能和振动能相关联的应力波的阻抗增大；以及
其中，所述泵保持器被构造成并设置成经由压配合、干涉配合、冷缩配合、紧固件和焊接中的至少一者而联接至所述装置的所述外壳和所述泵。
47.根据权利要求1至25中的任一项所述的压缩机，其中，
采用至少一个阻尼部件，所述至少一个阻尼部件被构造成并设置成经由改型的吸入连接装置而使所述泵与所述外壳之间的声能传递和振动能传递减小。
48.根据权利要求47所述的压缩机，其中，所述至少一个阻尼部件呈所述外壳内的旋转密封式吸入连接装置的形式，所述至少一个阻尼部件包括外部支承件和内部支承件，所述内部支承件构造成定位在所述外部支承件的内部空间内，所述内部支承件具有凸缘，所述凸缘围绕所述内部支承件的本体延伸以用于在将所述内部支承件定位于所述外部支承件的所述内部空间内时将所述内部支承件的所述本体保持就位；所述内部支承件附接至所述泵以形成所述泵的一部分，并且所述内部支承件配备有从所述外部支承件通到所述泵中的吸入路径；并且，所述外部支承件被直接或间接地附接至所述外壳，且所述外部支承件配备有通向外部吸入管路的固定吸入连接装置，并且所述内部支承件和所述泵的其余部分一起被允许相对于固定的所述外部支承件旋转；所述内部支承件和所述外部支承件通过保持由所述内部支承件和所述外部支承件的接触表面之间的窄间隙和润滑油形成的旋转密封而提供用于吸入气体的从所述外部吸入管路进入到所述缸体中的路径；由此，通过所述吸入管路连接装置去除了通向所述泵的直接的吸入管路连接装置并且实现了从所述马达泵组件到所述外壳的减小的声能传递和振动能传递。
49.根据权利要求48所述的压缩机，其中，所述内部支承件能够是改型的底部凸缘，其中，所述底部凸缘内结合有吸入口。
50.根据权利要求48至49中的一项所述的压缩机，其中，所述外部支承件包括大致环形形状，并且所述外部支承件在其内径表面中包括与所述外部吸入管路连通的环形集气室。
51.根据权利要求48至50中的一项所述的压缩机，其中，所述内部支承件在其本体的外径表面上具有吸入孔，所述吸入孔定位成暴露于所述外部支承件的所述环形集气室，使得所述内部支承件与所述外部支承件形成旋转吸入连接装置。
52.根据权利要求47所述的压缩机，其中，所述至少一个阻尼部件包括设置成围绕所述吸入导管的弹性体材料，并且所述弹性体材料构造成在所述吸入导管与所述吸入口的接合面处提供振动阻尼和声音阻尼。
53.根据权利要求47中的一项所述的压缩机，其中，所述至少一个阻尼部件采用位于所述马达与所述泵之间的压力分隔盖以在所述外壳内形成处于不同压力的两个空间：吸入压力空间和排出压力空间，其中，所述吸入压力空间容纳所述马达并且通过附接至所述外壳的吸入压力侧的吸入管路来进行供给，所述排出压力空间容纳所述泵并且将高压气体排出到附接至所述外壳的排出侧的所述排出管路中；由此，通过吸入连接装置或排出连接装置而完全消除了所述马达泵组件与所述外壳之间的用于声能传递和振动能传递的直接的结构性路径。
54.一种旋转式压缩机，包括：
马达，所述马达具有定子和转子，所述定子和所述转子电磁地彼此联接；
泵，所述泵联接至所述马达的所述转子，所述泵构造成将流体从所述泵周围的外部空间汲取到所述泵内的内部空间；以及
外壳，所述外壳围绕所述马达和所述泵，
其中，所述旋转式压缩机表现出大于100W/lb的按重量计的制冷量密度和在90cm的距离处测得的小于45dBA的噪声等级，其中，制冷量和噪声是在如下压缩机运转条件下测得的：120华氏度的冷凝温度、45华氏度的蒸发温度、10华氏度的过热、10华氏度的过冷和3600RPM的压缩机运转速度。
55.根据权利要求54所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机在相同的运转条件下表现出介于100W/lb与300W/lb之间的按重量计的制冷量密度。
56.根据权利要求54至55中的一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机在相同的运转条件下表现出大于20W/in3的按体积计的制冷量密度。
57.根据权利要求54至56中的一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机在相同的运转条件下表现出介于20W/in3与40W/in3之间的按体积计的制冷量密度。
58.根据权利要求54至57中的一项所述的压缩机，其中，所述旋转式压缩机在相同的运转条件下表现出在90cm的距离处测得的介于30dBA与45dBA之间的噪声等级。
59.根据权利要求54至58中的一项所述的压缩机，还包括定子保持器，所述定子保持器联接至所述马达的所述定子以及所述泵，所述定子保持器提供所述定子与所述外壳之间的分隔，并且所述定子保持器被构造成并设置成使所述定子与所述泵之间的振动能减小。
60.根据权利要求54至59中的一项所述的压缩机，还包括泵保持器，所述泵保持器联接至所述泵和所述外壳，所述泵保持器提供所述泵与所述外壳之间的分隔，并且所述泵保持器被构造成并设置成使所述泵与所述外壳之间的振动能减小。
61.一种组装旋转式压缩机的方法，包括：
将定子联接至定子保持器；
经由所述定子保持器将所述定子联接至泵，所述定子保持器被构造成并设置成使所述定子与所述泵之间的声能和振动能减小；以及
将所述泵联接至泵保持器，所述泵保持器被构造成并设置成使所述泵与外壳之间的声能和振动能减小；
所述定子、所述定子保持器、所述泵和所述泵保持器形成马达泵组件；
将所述马达泵组件插入到由所述外壳限定的空间中；
将所述马达泵组件联接至所述外壳；
形成通到吸入口中的吸入管路连接装置并对所述吸入管路连接装置进行密封；
将定子绕组连接至上盖；以及
将所述上盖与所述外壳接合以包围所述马达泵组件并形成所述旋转式压缩机。
62.根据权利要求61所述的方法，其中，所述定子保持器提供所述定子与所述外壳之间的物理间隙，或者所述泵保持器提供所述泵与所述外壳之间的物理间隙。
63.根据权利要求61至62中的一项所述的方法，还包括邻近所述定子保持器或所述泵保持器设置至少一个阻尼部件，所述至少一个阻尼部件构造成吸收声能或振动能。
64.根据权利要求63所述的方法，其中，所述至少一个阻尼部件包括垫圈、弹簧、弹性体和能量吸收材料中的至少一者。
65.根据权利要求61至64中的一项所述的方法，还包括在所述马达与所述泵之间定位压力分隔构件。
66.根据权利要求61至65中的一项所述的方法，其中，所述泵包括外部支承件和内部支承件，所述外部支承件和所述内部支承件能够相对于彼此旋转。
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