CN113544444B - 高性能压缩机和蒸汽压缩系统 - Google Patents

Abstract

本公开涉及一种新型的高性能压缩机和相关联的蒸汽压缩系统，高性能压缩机和相关联的蒸汽压缩系统可以用于广泛的制冷、冷却和加热应用，具有显著提高的压缩机等熵效率；马达效率；作为整体的马达、压缩机泵和系统的可靠性和寿命；以及使用新的高性能压缩机的新的蒸汽压缩系统的COP、加热能力和SEER。关于滚动活塞旋转压缩机的当前构型的用以达到相同类型的高性能版本的设计理念和改型只需稍作改动就将很容易适用于其他类型的蒸汽压缩压缩机，从而为整个压缩机行业采用的新设计理念开辟了道路，从而大大减少了全球空调、热泵和冰箱的碳足迹。

Description

高性能压缩机和蒸汽压缩系统

相关申请

本申请根据35 U.S.C.§119(e)要求于2019年1月3日提交的题为“COMPRESSORSWITH IMPROVED EFFICIENCY(具有改善的效率的压缩机)”的美国临时申请序列No.62/787,943的优先权，该申请通过整体参引并入本文。

技术领域

所公开的各实施方式涉及高效压缩机和蒸汽压缩系统。

背景技术

各种类型的压缩机、比如旋转压缩机或涡旋式压缩机被用在各种应用、比如空调或热泵中。在所谓的高侧压缩机设计中，压缩机的壳体的内部空间暴露于排放气体。在这些压缩机中，由马达产生的大部分热由在系统内处于最高温度下且具有相对较差的热传递性能的排放气体移除，这使马达的操作温度远远高于已经很高的排放温度。由此产生的高的马达操作温度导致低的马达效率，低的马达效率进而导致马达产生更多的热，从而形成恶性循环。另外，代替被冷却，泵本体由于暴露在高温排放气体而被加热，其不利后果是压缩的等熵效率降低且压缩的轴功率增大、并且容积效率降低且容量降低。

其他现有的压缩机设计使用低侧布置，在低侧布置中，马达产生的热大部分由相对低温的但具有相对较差的热传递性能的吸入气体移除，这使马达操作温度远高于吸入温度。因此，即使使用吸入气体作为冷却剂，马达的操作温度也不会那么低。泵本体也被吸入气体冷却。马达和泵本体这两个热源增加了吸入气体的温度。不幸的是，吸入气体在进入压缩室之前的加热具有降低容积效率和等熵效率的严重不利影响，这在低侧壳体涡旋式压缩机或低侧壳体往复式压缩机中发生。

发明内容

发明人已经认识到并理解现有技术的压缩机设计——包括上述高侧壳体和低侧壳体设计——的现有状态还有很多不足之处，因为它们没有利用使马达和泵本体在低温下运行以提高效率的好处。替代地，现有技术的压缩机的现有状态使用如上所述的对马达和泵本体进行冷却的适得其反的方法。当前的公开内容描述了新的设计方法，通过遵循许多设计准则，使压缩机更有效地操作，包括：(1)显著降低马达的工作温度，以实现从电能输入到机械轴动力输出的更高转换效率，降低压缩机中处理的单位质量的输入功率，并且提高马达的可靠性；(2)提供经济实惠且简单的压缩室的有效冷却的装置，以实现压缩过程的更高的等熵效率，从而降低每单位质量的压缩过程所需的机械能；以及(3)实现以上两个目标，而不会对制冷能力、加热能力、冷却性能系数(以下简称“COP”)和制热中的季节性能效比(“SEER”，以下简称“SEER”)产生不利影响，并且不会实质性增加压缩机的成本。

这些设计原理可以应用于多种密封式、半密封式以及甚至一些开轴式压缩机，只要这些压缩机的马达或压缩机泵组件可以被封围在压力密封壳体中以结合本公开中所描述的特征从而提供有效的冷却即可。可以被修改的压缩机将包括下述压缩机但不排除本文中未提及的其他压缩机：滚柱活塞/叶片型旋转压缩机，比如滚动活塞压缩机、同心叶片压缩机、以及摆动式压缩机等；高壳体涡旋式压缩机；低壳体涡旋式压缩机、螺杆式压缩机；线性压缩机；双转子压缩机；往复式压缩机；和斜盘式压缩机。

根据一些方面，根据当前公开的压缩机的马达可以设置在其自身独立的壳体内部，比如在开轴构型或磁驱动构型的情况下，设置在压缩机壳体内的单独隔室内或者设置在压缩机的单个连续壳体内。马达包括基于永磁体的BLDC马达、开关磁阻马达、感应马达、横向磁通马达和可以用于这些压缩机的其他马达，其特点是所述马达的性能随着马达的操作温度的降低而提高。这基本上涵盖了所有所使用的电动马达。

本文中所描述的新的冷却方法利用温度明显低于排放温度的工作流体，并且可选地，在蒸汽压缩应用中，在设定在吸入压力与排放压力之间的压力下通过马达进行蒸发以利用高效的蒸发冷却，或者在基于CO2的跨临界制冷系统中，与使用吸入气体或排放气体对马达进行冷却的情况相比，从高压热交换器(相当于蒸汽压缩系统中的冷凝器)出来的高压流体具有更高的热传递性能。在这些情况中的任何情况下，与现有技术的压缩机中可能存在的温度相比，对马达和泵本体进行冷却的新方法将导致马达和泵本体的操作温度远低于或接近冷却流体温度，从而导致马达效率和等熵效率显著提高。新的压缩机的冷却流体可以是处于蒸发器温度或介于蒸发器温度与冷凝器温度之间的制冷剂流体。在定义为S系列VCS的新VCS——该新VCS使用定义为S系列压缩机的新的高效压缩机——中，壳体内的马达或壳体内的泵用作二级蒸发器或壳体内热交换器，二级蒸发器或壳体内热交换器专用于有效地冷却马达或泵，使得马达操作温度接近冷却流体的温度，并且压缩室在低得多的温度下操作以获得中间冷却或淬灭的好处。在这种情况下，压缩室的冷却可以通过冷却流体与泵本体的外表面之间的热传递来完成，或者迫使冷却流体通过穿过泵本体的壁的战略性第安置的通道来完成，该泵本体壁在部件的制造过程期间方便和容易地生产，这些部件比如为气缸、凸缘和中间板，几乎没有明显的成本影响——如果有的话。两个壳体内二级热交换器中的每一者都可以被设计为在相同或适合每一者的压力下操作。在其他形式的压缩室冷却中，来自冷凝器的液体制冷剂可以在压缩冲程中被注入压缩室，以对压缩气体进行淬灭，从而降低有效排放温度，并且提高由压缩机处理的单位质量的压缩机的等熵效率。为压缩机的马达或泵并入的二级热交换器需要非常仔细地研究每种类型压缩机的设计，以确保润滑、泄漏、摩擦等得到控制，并且改型的结果是整体性能将提高。

使用低温工作流体作为冷却剂以及/或者利用上述二级蒸发器的新的冷却方法不仅允许使用更便宜、额定温度更低的磁体和马达组件，而且还可以显著提高设置在内部的马达的电气效率、可靠性和寿命，以及增加泵本体的等熵效率、可靠性和寿命。然而，将冷凝器流出物的一部分用于二级蒸发器或直接液体注入过程会降低通过蒸发器的流量，从而降低蒸汽压缩系统的冷却性能。

为避免在使用二级蒸发器时对蒸汽压缩系统的冷却或加热性能产生不利影响，假定在马达、BLDC驱动器和泵机构可以承受更高的扭矩要求的情况下压缩机排量固定，则增压过程可以通过将冷却流体从二级热交换器或外部蒸发器重新注入压缩室来引入，从而为二级蒸发器和外部蒸发器中所需的额外制冷剂流创建闭合回路。碰巧的是，增压注入打开了另一个机会来提高压缩循环的等熵效率，并且最终提高冷却系统的COP(性能系数)或热泵的SEER。作为新的压缩机的强烈推荐选项，在有效地冷却马达、泵本体或这两者之后，通过增压过程将制冷剂重新注入压缩空间，或者使用来自冷凝器的单独的流来实现压缩过程的内部淬灭的特定目的。如果在正确的条件下进行，则增压注入可以通过在压缩过程期间有效地引入淬灭效应而导致压缩机的等熵效率显著提高，特别是对于增压注入过程的持续时间而言如果增压注入流体的比焓远低于压缩机内的蒸汽的比焓，并且如果制冷剂包含液体制冷剂——该液体制冷剂在注入时会迅速蒸发，而不会受到液体段塞或液体稀释润滑剂的破坏作用——则淬灭效果会更加明显。在压缩过程的适当持续时间内经由增压过程注入压缩空间的制冷剂(制冷剂蒸气或湿蒸气是指包含蒸气的液体)有效地增加了压缩机的质量流量，超出了其固定排量的可能，因此称为“增压”。在“增压”方法中，增压的量的制冷剂除了流向蒸发器外，还将会在回路中进行再循环。因此，通过主蒸发器的质量流量将不会降低，并且因此冷却系统的冷却能力也不会降低。另一方面，因增压而导致的更高的压缩机输出将增加VCS的在热泵模式下的加热能力，该热泵模式已经被用于使用涡旋式压缩机的现有技术的热泵系统并且从冷凝器转移的额外制冷剂流不用于对马达进行任何冷却。

根据一些方面，本文中所公开的增压机制和过程可以被设计和优化以适应VCS的特定需要。例如，为了在二级热交换器中以尽可能接近一级蒸发器温度的最低的蒸发温度冷却马达，进入二级热交换器的注入压力不能远高于一级蒸发器的压力。这意味着二级热交换器的排放压力将甚至低于进入二级热交换器的注入压力，并且增压过程期间压力需要高于压缩室压力。由于增压注入发生在吸入端口关闭之后且压缩开始之后，因此增压注入阀端口面积在特定压缩机的几何约束允许的情况下需要尽可能大以减少注入期间的压降，在吸入端口关闭后立即打开(在滚动活塞/叶片型压缩机的情况下由滚柱关闭)，并且其持续时间需要尽可能短，以使由于持续压缩引起的压力增加最小化。另外，还必须确保在增压过程期间主要通过蒸发对马达进行冷却所需的足够和适量的制冷剂将被注入压缩空间。

在一些情况下，如果二级热交换器的温度可以更高，或者如果二级热交换器被构造成在表面或通过压缩机内的冷却通道来冷却压缩机的本体，则对注入端口设计和时间的要求可能不那么严格。例如，如果目标马达操作温度是一级蒸发器和冷凝器的平均温度，则注入可以在压缩循环期间更晚地进行，并且阀位置和尺寸可以在由阀端口位置、注入压力等的施加的较少的限制的情况下更容易地适应。

另一方面，将冷凝器液体增压到压缩空间以在压缩过程结束时对压缩空间进行淬灭的情况被用以避免在滚柱叶片型压缩机中可能出现的液体段塞和油稀释/冲走方案可能会带来额外的考虑。在这种情况下，增压注入优选在压缩空间中的制冷剂的温度足够高以致注入的制冷剂、例如细小液体颗粒的喷射将在整个注入持续时间内在注入时瞬间蒸发之后进行。然而，在某些情况下，一些压缩机、比如无油涡旋式压缩机可以适应一定程度的液体段塞，而不会对机械和性能产生太大的有害影响，在这种情况下增压变得更容易。

增压注入的另一个显著好处将出现在热泵中，其中，因为压缩机进入冷凝器的制冷剂吞吐量随着增压量和压缩机功率输入的增加而增加，所以从冷凝器释放的热测量的加热能力将增加。

在油润滑的VCS旋转压缩机中使用当前公开的冷却方法的某些实施方式特别有利于将它们重新构造成水平VCS旋转压缩机以用于具有有限净空的应用。

在一个实施方式中，蒸汽压缩系统包括压缩机，该压缩机包括压力容纳壳体、定位在壳体内的马达和定位在壳体内并且操作性地联接至马达的泵。蒸汽压缩系统还包括冷凝器，该冷凝器联接至压缩机的排放端口并且构造成将制冷剂从气相冷凝为液相。来自冷凝器的液相制冷剂的第一部分被转移到马达和/或泵以冷却马达和/或泵。蒸汽压缩系统还包括第一膨胀装置和蒸发器，第一膨胀装置构造成从冷凝器接收冷凝的制冷剂并使制冷剂膨胀以降低制冷剂的压力，蒸发器构造成接收来自第一膨胀装置的制冷剂并将制冷剂从液相蒸发成气相。气相制冷剂被引导至压缩机的吸入端口。

应当理解的是，前述概念和下面讨论的附加概念可以以任何合适的组合来布置，因为本公开在这方面不受限制。另外，本公开的其他优点和新颖特征将从结合附图考虑时的各种非限制性实施方式的以下详细描述变得明显。

在本描述和通过参引而并入的文件包含矛盾和/或不一致的公开内容的情况下，应以本描述为准。如果通过参引而并入的两个或更多文件包含相互矛盾和/或不一致的公开内容，则应以生效日期较晚的文件为准。

附图说明

附图不意在按比例绘制。在附图中，在各个图中图示的每个相同或几乎相同的部件可以由相同的数字表示。为了清楚起见，并非每个部件都可以在每张图中标出。在附图中：

图1是钕(NdFeB)磁体的磁通密度随温度的变化的曲线图；

图2是具有钕(NdFeB)磁体转子和铜定子绕组的BLDC马达的归一化扭矩随马达的操作温度的变化的曲线图；

图3是具有钕(NdFeB)磁体转子和铜定子绕组的BLDC马达的效率随马达的操作温度的变化的曲线图；

图4是示出了温度对具有锶铁氧体磁体转子和铜定子绕组的BLDC马达性能的影响的图表和表格；

图5是具有BLDC马达的旋转式VCS压缩机的估计性能改进的表格，该BLDC马达具有在比现有技术的高侧旋转式VCS压缩机的蒸发器温度高的蒸发器温度下进行操作的NdFeB磁体转子/铜定子绕组，其中，该相同马达由排放流体来冷却；

图6是高侧壳体式BLDC滚动活塞压缩机的一个实施方式的示意性表示，其中，马达通过排放气体冷却，并且其中，压缩机的泵组件经由压缩机泵组件保持器间接安装至壳体并且定子经由定子保持器间接安装至压缩机泵组件；

图7是高侧/低侧壳体式BLDC滚动活塞压缩机的一个实施方式的示意性表示，其中，分离器为两个空间并且也为上轴承孔、包含排放阀和消声器的上板提供分隔，并为滚柱和气缸提供顶板以形成压缩空间，并且BLDC马达由接近吸入温度的流体冷却；

图8是图7所示的高侧/低侧滚动活塞压缩机的润滑系统的详细视图；

图9是低侧壳体滚动活塞压缩机的一个实施方式的示意性表示，其中，马达由吸入温度的流体冷却并且排放气体辅助的润滑剂泵嵌入下凸缘和轴的底部；

图10是嵌入在图9所示的压缩机的泵组件中的排放气体辅助的润滑剂泵的详细视图；

图11是用于在图9和图10所示的低侧壳体滚动活塞压缩机中所使用的嵌入式润滑剂泵的泵送机构的二维图；

图12是低侧壳体滚动活塞压缩机的另一实施方式的示意性表示，其中，压缩机泵组件和马达的位置切换，并且润滑剂泵附接在马达下方；

图13是用于可以在图9和图12所示的低侧壳体式旋转压缩机中可选地使用的叶片辅助高压气体腔的布置的一个实施方式的示意性表示；

图14是具有可选中板的水平操作双缸、高侧/低侧壳体滚动活塞压缩机的一个实施方式的示意性表示；

图15是最普遍使用的、现有技术的、高侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机构型的实施方式的示意图，其中，泵组件和马达定子两者牢固地附接至壳体；

图16是高侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机构型的变型的实施方式的示意图，其中，马达定子直接固定至壳体，但是其中，泵组件经由压缩机泵组件保持器间接地附接至壳体；

图17是高侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机构型的变型的实施方式的示意图，其中，泵组件使用压缩机泵组件保持器间接地附接至壳体，并且马达定子使用定子保持器间接地附接至泵组件；

图18是高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，泵组件和马达两者都以类似于最普遍使用的现有技术的高侧壳体滚动活塞旋转压缩机中的附接方法直接地附接至壳体；

图19是高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，泵组件使用压缩机泵组件保持器间接地附接至壳体并且马达直接地附接至壳体；

图20是高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，泵组件使用压缩机泵组件保持器间接地附接至壳体，并且马达使用定子保持器以类似于图17的设计中的附接方法间接地附接至分离器；

图21是高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，泵组件和马达两者都直接地附接至分离器；

图22是高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，泵组件直接地安装在分离器上，并且马达使用定子保持器间接地附接至分离器；

图23是图20所示的用于蒸汽压缩制冷系统的高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的简化示意图，其中，主吸入管线和计量液体注入管线两者均穿过低侧壳体以冷却马达；

图24是图20所示的用于蒸汽压缩制冷系统的高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，主吸入管线通过高侧的壳体直接地连接至吸入端口，并且计量液体注入管线穿过低侧壳体以冷却马达；

图25是用于蒸汽压缩制冷系统的低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式的示意图，其中，主吸入管线和计量液体注入管线穿过低侧壳体以冷却马达同时通过与排放端口相连接的排放管将气体直接排放出壳体；

图26是通常具有内部设置的马达的可调壳体压力的、单个壳体的、油润滑的VCS压缩机的实施方式的示意图，这样的压缩机包括滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋式压缩机和往复式压缩机；

图27是通常具有内部设置的马达的高侧/可调低侧的、油润滑或无油的VCS压缩机的实施方式的示意图，这样的压缩机包括滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋式压缩机和往复式压缩机；

图28是图示了根据一些实施方式的对泵本体进行冷却的益处的曲线图；

图29是经历增压注入的蒸汽压缩系统的压力焓分析的曲线图；

图30是冷却期间的增压注入的性能提升的示意性图示；

图31是加热期间的增压注入的性能提升的图表；

图32是滚动活塞压缩机中的增压注入端口的实施方式的示意性描绘；

图33是滚柱启动增压阀的实施方式的示意性描绘；以及

图34是图33的滚柱启动增压阀的详细视图。

具体实施方式

如本文所使用的，蒸汽压缩系统(VCS)可以指被设计成从一侧提取热并将热排放到另一侧的系统，在该系统中，工作气体在两种不同的压力和温度下经历相变。蒸汽压缩系统(VCS)的主要部件是压缩机、冷凝器、热膨胀装置和蒸发器。VCS是用于家庭、建筑物和汽车的空调的最广泛使用的方法，并且与电阻加热相比，VCS是一种利用来自冷凝器的热进行加热的有效方法。蒸汽压缩系统(VCS)还在下述场合中使用：家用和商用冰柜、冰箱、用于食品和肉类的冷藏或冷冻储存的大型冷藏仓库、冷藏卡车和铁路车辆、以及许多其他商业和工业服务比如炼油厂、石油和化工加工厂以及天然气加工厂。蒸汽压缩系统(VCS)还可以被用作用于热水、干衣机、家庭、建筑物、电动汽车等的热泵。

如本文所使用的，跨临界流体压缩系统可以指在高压、高温过程期间到达比如CO2之类的制冷剂的超临界和亚临界区域的VCS的子集。VCS的子集的主要部件是压缩机、代替冷凝器的高压跨临界热交换器、热膨胀装置和蒸发器。

如本文所使用的，用于马达的壳体内二级热交换器可以指包括壳体、马达和适当的流动路径的热交换器，以使用液体制冷剂优选通过蒸发从马达移除热。

如本文所使用的，用于泵的壳体内二级热交换器可以指包括壳体、泵和适当的流动路径的热交换器，以使用液体制冷剂优选通过蒸发从泵/压缩室移除热。

如本文所使用的，外部汽化器可以指：用于利用优选通过冷却流体的蒸发或高效热传递机制而膨胀到适当压力和温度的转移的液体流来从来自冷凝器或高压热交换器的主要液体流中移除热的热交换器。

如本文所使用的，转移的制冷剂流可以指液体制冷剂的从VCS中的冷凝器流出的部分或从跨临界系统的高压热交换器流出的制冷剂，这些制冷剂用作用于马达、泵本体的壳体内二级热交换器中或外部汽化器中的冷却剂，并且优选在压缩过程中通过增压过程返回至压缩空间。

如本文所使用的，增压可以是指下述方法：在从马达和压缩室/泵本体中移除热之后注入从VCS的冷凝器或高压热交换器转移的来自壳体内二级热交换器的制冷剂、或者在制冷剂的压缩过程中在适当时间处从进入压缩室的主液体流中移除热之后优选地在吸入端口关闭之后且在排放端口打开之前注入来自用于对主制冷剂进行额外的过冷的外部汽化器的制冷剂，以便在以下方面实现性能增强：显著地降低马达操作温度，从而导致更高的马达效率、更长的马达寿命、高的可靠性；显著地降低压缩室温度，从而导致更低的泵操作温度、更高的压缩机等熵效率、更低的由压缩机压缩的每单位质量制冷剂的压缩机功率、压缩机泵的更低的排放温度、更好的润滑和更长的寿命、以及VCS的增加的冷却或加热能力、更高的COP或更高的SEER。

如本文所使用的，S系列压缩机可以指VCS压缩机，该VCS压缩机配备有用于将制冷剂增压(再注入)到压缩机中的装置，制冷剂从冷凝器(跨临界CO2系统中的高压热交换器)的液体流中转移并用于在低温下并且跨越低温间隙有效地冷却马达，以获得低的马达操作温度，从而导致高的马达效率；在外部冷却泵本体以提高等熵效率；或对压缩室进行注入以淬灭压缩过程从而提高等熵效率并降低每单位质量的压缩机功率。增压由于以下原因将明显导致压缩机的高的整体性能：由于较低的马达操作温度而导致的马达中的更高的电能到机械能转换效率；由于较低的有效吸入温度而导致的更高的吸入过程中的容积效率；由于压缩室的中间冷却而导致的压缩过程中的更高的等熵效率和更低的排放温度；由于在压缩过程中通过增压增加了制冷剂流而导致的固定排量压缩机的更高的总制冷剂排放流量；由于马达的低温操作而导致的更长预期寿命，其中，确保了压缩室的更长的预期寿命和更低的操作温度以及更低的排放温度，从而由于以上所有的原因而导致了更好的润滑、密封、零件和轴承的减少的磨损、以及增加的可靠性。

如本文所使用的，S系列VCS可以指配备有S系列压缩机以及流体管线、阀、膨胀装置、外部汽化器、控制逻辑和硬件以及其他装置以适应S系列压缩机的功能和特性的VCS系统，从而使得VCS在性能系数、冷却或加热能力以及可靠性方面的性能显著提高。

如本文所使用的，滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指封闭或半封闭式旋转压缩机，其包括：容纳或者是内转子型或者是外转子型的旋转马达的压力容纳壳体、由旋转马达驱动的旋转压缩机泵组件；其中，压缩机泵组件的偏心轴的一个端部连接至马达的内转子或外转子并被马达的内转子或外转子驱动，其中，压缩机泵组件包括至少一个叶片、带有对每个偏心轮的至少一个滚柱进行驱动的至少一个偏心轮的轴、配备有进入端口和槽或腔以在每个循环期间适应叶片的运动的至少一个气缸、执行活塞的功能的每个偏心轮的至少一个滚柱、带有上轴承孔和排放阀及其端口(或者，在双压力壳体构型中，带有排放阀及其端口的上板和包含上轴承孔的分离器)的上凸缘、呈多气缸构型的至少一个中板、以及带有下轴承孔排放阀及其端口的下凸缘；其中，叶片或者被设计成在叶片槽中来回移动，而环状滚柱活塞在气缸的内轮廓上滚动，同时以类似于现有技术的滚动活塞压缩机的方式保持与滚柱的接触，或者叶片物理附接至滚柱并且被设计成摆动和移入及移出设置在气缸体中空间，而由偏心轮驱动的环状滚柱活塞以类似于现有技术的摆动压缩机的方式沿着气缸的内轮廓移动；其中，每个压缩机泵内的由气缸内直径表面、凸缘、中板、上板、滚柱和叶片等形成的内部压缩空间经受容积中的循环变化，从而执行吸入、压缩、排放和再膨胀过程；其中，滚柱活塞/叶片式旋转压缩机包括——但不排除符合上述一般描述的其他压缩机——现有技术的滚动活塞压缩机、摆动压缩机和具有两个或更多个嵌套滚柱从而对于每对轴偏心叶片形成多个压缩空间的所谓的同心叶片压缩机；其中，滚柱活塞/叶片式旋转压缩机为单气缸泵或多气缸泵压缩机；其中，多气缸泵压缩机为单级或多级压缩机；其中，压缩机是传统的竖向操作模式或水平操作模式，其中，润滑剂进入端口位于压缩机泵组件的部件中的一个部件的周缘上，其中，设置有进入端口的部件的下部浸入润滑剂槽中或通过将进入端口连接至润滑剂槽的管连通，其中，就使用中间部件的直接或间接方法而言，压缩机可以在泵组件、马达、分离器、壳体等之间和之中具有附接方法中的任何附接方法。

如本文所使用的，高侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指其中其壳体内的空间暴露于排放气体的高压和高温的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且在由马达将电能转换为机械能期间通过马达产生的热主要是通过相对高温的排放气体的对流热传递带走的。因此，用于马达的冷却气体的基础温度是已经很高的排放气体温度。由于到从马达传递到排放气体的马达热所需的水平的相对较低的对流热传递，马达操作温度将远高于排放温度。现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、比如滚动活塞压缩机或摆动压缩机都属于这一类。

如本文所使用的，可调的压力、单个壳体、旋转式蒸汽压缩压缩机可以指在VCS应用中使用的单个壳体中的旋转压缩机；其中，吸入气体和排放气体均不与壳体内的气体相互作用；其中，如果压缩机是油润滑的，则排放气体中夹带的油由内部或外部的油分离器分离，并反馈到压缩机泵组件内的轴内腔高压油箱或其他合适的内部油箱；其中，存在将冷凝器中的液体制冷剂注入到壳体中的管线；其中，壳体内的压力通过合适的装置、比如热膨胀阀或针阀等被控制在吸入压力与排放压力之间，并且在将电能转换为机械能期间由马达产生的热主要通过与马达接触的注入液体的蒸发而被带走。马达的基础温度是制冷剂在壳体压力下的蒸发温度，该马达的基础温度一般远低于排放温度。由于蒸发冷却的极高的热传递系数，马达操作温度将仅略高于液体在所选的压力下的蒸发温度。壳体压力——该壳体压力决定了液体的蒸发温度并成为马达的基础温度——的设置应考虑到马达效率、压缩机泵冷却、从泵组件到壳体泄漏的润滑剂泄露的泵送损失等，以实现最佳压缩机/系统性能。这将更有利于现有技术的旋转压缩机中发生的情况，其中，马达由具有相对较低的对流热传递的排放气冷却，从而导致比已经较高的排放气体温度更高的温升，从而导致马达效率降低。

如本文所使用的，低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指其中其壳体内的空间暴露于作为冷却介质的被注入到壳体中的吸入气体和/或蒸发液体中的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，冷却介质的压力和温度等于或接近吸入气体的压力和温度，并且在电能向机械能转换期间由马达产生的热由相对低温的冷却介质带走。因此，用于马达的冷却气体的基础温度接近相对较低的吸入气体或蒸发器温度。马达操作温度将增加到高于冷却介质温度，达到从马达传递到冷却介质的马达热所需的水平。低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机带有使用润滑剂泵从低压润滑剂槽供给的轴内腔高压润滑剂箱，该润滑剂泵具有极低和可变流量/高压增压能力以从低压油槽到高压油槽来抽取润滑剂，从而用于在压缩机操作期间润滑和密封压缩机泵的旋转部件。轴内腔高压润滑剂腔内的所需的润滑剂压力将处于压缩腔内的平均压力与排放压力之间，并且默认压力将是排放压力。如果压缩机带有内转子马达，则带有内转子马达的压缩机可以具有八种潜在构型中的任何一种构型。如果压缩机带有外转子马达，则就马达定子、压缩机泵和壳体之间的直接或间接附接方式而言，带有外转子马达的压缩机可以具有四种潜在构型中的任何一种构型。没有在世界上使用的已知的、实用的、低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。

如本文所使用的，叶片辅助高压气体腔可以指低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中位于与滚柱相对的叶片槽背面的内部腔。例如，通过设置通向排放消声器的连接通道而保持在排放压力下的这个腔在低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中复制，与现有技术的高侧壳体滚动活塞压缩机相同的叶片动力学经过数十年的使用已经被很好测试。叶片辅助高压气体腔被定义为用于被保持在排放压力下的低侧壳体滚动活塞旋转压缩机和可调压力、单个壳体滚动活塞旋转压缩机的叶片背面中的封闭腔，以紧密复制在现有技术的高侧壳体滚动活塞压缩机中发现的叶片操作条件、气体和润滑剂泄漏现象。

如本文所使用的，分离器可以指壳体内的压力分离构件，该压力分离构件将产生排放压力/温度区段(高侧壳体区段)和低压/温度区段(低侧壳体区段)。分离器可以通过比如压配合、过盈配合、焊接、螺栓、螺钉等多种方式附接至压缩机泵组件和壳体。分离器可以是压缩机泵本身的部件中的一个部件的延伸部(例如，具有延伸周界中的上凸缘或筒状件可以用作分离器)。

如本文所使用的，高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，其中，壳体内的空间被分离器分成两个区段：高侧区段(高压/高温区段)，该高侧区段(高压/高温区段)由分离器的一侧、压缩机泵的外表面和壳体的对应侧形成，并且排放管连接至该高侧区段；其中，在高侧壳体区段中，在高侧壳体的下部处存在泵组件和润滑剂槽，其内的空间暴露于高排放压力并保持在高排放压力下或接近高排放压力；以及低侧壳体区段(低压/低温区段)，该低侧壳体区段(低压/低温区段)由分离器的另一侧、压缩机泵的上凸缘或下侧凸缘的暴露部分及其壳体的一侧形成，并且吸入压力工作流体管线和/或流体注入管线连接至该低侧壳体区段；其中，马达位于低侧壳体内，并且由进入低侧壳体的低温流体冷却；其中，压缩机泵组件的本体和高压润滑剂槽位于高侧区段；其中，用于马达的冷却流体通过设置在分离器上的入口并且通过压缩机泵组件中的内部通道或通过附接至低侧壳体的外部管离开低侧壳体，该外部管返回至高侧壳体中，两者都在吸入过程期间通向位于高侧壳体中的压缩机泵的吸入增压室和气缸的吸入端口；其中，压缩机带有从高压润滑剂槽供给的轴内腔高压润滑剂箱；并保持接近排放压力；其中，存在用于由润滑剂施加在轴上的平衡的轴向力和径向力的可选的装置；并且其中，存在用于由气体压力施加在轴上的平衡的轴向力的可选装置。

如本文所使用的，高侧/可调低侧壳体式滚柱活塞/叶片旋转式VCS压缩机可以指用于VCS应用的高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，其中，存在将液体制冷剂从冷凝器中引入低侧壳体中的管线；其中，低侧壳体内的压力可以通过合适的装置、比如热膨胀阀或针阀等在吸入压力与排放压力之间调节，并且通过在由马达将电能转换为机械能期间马达由产生的热主要通过与马达接触的注入液体的蒸发而被带走。低侧壳体内的压力可以考虑各种因素、比如由于润滑剂泄漏通过上轴承而导致的泵损失而被调节以优化压缩机/系统性能，当低侧壳体压力增加时，该泵损失会降低，使得高侧壳体与低侧壳体之间的压差减小，当低侧压力降低时，马达效率增加，因为马达冷却剂温度降低并且马达操作温度相应地降低；其中，马达的基础温度是选定压力下的制冷剂的蒸发温度。由于蒸发冷却的极高的热传递系数，马达操作温度将仅略高于选定压力下的液体的蒸发温度。冷却流体将离开低侧壳体，并且在必要时将通过膨胀装置、通向蒸发器。这将更有利于现有技术的旋转压缩机中发生的情况，在现有技术的旋转压缩机中，马达由具有相对较低的对流热传递的排放气体冷却，从而导致比已经很高的排放气体温度更高的温升。

如本文所使用的，竖向滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指在标称竖向方向上通过其旋转轴的轴线进行操作的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。绝大多数现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、比如滚动活塞和摆动压缩机都属于这一类。

如本文所使用的，水平滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以指在标称水平方向上通过其旋转轴的轴线进行操作的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。

如本文所使用的，对于竖向和水平构型而言，低侧凸缘可以指面向高侧/低侧壳体式滚柱活塞压缩机的低侧区段的凸缘。例如，竖向高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的上凸缘是低侧凸缘。

如本文所使用的，高侧凸缘可以指完全位于高侧/低侧壳体式滚柱活塞压缩机的高侧区段内的凸缘。例如，竖向高侧/低侧壳体式滚柱活塞压缩机的下凸缘是高侧凸缘。

如本文所使用的，轴平衡气体腔可以指高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机或高/可调低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的泵组件内的内腔，该内腔被保持在与低侧壳体相同的压力下，以平衡由气体压力作用在偏心轴的两端的力。在竖向高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，轴的顶部位于低侧壳体内且暴露于吸入压力与排放压力之间的压力下，并且因此，优选的是轴的底端需要暴露于相同的低侧壳体压力下，以通过作用在轴的两端的压力来平衡轴向力。其自然而方便的位置低于密封偏心轴的底部尖端且高于密封下凸缘。如果低侧壳体处于吸入压力下，则轴压力平衡腔内的压力经由与吸入增压室的连接而保持接近吸入压力。如果低侧壳体不处于吸入压力下，则连接将至低侧壳体。在水平方案中，比如顶部、底部、上、下的方向描述语应适当地由左右、或低侧或高侧替换。

如本文所使用的，轴内腔、高压润滑剂箱可以指滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的偏心轴内的内腔，其作为用于压缩机的相对高压润滑剂箱。高压润滑剂箱用作用于高压润滑剂的分配箱，并根据需要将润滑剂从泵组件的中心和邻近位置提供到泵组件的所有运动部件而将润滑剂提供到泵组件。该核心特征存在于所有现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、高侧/低侧壳体式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、高/可调低侧和低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中。

如本文所使用的，临界润滑剂箱压力可以指被保持在轴内腔、高压润滑剂箱内的最小润滑剂压力，以在旋转压缩机操作期间向泵组件提供足够的润滑，从而用于充分润滑和密封压缩机泵组件的运动部件的界面。

如本文所使用的，压缩机的马达可以指为内转子马达或外转子马达的电驱动马达，并且压缩机的马达可以是随着操作温度降低而改善性能的任何类型。

如本文所使用的，旋转压缩机的工作气体可以指蒸汽、气体、制冷剂、烃气体/蒸汽或可压缩并由压缩机压缩的任何流体混合物。

如本文所使用的，旋转压缩机的润滑剂可以指下述各者中的任何一者或混合物：VCS和气体压缩机油，包括POE油、PVE油、PAG油、矿物油、Shell Corenatm、Shell Riselatm但不排除其他。

发明人已经认识到并理解存在可以改善VCS中的压缩机的性能的三种主要方法：(1)提高马达效率，马达效率降低输入功率，以满足通过压缩机的每质量流量泵的机械轴功率要求；(2)提高等熵压缩效率，以降低通过压缩机的每质量流量泵所需的机械轴功率；以及(3)增加有效容量(加热或冷却)而不按比例增加通过压缩机的每质量流量输入功率。如果马达的操作温度降低，则马达效率将提高。如果压缩室冷却，压缩效率将提高。增加过冷将增加冷却或加热能力，但必须找到方法来实现它，而不会对VCS的整体性能产生不利影响。

通常，与往复式压缩机相比，现有技术的旋转压缩机、比如滚柱活塞/叶片式旋转压缩机或涡旋式压缩机由于固有地有利的压缩室形状——该形状减少了压缩空间壁与内部气体之间的产生熵的循环热传递——而具有带有更高的等熵效率的热力学优势，并且通常还降低了机械摩擦。但是，存在下述某些应用：其中，不推荐使用旋转压缩机而推荐使用往复式压缩机(往复式压缩机具有低侧壳体并且马达暴露于吸入气体)或者旋转压缩机完全站不住脚，因为在高排放气体环境(在大多数旋转压缩机中)下操作马达会产生显著的不利影响，这可能导致效率极低或扭矩不足或由于高温导致马达完全损坏，从而导致永久的压缩机损坏。

在吸入压力和密度极低时出现一个这样的示例，因为所需的蒸发器温度非常低，但由于高的环境温度和相应的高的冷凝温度，所需的排放压力非常高。在这个双重不利的示例中，制冷剂流量非常低并且排放温度非常高，从而在最坏或非常差的情况下导致马达烧毁并且在最好情况下产生不可接受地低的性能。

第二示例是用于在吸入压力非常低但所需的排放压力非常高时压缩空气或气体的BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。在这些高压比压缩的示例中，由于高的压缩热，排放气体的温度会变得非常高，并且由于因高压比导致的低的吸入密度和低容积效率，气体流量也低。

第三示例是使用某些制冷剂，比如R410a或CO2，这些制冷剂的排放温度本身就很高，从而显著降低了马达性能，或者超出了负担得起或经济上可行的永磁材料或定子绝缘体的最高容许温度。

在以上示例中，高的排放温度会将马达的基线冷却剂温度设置在最高端，低冷却剂流量会导致马达之间的低的热传递率，因为排放气体与马达之间的热传递系数相对较低，并且因此，马达的操作温度可能会升高到性能和可靠性下降的程度，从而使BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的使用变得不明智或完全站不住脚。

在现有技术的滚柱活塞/叶片式BLDC压缩机中，排放气体从泵组件的排放阀端口出来、进入壳体内的空间、并由马达吹送。这意味着壳体内的空间暴露在相对较高的压力和排放气体的温度下，而排放气体的温度恰好是系统中整个制冷或蒸汽压缩过程中最高的，并且不幸的是，设置在内部马达的被最高温度的制冷剂冷却、即被排放气体冷却。换句话说，马达的冷却剂的起始温度是排放气体温度，并且由于马达与排放气体之间的普遍较差的热传递系数，因此马达操作温度将不可避免地会远高于排放温度，达到从马达传递到排放气体的马达热所需的水平。因此，当排放温度由于操作要求——比如高的冷凝温度、高的压缩比或使用本身具有较高排放温度的制冷剂——而升高时，马达必须处理使冷却流体处于排放气体温度的已经很高基础温度下的问题。更糟糕的是，在极低温度的应用的情况下，制冷剂的流量和对流热传递系数可能变得太低而无法通过排放气体为马达提供足够的冷却，并且因此，作为低的制冷剂流量和低的对流热传递率的不可避免的结果，马达温度升高得太高而高于已经排放的温度，以便将马达产生的热散发到冷却流体中。因此，马达操作温度可能会升高到过高的水平，从而导致极低的马达效率，或者高的马达温度可能会损坏转子磁体或定子绕组。无论哪种方式，高侧旋转压缩机的这些缺点将或者完全阻止它们在这些应用中使用，或者要求高侧壳体式旋转压缩机配备有更昂贵的高温等级、稀土和其他永磁体及定子接线涂层，从而导致压缩机的成本更高。鉴于旋转压缩机已经比往复式压缩机昂贵得多，使用成本更高的马达部件将不利于通常更高效和更理想的旋转压缩机的普遍使用。然而，使整个壳体处于排放压力下的益处是容易地将润滑剂流从油槽通过偏心轴底部尖端处的中心进入孔从润滑剂槽下方注入压缩机泵组件。这种现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的当前构型及其微小变化在压力比不是非常高并且排放温度不超过由转子和/或定子绕组的磁体特性设定的温度限制时已在VCS和其他系统中成功使用了数十年。在排放温度变得过高或马达操作温度变得过高的应用中，尽管滚柱活塞/叶片压缩机的效率通常更高，但是滚柱活塞/叶片式BLDC压缩机根本不用于支持往复式压缩机和其他类型的压缩机。下面描述了为什么标准的滚柱活塞/叶片式BLDC压缩机设计构型可能不适用于极高排放温度的情况的示例。

理想气体的以下表达式/等式可以被用于估计由于压缩引起的温度升高，其中，压力比为P2/P1，其中，P1＝吸入气体压力，并且P2＝排放气体压力；V1＝清除容积，V2＝最大容积；并且T1＝吸入气体温度，且T2＝排放气体温度：

P1 V1/(mRT1)＝P2 V2/(mRT2) (等式1)

P1 V1k＝P2 V2k (等式2)

T2/T1＝(P2/P1)(k-1)/k (等式3)

其中，k是比热的比率(天然气为～1.2，空气为～1.4)。

作为说明性的示例，为了将低压气体(例如，15psia和68F/528R的天然气)压缩成高压气体，以33至100(例如，500psia或1500psia)的高压增压比进入箱，因33至100的高压缩比导致压缩的气体的极高温度(例如，使用以上理想气体等式的485F或690F)完全地阻止了使用永磁转子和定子铜绕组的滚柱活塞/叶片式BLDC压缩机的标准构型的使用。如果要压缩k＝1.4的空气，则排放温度分别变为974F和1508F。这些高排放温度使得使用标准设计的BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机更加站不住脚。用于定子的铜绕组、其涂层和绝缘体将被损坏，并且甚至钐钴磁体、最高温度等级的永磁体也将无法承受这些温度，使得对BLDC马达造成永久性和不可修复的损坏并使压缩机停用，并且因此不能使用BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。

通过注入液体制冷剂而不是排放气体和/或吸入气体来冷却滚柱活塞/叶片压缩机的设置在内部的马达肯定会增加滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的应用范围。例如，在接近蒸发器温度的低得多的温度下进行操作的压缩机马达将具有以下额外好处：定子线中更低的电阻发热、更高的磁通密度、以及由马达产生的更高的扭矩、马达在给定电流和电压下的更高的整体电气效率和可靠性。在本公开中，除了能够使用吸入气体冷却马达之外，蒸汽压缩系统——比如制冷、空调或热泵应用——中所使用的新的构型能够以简单方便的方式在吸入压力与排放压力之间压力下将单独的、计量的或未计量的液体制冷剂流或其他被转移的工作流体从冷凝器直接注入到低侧区段中以完成以下任务：通过液体的蒸发直接蒸发冷却马达。

来自冷凝器(或高压热交换器)的制冷剂流体流的呈喷洒到马达上的液体的形式的小部分制冷剂流体流的注入确保了马达绕组和磁体温度将保持更接近蒸发液体的温度(如果马达的壳体压力被调节到吸入压力，则蒸发液体的温度可能会变得低至吸入气体温度或蒸发器温度)，而不仅仅是使用低温度的工作气体温度。

在接近吸入温度或蒸发器温度的温度下操作马达的直接影响是，马达效率的潜在增加显著，但变化程度这取决于压缩机的操作条件，如前所述。低侧壳体所维持的最佳压力将在吸入压力和排放压力之间变化，这种变化取决于各种因素，比如从泵组件通过轴密封件(上轴承)泄漏到低侧壳体的润滑剂的速率、低侧壳体处达到的温度下的马达效率的提高程度、冷却流体与马达之间的热传递效率等。例如，可以通过使用热膨胀阀来调节低侧壳体压力。

在一个示例中，如果马达可以通过吸入气体或液体制冷剂冲击而不是排放气体来冷却，则可以实现的估计性能优势如下：

A.马达接线中的电阻发热的减少：

铜接线电阻的温度依赖性设置为R(初始)[1+α(T(最终)–T(初始)]，其中，α是电阻率的温度系数，并且对于铜而言为～0.004/℃。因为在空调或VCS压缩机中，排放温度与吸入温度之间的差很容易达到100℃(例如，20℃压缩机吸入温度和120℃排放温度)，如果暴露在吸入气体而不是排放气体中，则定子线的电阻发热可以减少～27％{＝1-(1+0.004×20)/(1+0.004×120)}。除了提供20℃而不是120℃的基线马达温度的吸入气体本身已经较冷(例如20℃)这一事实之外，接线的电阻发热水平要低得多，这反过来又会导致电阻发热减少，从而在马达/压缩机性能方面产生级联益处。在马达于-20℃进行操作的情况下，由提供相同机械能的马达产生的热比马达在120℃进行操作的情况下减少了38％{＝1-(1-0.004×20)/(1+0.004×120)}。在-20℃下以90％的效率操作的马达中，10％的输入电能输入会转化为热。相同的马达在120℃时将损失16％(10％/(1-0.38))的输入电能转化为热，从而导致84％的马达效率。

因此，即使在空调、热泵和VCS应用中常见的排放温度下，也非常希望将马达(转子磁体和定子)暴露在低温吸入气体中，且如果可能的话，也暴露在蒸发液体中。如果可以在不增加压缩机成本的情况下完成，新的低温、液体冷却构型将是非常理想的，因为通常只是从减少由于绕组的电阻引起的马达绕组损耗的角度来看，它比传统的排放冷却的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机具有显著的优势。

B.较低的永磁体温度下的较高的磁通：

在低得多的温度下操作BLDC马达还有其他重要优势：更高的磁通(马达温度每降低1℃增加0.0011)和磁体本身的更长的寿命；与能够耐受更高温度的磁体相比，使用低温额定磁体的稀土磁体成本等级较低；以及绝缘体的更低的成本和可能更长预期寿命；以及定子接线的完整性，及因此马达和压缩机本身的完整性。图1示出了常用等级的NdFeB磁体的磁通密度与磁体温度之间的关系。结果表明，随着温度从120℃变为20℃，相同等级的NdFeB磁体的磁通密度从1.2T增加到1.4T，增加了17％，这是显著的。这将能够减少相同等级的磁体材料或降级到更便宜的NdFeB磁体等级。

图2通过将相同的基于NdFeB磁体的马达的操作温度从在带有排放气体冷却的马达的压缩机中很容易出现的120℃改变到在带有吸入气体或液体注入冷却的马达的压缩机中可能出现的20℃而示出了扭矩从0.7增加到1.0(无量纲数字)，在相同的电流下增加了43％。这只是意味着要获得在120℃下产生的相同扭矩，如果马达温度可以从120℃降低到20℃，电源电流可以减少30％(＝1/1.43)。图3示出了通过将马达操作温度从120℃改变为20℃，相同的基于NdFeB的马达的效率从0.58增加到0.7，增加了21％。图4示出了使用锶铁氧体磁体的马达在其操作温度从125℃降低到25℃时的性能增强。图4示出了各种性能指标的随着基于锶铁氧体的马达的操作温度从125℃降低至25℃的以下百分比增加：最大功率38％(＝238/172)、锁定转子扭矩74％(＝2.88/1.65)、每安培的扭矩25％(＝0.071/0.057)、空载速度26％(＝3979/3160)等。基于铁氧体和NeFeB的永磁体是BLDC马达中最常用的磁体。铁氧体通常用于大型但低成本的往复式、线性或旋转压缩机，而NdFeB磁体则用于相对紧凑、效率更高、成本更高的BLDC压缩机。如以上所图示的，在低温下操作这些马达对马达性能的潜在好处是足够显著的，以保证对滚柱活塞/叶片式旋转压缩机构型所需的实用且经济实惠的变化进行调查，以便提供在显著较低的温度下操作马达的方法，而不是像今天所做的那样在高的排放温度下操作。成功过渡到新的旋转压缩机设计将是一项成就，只要它能够在不引起不可接受的不利后果——比如成本、压缩机尺寸的显著增加或不可接受的制造复杂性——的情况下完成即可。

C.加热吸入气体的不良影响及应对措施：

旋转压缩机内所使用的内部马达始终具有低于100％的电能到机械轴功率的转换效率，该机械轴功率由马达轴赋予给压缩机泵组件。转换效率的范围可以从低至40％到中间的90％。剩余的能量转化为热。因此，在吸入气体冷却的现有技术的压缩机中，选择具有高转换效率的马达——比如高效的基于永磁体的BLDC马达——将更加有利。直接由压缩机的设计者和那些熟悉气体压缩和蒸汽压缩循环热力学的人提出的一个明显的问题是：由于以上所提到的电输入功率到机械轴功率的转换效率低于100％的原因，由马达产生的热对吸入气体的加热会对压缩机性能产生潜在的不利影响。

吸入气体加热的不利影响包括降低的等熵压缩效率以及由于加热吸入气体的密度低于没有由马达加热吸入气体的密度而导致的降低的“有效”容积效率。与具有高侧壳体的传统BLDC旋转压缩机相比，相对较差的整体性能有时低至吸入冷却的往复式压缩机的50％——这些压缩机广泛用于具有中等效率BLDC马达的低成本、低效率冰箱——就是很好的例子。

为了确保压缩机吸入温度不会因马达发热而升高太多或根本不升高，并且为了确保通过蒸发使马达接线温度尽可能接近吸入气体温度，在VCS系统中，可以在新的压缩机构型中引入额外的措施：来自冷凝器的一小部分液体制冷剂可以被引导至壳体内二级热交换器，以通过蒸发有效地冷却马达，从而保持定子线操作温度尽可能接近蒸发温度。从冷凝器中转移一部分液体以通过蒸发来冷却马达显然会显著提高马达效率，但会降低蒸汽压缩循环中的整体冷却能力，因为除非采取适当的对策，否则至蒸发器的制冷剂流会以与转移至马达冷却相同的量减少。冷却能力的下降可以通过提高压缩机的操作速度、加大压缩机的排量来补偿冷却能力的降低并提供相同的冷却能力来抵消，只要这样做使系统COP足够高以保证两者的努力都对成本和性能产生不利影响即可。在不增加压缩机的操作速度或物理尺寸的情况下有效增加压缩机排量的一种方法是在压缩过程中利用增压注入从冷凝器转移到压缩机的确切数量的制冷剂流，从而提高压缩机的有效泵送率，即压缩机的有效排量。这将反过来以与增压期间注入的量相同的量来增加通过冷凝器的制冷剂流量。增压注入的方法已广泛用于呈蒸汽注入压缩室的形式的基于涡旋式压缩机的热泵，以提高压缩机和冷凝器的有效泵送率以及冷凝器的热输出。这种蒸汽注入尤其是在寒冷的天气条件期间非常有益，不仅增加了热输出，还增加了通过马达的制冷剂流量，以更好地冷却马达并保护马达免受由于低制冷剂压力、低密度以及因此在寒冷天气条件下容易出现的低制冷剂流量而造成的损坏。在基于涡旋式压缩机的热泵的情况下，从冷凝器出来的必要量的液体制冷剂在外部汽化器中汽化器，并且然后，所产生的蒸汽在适当的压缩点注入压缩机。用于马达的所提出的壳体内热交换器的主要区别在于，增压流体是从冷凝器中取出的液体，膨胀到适当的压力和温度，并且然后通过带走马达产生的热被汽化并冷却马达。将在本说明书末尾详细介绍滚柱活塞/叶片压缩机的增压过程及增压过程的实现方式。类似的改进也会出现在其他制冷压缩机、比如涡旋式、往复式、螺杆式、涡轮式压缩机等中，尽管这里没有给出细节。

在接近吸入温度的温度下操作马达以及对压缩机泵的内部部件进行冷却的综合优势将体现其本身在压缩机效率和系统COP的潜在显著提高上。图5中的表1示出了与配备有相同NdFeB磁体的传统高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机相比，高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的COP的理论最大增加，如果使用新的吸入气体冷却马达构型，NdFeB磁体的温度依赖性在图1至图3中被描述。基于具有-12.2℃蒸发器温度以及140℃的马达操作温度的传统高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的蒸汽压缩制冷系统将使BLDC马达以58％的效率操作。相比之下，对于用于马达蒸发冷却的具有足够液体注入的新的高性能压缩机，马达温度将接近蒸发器温度-12.2℃，具有84％的更高的效率，真正显著提高了45％。忽略相对较小的额外损失、比如由各种潜在泄漏引起的损失，基于马达效率提高45％，COP将从1.06增加到1.38增加31％，而这将需要将速度提高11.6％、将排量增加11.6％、或者将额外11.6％的制冷剂流增压到压缩空间，以保持相同水平的冷却能力，同时从冷凝器转移相同量的液体来冷却马达。还示出了对于具有较高的蒸发器温度的某些应用、例如空调而言，COP的增加将小于31％。另一方面，对于绝大多数冰箱和冰柜通常需要的比如-40℃至-20℃的较低蒸发器温度的应用而言，COP的增加将远高于31％。此外，在比如热泵的高排放温度的应用中，COP的增加也可以同样重要。如果使用新的压缩机构型，以上的马达温度降低的水平在制冷、HVAC、空调和热泵应用以及气体压缩机中将并不少见。另一个重要的益处是在迄今为止在不可能的应用中使用通常比往复式压缩机节能得多的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：高压缩比应用；高排放温度应用；使用更便宜、温度等级更低的磁体；或减少使用昂贵的稀土磁体等。由于这些新型的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机将能够处理当今制冷、HVAC、空调、热泵和气体压缩机中的许多应用，当在全球范围内广泛应用于制冷、HVAC和热泵以及各种气体压缩机产品时，全球节能将相当大，并且全球变暖气体二氧化碳的减少将是显著的。

根据本公开的一些方面，降低马达的操作温度可以提供许多好处。众所周知，大多数马达——包括BLDC马达、开关磁阻马达、电感马达等——随着操作温度的降低，运行效率更高。一个极端的示例是超导马达在-268.93℃的液氦温度下几乎为零损耗，其中，马达的效率(定义为机械输出功率除以电气输入功率)接近100％。即使在更常见的低温范围内，低的操作温度对马达性能的有益影响也很明显。例如，具有铜定子绕组和普通等级永磁体转子(NdFeB、铁氧体等)的BLDC马达的性能将从150℃的马达操作温度下的约44％提高到-12℃的马达操作温度下的约70％。150℃的马达操作温度能够容易地出现，因为冷却并带走因马达效率低下而产生的热的排放气体的温度在低蒸发器温度应用中会升高，该低蒸发器温度应用例如为-40℃的卧式冰柜或在高环境温度下进行操作的具有冷冻室的冰箱。为了减少马达在如此高的排放温度和甚至更高的马达操作温度下的性能下降，人们可能被迫使用更昂贵、更高温度等级的永磁体和高温度定子材料，这反过来又会限制相对于吸入冷却的往复式压缩机而言的价格已经更高的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的市场规模。然而，这种使用更昂贵、更高等级的转子磁体和定子绕组的权宜之计导致的更高价格对于增加通常效率更高的旋转压缩机的应用领域来说是将站不住脚的，通常效率更高的旋转压缩机包括在更广泛的领域中的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，这将在全球范围内实现节能。

作为示例，用于现有技术的封闭式和半封闭式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中的BLDC马达的冷却介质是相对高温的排放气体。换句话说，用以冷却马达的冷却剂的基础温度是排放气体温度。除了冷却剂的该已经很高的基础温度之外，排放气体与马达之间的低的热传递系数使得马达操作温度远高于已经很高的排放气体温度。因此，它引发了较高的马达操作温度、较低的马达效率、较高的马达热输出的恶性循环，从而导致更低的马达效率。在现有技术的旋转压缩机设计中普遍使用的这种非常不利的马达冷却模式在滚柱活塞压缩机的初期出于各种实际考虑而被采用，并且作为给定的模式已经使用了几十年。

在非常低的蒸发器温度——例如，具有冷冻区段的冰箱或独立冰柜所需的-40℃至-20℃——下，用于给定的压缩机排量的制冷剂的流量变得极低、热传递变得甚至更低效、并且马达操作温度将升高到远高于排放气体温度的水平，以带走马达中产生的热。这意味着除了定子和转子内不可避免的传导热阻，由于非常低的制冷剂流量和排放气体与马达之间的低的对流热传递系数，马达绕组、磁体及其芯将在比排放气体温度高得多的温度下进行操作。因此，马达操作温度(特别是定子线温度和转子磁体温度)可以容易地达到或超过150℃，并且，如果不是对磁体造成永久性损坏，性能会显著下降。这是为什么现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机具有设置在内部的基于永磁体的BLDC马达的主要原因中的一个原因，尽管它们在其他要求不高的操作条件下具有非常理想的可变速度和异常高的效率的潜在优势，但在排放温度可能变得过高或蒸发器温度变得非常低的应用中使用不多，蒸发器温度变得非常低的应用比如为具有冷冻室的冰箱或独立的冰柜，其中，蒸发器温度可能必须接近-40℃或更低。

在于冰箱和冰柜中普遍使用的所谓的吸入冷却的往复式压缩机以及在高端空调和热泵中逐渐流行的涡旋式压缩机中也可以找到类似的情况。在这些情况下，吸入气体用于冷却马达，但存在以下问题：首先，吸入气体由于马达效率低下并且也由于压缩机泵组件而被加热，这会严重降低压缩机的容积效率和等熵效率。尽管用于马达的冷却剂的基础温度是吸入气体温度，但由于吸入气体与马达之间的非常低的对流热交换系数，马达操作温度可能明显高于吸入气体温度，这在很大程度上抵消了马达使用低温冷却介质的效果。这引起马达向吸入气体释放更多热的“恶性循环”，这反过来又增加了吸入气体在进入压缩室之前的温度、并且降低了压缩机的容积效率和等熵效率并且降低了马达效率，这需要更多的功率并导致吸入气体的更多加热。这种恶性循环在蒸发器温度很低而冷凝器温度相对高时——例如在大多数带有冷冻区段的冰箱、独立冰柜、热泵和具有非常低的制冷剂流量、低的热传递率的空调中——将会加剧并且不可接受，使得尽管马达被吸入气体冷却，但仍会导致马达温度远高于吸入气体温度。

与结合对制造实用性和商业可行性的应有关注来设计这些滚柱活塞/叶片压缩机的传统和长期接受的方式不同，发明人得出了一个共同的主要特征，即通过适当修改滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋式压缩机和往复式压缩机的设计，马达的冷却通过具有温度接近吸入气体温度而不是排放气体温度的更冷的工作流体完成，在蒸汽压缩制冷系统中，可以添加液体来冷却马达，以利用具有比气体对流冷却高得多的热传递系数的蒸发冷却，在这两种情况下，都会导致低得多的马达操作温度，从而启动“良性循环”：即更高的马达效率、吸入气体的更少的热、以及更高的等熵压缩机效率、更少的马达功率、由马达产生的更少的热以及更高系统性能。

根据本公开的一些方面，降低压缩室的操作温度可提供除了上述益处之外的或替代上述益处的一种或更多种益处。上面描述了对马达进行冷却的有益效果——如果可以实现。可以提出与对压缩机的泵本体进行冷却以增加压缩机的等熵效率的优点有关的类似的论点。本领域技术人员众所周知的是，对压缩室进行冷却通过在吸气过程期间减少由压缩空间的壁对进入气体进行加热而提高了压缩机的等熵效率并增加了有效容积效率，这意味着在吸入过程期间，更高的密度和更多的制冷剂被引入压缩空间中。等熵效率越高，压缩机每次冲程或旋转处理的每单位质量制冷剂压缩所需的机械能就越低。通过对压缩室进行冷却来增加等熵效率和容积效率的综合效应导致通过压缩机以及因此通过蒸发器的更高质量流量，这导致了更高的冷却能力和更高的加热能力。对压缩室进行冷却可以通过对壁、泵的本体进行冷却、注入少量液体制冷剂或具有比压缩室内的气体的焓低得多的焓的流体或上述各者的组合来实现。

根据一些实施方式，提供了一组新的压缩机构型，这些压缩机构型通常适用于封闭式或半封闭式滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。所公开的构型包括共同的主要特征，即使用较低温度的冷却液体和较高的热传递机制来冷却马达、泵本体或两者，同时确保压缩机泵的运动部件的充分润滑并且也平衡通过工作流体和润滑剂作用在轴上的轴向力。新的构型设计成提高马达和/或泵本体的效率、可靠性和使用寿命，并且使新的BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机即使在高排放温度应用中和/或使用现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机不可能或无法维持低蒸发器温度应用中也能使用。类似的构型将为在蒸汽压缩或基于CO2的系统中使用的其他压缩机带来优势。

根据一些方面，增压可以在压缩机中提供一种或更多种益处。当前公开的布置包括将基于热力学原理关于下述方面显著改善制冷系统、空调系统或热泵系统的性能的特征：与现有技术的压缩机相比，在压缩过程期间将高压制冷剂增压到制冷压缩机室中如何补充和增加新压缩机在提高COP、SEER和/或加热蒸汽压缩系统的能力方面的优势。

新的高效、可靠和通用的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以用于广泛的应用，包括那些通常不使用现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的应用，比如冰箱、冰柜和用于HVAC的热泵、电动烘干机、洗碗机和在这个全球变暖的时代具有显著的全球利益的工业加工装置。本文中所引入的用于滚柱活塞旋转压缩机的一些构型也适用于涡旋式压缩机、螺杆式压缩机、涡轮式压缩机、斜盘式压缩机和往复式压缩机，这些构型与采用布置在内部马达的现有技术的压缩机构型相比具有类似的附带优势，从而导致更低的马达操作温度和更高的性能。

根据一些方面，引入了对滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的布置在内部的马达进行冷却的新的通用方法，该方法通过在相对较低的温度下进行液体注入和蒸发来为布置在内部的马达提供有效且有益的冷却。如以下详述的，要使这种设计转换成为可能、相对无风险并在商业上取得成功，需要考虑几个因素。

润滑因素：

首先，充分了解现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中的润滑系统如何工作是有启发性的，这使得人们可以利用其润滑系统的核心，该润滑系统的核心已经过现场测试并在全球范围内广泛使用了几十年。现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机是高侧壳体压缩机，这意味着壳体内的空间处于排放压力下，并且因此聚集在壳体下侧的润滑剂槽中的润滑剂已经处于排放压力下。从排放端口出来的、与压缩气体混合进入壳内一些润滑油在其在壳体内流动期间将首先被分离并且在压缩的气体通过排放管流出壳体之前被收集在壳体的底部的润滑剂槽处。以下是大多数现有技术的滚动活塞压缩机中常见的润滑机制的详细说明。

图6示出了间接安装的高侧壳体双缸滚动活塞压缩机的基本压缩机设计及其润滑机制，其单缸版本由当前发明人在PCT/US2014/067933中首次公开，并且其单缸和双缸版本现已投入生产+。在其壳体1内，存在BLDC马达，该BLDC马达包括附接至偏心轴3的顶部部分的转子2(包含转子芯和永磁体)、由紧固至上凸缘6的定子支架5支承的定子4。用虚线椭圆表示的压缩机泵组件7——包括转子2下方的偏心轴3、上凸缘6、上气缸8、中板9、下气缸10、下凸缘11、上滚柱12、下滚柱13——由压缩机泵组件支架14支承，该支架14又附接至壳体1。主吸入管15穿过壳体1并直接连接到气缸中的一个气缸的吸入端口，在这种情况下连接至下气缸10并进入吸入增压室16，该吸入增压室16将吸入气体供给到两个气缸8和10。气体通过壳体1内的泵组件从气缸8和气缸10压缩并排放且通过排放管17离开壳体。在离开壳体前，排放气体从包括转子2和定子4的马达中提取热。来自润滑剂槽18的润滑剂主要借助于处于排放压力下的润滑剂槽18与在吸入压力与排放压力之间具有波动压力的压缩室之间的压差并借助于小型直列式螺杆泵20的辅助而通过偏心轴3的底部尖端处的润滑剂进入端口19被推入泵组件，该螺杆泵20产生超过润滑剂槽18的压力的少量压力增加，以帮助润滑两个凸缘轴承，即上轴承21和下轴承22。为了进一步辅助下轴承22的润滑，在下轴承22的内径表面上存在下轴承润滑剂供应凹槽23(通常在轴向方向上是直的)，并且在上轴承21的内径表面上存在上凸缘润滑剂凹槽24(通常为螺旋形)。润滑剂通过进入端口19被推入偏心轴3的轴内腔润滑剂箱25内。轴内腔高压润滑剂箱25居中地定位以用作润滑整个泵组件的主轮毂并构成滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的润滑系统的核心，如下文详细描述：在下轴承润滑剂供应凹槽23的帮助下，通过下轴承润滑剂供应端口27和下凸缘润滑剂歧管28来润滑下轴承22和下滚柱/下凸缘界面26；在上轴承润滑剂供应凹槽24的帮助下，通过上轴承润滑剂供应端口30和上轴承润滑剂供应歧管31来润滑上轴承21和上滚柱/上凸缘界面29，其中，用以防止偏心轴3上的轴内腔高压润滑剂箱25内的气阻的排气孔32位于上凸缘6的顶部的上方，以将任何蒸汽或气体排出中央腔并避免气阻，从而确保仅使用液体润滑剂来润滑和密封滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的运动部件；通过下滚柱/下偏心润滑剂供应端口34来润滑下滚柱/下偏心界面33，并且通过上滚柱/上偏心润滑剂供应端口36来润滑上滚柱/下偏心界面35。安装在偏心轴3的底部开口处的小螺旋螺杆型泵20产生少量泵送压力，以帮助推动润滑剂经由下轴承歧管28通过22且经由上轴承歧管31通过上轴承21。如果没有由螺旋螺杆泵20产生的那种小的压力增加，则将几乎没有驱动力将润滑剂从轴内腔润滑剂箱25中推动以润滑上轴承21和下轴承22。

在传统的高侧壳体滚动活塞压缩机中，无论从蒸汽压缩制冷系统返回到吸入端口的油量有多少，其都会进入压缩室并再次从泵中排出。在这些高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，由于除了下述情况外，壳体压力、即油槽压力、以及因此轴的中央腔中的润滑剂箱25的压力通常都高于气缸的压缩腔内的波动压力，所以来自轴内腔高压润滑剂箱25的润滑/密封润滑剂被泵入泵组件的内部部分：当压缩循环结束时压缩空间压力略超过壳体压力时压缩循环结束的非常短的时间期间以及随后的短的排放循环期间。因此，存在润滑剂从轴内腔高压润滑剂箱25流入压缩机泵组件7的净流入。

通过数十年全世界数以亿计的滚动活塞旋转压缩机的使用，用于现有技术(即高侧壳体)的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的上述润滑方法已被证明非常稳健可靠。现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中的稳健且经过验证的润滑系统的核心是位于轴内中央腔内的居中且邻近地定位的轴内腔高压润滑剂箱25，其有效地供应和润滑压缩机ed泵组件的所有运动部件。

任何将滚柱活塞/叶片式旋转压缩机重新设计成蒸发冷却的马达的尝试都将受益于将润滑系统的该核心的功能保持得完整、相似或增强以及复制现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机经过验证的润滑机制的核心设计和功能。特别地，将高压润滑剂箱25的位置和功能保持在轴的中央腔中是非常重要的。本文中所呈现的吸入冷却的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的各种实施方式通过将轴内腔高压润滑剂箱保持在轴的中央腔来利用、复制、模拟、维持或增强久经验证的润滑剂泵送机制。

与平衡由气体和润滑剂作用在偏心轴上的力有关的因素：

设计具有低温流体冷却的马达的高性能滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的另一重要要求是平衡轴向方向和径向方向的力，这些力通过压缩机的润滑剂和工作气体作用在偏心轴上。以在图6中示出的所有高侧壳体压缩机作为示例，轴的两个端部暴露于相同的排放压力下，并且因此在轴向方向上作用在轴上的压力自动平衡。而且，来自润滑剂箱25的供应端口和歧管全部优选地是周向对称的，即使图6没有明确地示出这一事实。优选地，轴压平衡被推荐用于所有新的构型的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、高侧壳体、低侧壳体和高侧/低侧壳体压缩机，以便防止由于气体压力不平衡或润滑剂压力不平衡而在轴向方向或径向方向出现偏压压力时，轴的凸缘与推力面之间的界面过度摩擦和过早磨损。在现有技术的高侧壳体滚动活塞旋转压缩机中，因为壳体内的压力在排放压力下是均匀的，因此轴平衡固有地或更容易地实现。在低侧壳体模型中，压力也在轴的两个端部的低吸入压力下平衡。在高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中实现轴的轴向力平衡较为复杂。这种不平衡可以通过推力轴承作为蛮力方法来抵消，但这会导致增加的成本、复杂性、摩擦损失、低的可靠性、高的启动扭矩和短的压缩机寿命。下面给出的示例阐明了轴向平衡轴的气体压力的重要性：对于在高侧/低侧壳体构型中的小型1.9cc滚柱活塞/叶片式旋转压缩机而言，轴的两个端部处的横截面面积接近0.1平方英寸。如果假设压差为300psi，则由气体压力施加在曲轴上的向上偏置力将为30lbs，该向上偏置力将太高以至于不能适应于这种尺寸的任何实际压缩机。首先，由于高的摩擦和高的启动扭矩，使压缩机启动将非常困难。因此，非常希望作用在轴的两个端部上的压力轴向平衡，以避免必须处理施加在轴上的30lbs的轴向推力。换句话说，轴的两个端部优选地应暴露于相同或相似的压力。在这种情况下使用推力轴承是可能的，但由于上述原因是不可取的。因此，最好通过均衡作用在轴的两个侧部的压力来消除净轴向力。

在现有技术的滚动活塞旋转压缩机(高侧滚动活塞旋转压缩机)中，这是自动完成的，因为整个壳体都处于排放压力，并且还要注意润滑剂槽处于排放压力。事实上，人们可以理解为什么现有技术的滚动活塞旋转压缩机的最初发明人采用高侧构型的原因：轴在轴向方向上的压力平衡是自动的，润滑剂槽处于排放压力，并且因此不需要增压泵，并且制造单个压力壳体简单。然而，存在一个明显的缺点：因为马达的冷却是通过相对高温的排放气体完成的，所以马达效率相对较低。总的来说，当滚动活塞旋转压缩机在几十年前首次推出时，这是一个很好的工程折衷方案，特别是与普通往复式压缩机的性能水平相比。然而，现在压缩机的高能效在世界范围内变得越来越重要，因此有必要重新审视滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的基本设计，尤其是在马达可以通过吸入气体冷却的情况下，根据应用，压缩机效率提高至10％至30％的潜力很大！如果吸入冷却马达概念能够以最小的成本增加实现上述效率提升的全部潜力的仅一部分，则这项新发明将大大降低空调、冰箱、冷水机、冰柜、热泵等的全球能源消耗。

S系列滚柱活塞/叶片压缩机的示例性设计指南：

以下设计指南用于设计由导致增压的低温液体冷却的马达驱动的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：(1)使用在标准下证明的与现有技术的滚动活塞压缩机相同、相似或增强的压缩机泵机构；(2)保持经过数十年的使用证明的现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的相同、相似或增强的油润滑系统，该油润滑系统尤其是由图6中示出的轴内高压润滑剂箱25代表的系统核心；(3)保持由气体和润滑剂分别作用在偏心轴上的轴向力和径向力的平衡；(4)改变吸入流动路径和排放流动路径，使得BLDC马达暴露于低压和低温流体流中并由低压和低温流体流冷却，低压和低温流体流优选地相比于排放气体或吸入气体具有更高的热传递特性；(5)尽可能减少热从高温排放侧到低温吸入气体的迁移；以及(6)在无需对BLDC滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的外部尺寸进行显著更改并且也无需显著增加压缩机的成本的情况下进行所有这些更改。

上述设计指南1和2在很大程度上避免了对新的压缩机设计进行长期可靠性测试的需要，以证明新的压缩机设计中的泵机构的可行性和润滑系统的有效性。这是因为当BLDC马达在低温环境的吸入气体流中操作时，泵组件部件和润滑机制相对于长期使用和验证的机制将基本保持不变。这将显著提高马达以及因此压缩机的效率、扭矩和可靠性。设计指南3是必要的，以防止由于轴向力或径向力不平衡而导致的大量摩擦损失和部件过早磨损，从而保持新的压缩机的潜在更高效率和高的可靠性。设计指南4和5对于使新的压缩机经济实惠且具有吸引力以用于许多应用并实现由吸入气体/低温流体冷却的马达驱动的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的许多益处而言至关重要。

带有蒸发冷却的马达的S系列滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的两种通用构型：

有滚柱活塞/叶片式旋转压缩机两种通用构型，这将有利于通过蒸发和增压进入压缩室来冷却马达和泵本体：(a)高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以及(b)低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。下面更详细地描述这些构型。

高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机使用被称为高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的两侧方法，其中，壳体内的空间被称为分离器的分隔构件分成两个区段，其中，低侧的马达暴露于处于高于吸入压力的适当压力下的液体制冷剂中，而高侧的润滑剂槽和泵组件暴露于排放气体，其中，油的泵送方便地由油槽在排放压力下完成，就像在传统的高侧壳体滚动活塞压缩机中的情况一样。

低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机具有位于压缩机壳体内的暴露在略高于吸入气体的压力下以适应增压的空间，并且因此，马达、泵组件和润滑剂箱都略高于吸入气体压力和温度。这与现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机相反，现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机是高侧壳体压缩机，其中，压缩机壳体内的空间暴露于排放气体，并且因此，马达、泵组件和润滑剂箱都处于或接近排放气体压力和温度。人们可以完全理解为什么滚动活塞旋转压缩机的初始发明人选择了高侧壳体构型：易于在泵组件内从高压润滑剂箱提供润滑和密封，该高压润滑剂箱的压力在大部分循环中大于或等于泵组件的内部压力。相比之下，低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机将需要主动泵送机构以将低压润滑剂从槽泵送成更高的压力，以便润滑和密封泵组件的部件，该泵组件的内部压力在吸入压力与排放压力之间波动。该泵可以是外部泵或内部泵。为了实用：泵必须具有低成本设计和低能耗，并且必须根据需要向压缩机泵组件仅提供适量的润滑剂。本文引入了相对简单和低成本的解决方案，以使低侧滚柱活塞/叶片压缩机可行。

下面将描述第一种类型的构型，即高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，随后是第二种类型的构型，低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。

高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：

根据一些方面，可能存在多达24种构型的带有内转子马达的高侧/低侧壳体设计滚柱活塞/叶片压缩机。低侧压力应被设置成如所描述的以适当的量高于吸入压力以实现增压，并且压力也可以被设置在以上最小压力与用于蒸汽压缩压缩机的排放压力之间的任何压力以便优化压缩机的性能，从而平衡马达性能与性能损失，性能损失是由于润滑剂/工作气体越来越多地通过上轴承泄漏到低侧壳体以及低侧与高侧之间的热泄漏等因素而导致的。

轴平衡功能使非常理想的具有蒸发冷却马达的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机变为现实，并将相同的轴平衡功能扩展到滚柱活塞型滚柱活塞/叶片式旋转压缩机和涡旋式压缩机的高侧/低侧(或可调低侧)构型的所有潜在构型中。

图7示出了遵循上述设计指南和特征的高侧/低侧滚柱活塞/叶片压缩机的实施方式，但未示出将在后面部分详细描述的增压特征。图6中示出的高侧滚动活塞压缩机的大部分特征都保持不变：除了一些修改之外，压缩机泵组件7实际上是相同的，并且轴内腔高压润滑剂箱25具有必要的小修改。压缩机在压缩机壳体内具有两个压力室：一个区段，该一个区段保持在吸入压力与排放压力之间的相对较低的压力下(为简单起见，我们将在随后的图7的描述中假设低侧壳体压力为吸入压力)并容纳BLDC马达并且吸入气体进入该一个区段中，以及另一区段，该另一区段保持在排放压力下或接近排放压力并将压缩机泵机构和润滑剂槽容纳在底部，该润滑剂槽的油润滑机制类似于现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的排放压力辅助的油供应和返回系统的机制。

分离器37可以是附接至压缩机泵组件的上部——比如上凸缘或气缸上部——的不同部件。或者，分离器可以是上凸缘或气缸的延伸部。替代性地，分离器可以接纳压缩机泵组件的部件、例如上凸缘的一些功能。

大多数滚柱活塞/叶片压缩机的上凸缘提供并容置上轴承孔、排放阀及其端口、消声器以及气缸和滚柱的平坦密封面，以形成压缩空间。

在图7中所示的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片压缩机的实施方式中，通常由上凸缘执行的功能由分离器37和被称为上板38的新部件执行。分离器配备有上轴承孔，并且上板配备有排放阀、排放阀的阀端口、可选的上板轴承孔、以及用以接受可选的上消声器并执行形成与上气缸和滚柱相接的封闭空间的功能装置。在分离器37上方示出的包含马达(转子2和定子4)的被称为低侧区段(表示低压、低温空间)的一个区段在来自冷凝器的计量液体流通过液体注入管39被引入时暴露于高于吸入压力的增压所需的最小低侧压力，该液体注入管39膨胀到接近最小低侧压力，从而为马达提供蒸发冷却，而被称为高侧区段(高压和高温区段)另一区段——其包含压缩机泵组件7(分离器/上轴承孔37、包含排放阀和上消声器40的上板38、上气缸8、中板9、下气缸10、下凸缘11、上滚柱12、下滚柱13、偏心轴3的大部分)和位于壳体1下部的润滑剂槽18——暴露于如排放管17的位置所示的排放气体中。主吸入管15穿过高侧壳体，并且直接进入气缸中的一个气缸(如图所示，为下气缸10)的吸入端口，并且然后连接至吸入增压室16。来自通过液体注入管39注入的液体的蒸汽将被注入回图7中未示出但将在后面详细描述的压缩室中。在图7中所示的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式中，上凸缘的四个功能——即，为上滚柱12和上气缸8提供顶板和密封界面、容纳排放阀、容置可选的上部消声器40、以及提供用于偏心轴3的上轴承21的孔——由两个新部件、分离器37和上板38占据：分离器37兼用作压力分离构件并且为上轴承21提供孔。上板38为滚柱12和上气缸8提供顶板和密封界面、容纳排放阀(未示出)、并容置上消声器40。

排放气体可以从上气缸8或其消声器40、下气缸10或其消声器42，并通过中板9释放到高侧壳体中。如图7中示出的，下消声器42和上消声器40不会将排放气体释放到高侧壳体中，即使下消声器42和上消声器40中的任何一者都可以用于此目的。替代地，在该实施方式中，来自上气缸8和下气缸10两者的排放气体通过排放气体转移通道43转移至中板9、通过中板9的内部排放端口44被释放至高侧壳体中、并且最终在理想地将大部分夹带的润滑剂分离并沉积到下方的润滑剂槽18中之后通过排放管17被引出壳体1。应当注意的是，存在吸入增压室16，该吸入增压室16吸入通过吸入管15进入的吸入气体或通过注入管39从低侧壳体注入的汽化液体(在蒸汽压缩系统中)。应当注意的是，大多数其他主要部件与图6中示出的高侧壳体滚动活塞旋转压缩机中发现的那些部件相似或相同：马达(转子2和定子4)和泵组件的旋转部件相同或相似。如图所示，马达使用定子支架5附接至分离器37，并且压缩机泵组件7可以使用压缩机泵组件支架14直接或间接附接至分离器37。

图8示出了图7所示的高侧/低侧壳体双缸滚动活塞压缩机的润滑系统和轴压平衡系统的细节。应当注意的是从图6中示出的设计到图7和图8中示出的新的设计的更改：下凸缘的底部被下凸缘鼻部塞45盖住，并且偏心轴3的底部端部也被偏心轴压缩机-泵组件侧端部塞46盖住。轴内腔高压润滑剂箱25的顶部在没有排气孔的情况下被封闭。在偏心轴压缩机-泵组件侧端部塞46下方和下凸缘鼻部塞45上方存在轴平衡低压气体腔47。轴平衡低压气体腔47通过均压连接器48连接至低侧，使得轴平衡低压气体腔47处于低侧压力。管39仅用于注入从冷凝器中抽出的液体制冷剂中的少量液体制冷剂，等焓地(保持比焓恒定)膨胀至不低于最小增压压力，并且所得到的液体将主要通过蒸发从马达中移除热。换句话说，我们基本上是在低侧壳体内产生了额外的蒸发器，以将马达温度保持成接近饱和温度，该饱和温度对应于为增压——如果使用增压的话——而适当选择的低侧压力。出于同样的原因，人们还可以将额外的转移流从冷凝器注入泵本体的壁或泵本体的表面，以冷却压缩室以进一步改善性能。该第二转移流优选地在增压过程期间被注入压缩室，如下文更详细地描述的。

高压润滑剂进入设置在下轴承22的鼻部的底部处的润滑剂进入端口49(图7和图8中仅示出了一个润滑剂进入端口，但优选地应该在下轴承壁上对称地安置多个端口)、行进穿过下凸缘11的轴承壁中的润滑剂路径50(理想情况下不止一个润滑剂路径，但图8中只示出了一个润滑剂路径)、填充下轴承润滑剂供应歧管28、并且最终通过在偏心轴3上设置成靠近下凸缘11和下气缸10的界面的下轴承润滑剂供应端口27(优选地在图8中仅示出了下轴承润滑剂供应端口中的周向地对称安置的一个下轴承润滑剂供应端口)进入轴内腔润滑剂箱25。

润滑供应机构的其余部分几乎与图6中示出的现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机相同，其中具有以下不同或修改：(1)偏心轴的底部由偏心轴压缩机-泵组件侧端部塞46封闭，并且轴内腔的顶部被封闭以形成封闭的轴内腔、高压润滑剂箱25，并且位于偏心轴3上的蒸气/气体排出孔32不再存在；(2)下凸缘鼻部的底部被下凸缘鼻部塞45封闭并且润滑剂进入端口49位于下凸缘鼻部的底部；(3)存在在轴的底部端部下方被保持在低侧压下的轴平衡气体腔47，以匹配作用在轴的位于低侧壳体中的顶部上的压力；(4)润滑剂在没有借助于螺旋泵的任何推动的情况下流入泵组件，因为来自润滑剂槽18的润滑剂通过处于排放压力下的润滑剂槽18与轴平衡气体腔47内的低侧压力之间几乎恒定的压差将从槽被推至轴内高压润滑剂槽18和下轴承21以对下轴承22进行润滑，以及通过高压润滑剂槽18与低侧壳体压力之间相同的压差而被推动以对上轴承21进行润滑；(5)下凸缘孔中不存在轴向润滑剂供应凹槽23；以及(6)上凸缘孔中不存在螺旋形的润滑剂供应凹槽24，以便限制润滑剂从高侧区段通过上轴承21进入低侧区段的泄漏流量并由于过多的润滑剂泄漏而使功率损失最小化。

因此，图7和图8中示出的新设计中两个轴承的整体润滑剂泵送力比现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的循环变化的压差强大和稳健得多，在图6中图示了现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中的一者。

如上所述的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的泵组件内的旋转部件的润滑油供应机构在功能上与现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的泵组件内的旋转部件的润滑油供应机构相同，并且总的来说，由于更稳定的润滑剂泵送压力，如上所述的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的泵组件内的旋转部件的润滑油供应机构更有效。简而言之，新的设计满足之前描述的所有设计指南，同时实现了更低的马达操作温度，从而轴向地和径向地对轴进行平衡，并且不会对接近传统旋转压缩机的新的压缩机的制造成本产生实质性影响。

低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：

在这种新型构型的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机——其中，其马达和泵本体均在适当压力下通过相对较低温度的液体的蒸发来冷却——中，壳体内的空间在选定的壳体压力下暴露于处于相对较低的温度下的液体和气体的混合物中。在这样的构型中，泵本体可以由对马达进行冷却的相同机构冷却。从表面或通过泵本体壁内的冷却通道对泵本体进行冷却可以显著提高压缩过程的等熵效率，从而减少马达提供的压缩工作。低侧壳体构型通常不被用于滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，因为在排放管线和油注入路径上额外需要外部或内部油分离机构，外部或内部油分离机构将分离的油供给回轴内油箱。另一个要求是油必须在压缩机内(作为消声器的一部分)或通过外部油分离器从排放侧分离，并且在这两种情况下，分离的油都必须被供给回到油箱和轴内油箱。即使在压缩机外部有单独的泵且该泵具有复杂的控制件以根据压缩机泵组件的需要调节流量，上述要求仍是普通油泵也很难满足的一组要求，就更不用说旋转压缩机内的空间非常有限内且所有这些都不会对压缩机的复杂性、成本和尺寸产生重大不利影响的情况了。在低侧滚柱活塞/叶片压缩机中还存在其他重要的装置：叶片槽，该叶片槽被设计成为VCS压缩机中气体和制冷剂油的额外泄漏源，因为叶片背侧将处于低吸入压力下。此外，叶片弹簧需要更坚固，以克服压缩空间内的压力施加在叶片面上的力，并始终保持与滚柱的恒定接触。这些困难和复杂性(排气管线上的内部油分离、在整个压缩机循环中通过叶片槽从压缩空间中的不可避免且潜在的大量泄漏、叶片背压问题和叶片弹簧问题等)解释了自从引入传统的滚柱活塞/叶片压缩机以来在过去几十年中没有低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的原因。但是，如果可以找到润滑剂泵机构的合适的解决方案，并且如果其他缺点可以通过巧妙的、负担得起的功能来减轻或避免，那么相对低压的壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机就比现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机有比如如下的优势：因马达的较低的操作温度而导致的显著更高的马达效率；因整个压缩机壳体可以被用于在进入压缩室之前将油从吸入气体中分离到润滑剂槽中而导致的润滑油与吸入气体的更好的分离；易于在吸入压力下注入液体制冷剂，基本上创建了内部二级蒸发器，以实现更有效的马达的蒸发冷却；以及更低的壳体操作温度等。吸入气体中夹带的大部分返回油将被分离并收集在下方的润滑剂槽中，并且相对油循环率(OCR)将会低于现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的相对油循环率(OCR)并且热交换器的效率将会高于现有技术的高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的效率。

图9示出了基于壳体1内的空间暴露于吸入气体的事实而具有吸入冷却的马达的低侧壳体滚动活塞压缩机的实施方式中的一个实施方式。压缩机的许多部件类似于图6中所示出的传统的滚动活塞压缩机的部件并且也类似于图7和图8中所示出的高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的部件。马达(包括2和定子4)、压缩机泵组件7(包括偏心轴3、上凸缘6、带有叶片机构的上气缸8、中板9、带有叶片机构的下气缸10、下凸缘11、上滚柱12和下滚柱13)、以及润滑系统的核心(轴内腔润滑剂箱25连同润滑剂供应端口27、30、34和36、凸缘轴承润滑剂歧管28和31等)与如图6中所示出的传统的滚动活塞压缩机那些部件相同，并且与图7和图8中所示出的高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的那些部件除了仅进行了轻微的修改以保持或增强原始系统的功能之外也相同。在排放管线中存在润滑剂分离器51，该润滑剂分离器51能够从排放气体和通道中去除大量的油，用于将因此分离的油供应到轴内油箱并且仅将大量润滑剂输送到泵组件的运动部件所需的程度。一个润滑剂分离器51可以有两个液体注入管：液体注入管39a和另一液体注入管39b，液体注入管39a将液体供应到马达区段，另一液体注入管39b将液体供应到泵区段，或者至泵本体的外表面或者进入泵本体的壁内的冷却剂路径，以使中间冷却效果最大化。图9中所示出的实施方式使来自两个气缸的排放气体在通过排气管17离开壳体1之前通过排放气体流转移通道43转移到中板9。这种排放构型的优点是简化了两个气缸的紧密密封的消声器设计且在每个消声器内插入了内部油分离器并且使得更容易将排放管17通过中板9直接连接至压缩机泵组件7。图10示出了特别适用于低侧壳体滚柱活塞/叶片压缩机的专用排放气体辅助的润滑剂泵51的详细示意图。从制造的角度来看，润滑剂泵51的各部件以简单的方式结合到下凸缘11和偏心轴3中，并且因此这使成本影响和增加压缩机尺寸或重量的任何需要最小化。润滑剂泵51包括以下部件：(a)润滑剂收集凹口53，润滑剂收集凹口53围绕轴外径对称地安置以适当地定形状，以便在收集过程期间有效地收集润滑剂和保持；(b)位于凸缘孔上的高压气体增压室54；(c)位于凸缘孔上的高压润滑剂增压室55；(d)用于高压润滑剂的内部流动通道56，内部流动通道56用以将高压润滑剂增压室55连接至下轴承润滑剂供应歧管28、下轴承润滑剂供应端口27和轴内腔高压润滑剂箱25；与(e)下消声器42与高压气体增压室54之间的连接通道。

图11是排放气体辅助的润滑剂泵51的二维表示，以帮助描述嵌入压缩机的下凸缘11和偏心轴3的下端部的专用泵的泵送过程。移动片材58是润滑剂泵51的旋转轴的外径表面的二维表示。静止的二维片材59是下凸缘11的轴承区段的静止内径的二维表示且用作润滑剂泵51的气缸壁。润滑收集凹口60和61从片材58的平面刻出，这意味着两个润滑收集凹口60和61在偏心轴3的底部的外径表面处开始被刻并被刻入其中。箭头62示出了轴的旋转方向被转换为片材58向左平移运动，如所示出的。箭头63表示排放气体流入高压气体增压室54的方向。高压气体增压室54和高压润滑剂增压室55刻在固定片材59的平面中，这意味着两个增压室54和55在下凸缘11的孔处开始被刻并被刻入其中。高压气体增压室54可以经由下消声器42与高压气体增压室54之间的连接通道57被连接至排放气体源。高压润滑剂增压室55通过内部流动通道56连接至下轴承润滑剂供应歧管28、润滑剂供应端口27和轴内腔润滑剂箱25。箭头64表示从润滑剂增压室55流向轴内腔高压润滑剂箱25的润滑剂的方向。在片材58中切出的开口窗65表示下凸缘鼻部(泵气缸)上的开口，以在低压润滑剂通过开口窗65到达润滑剂槽18时使润滑剂收集凹口暴露于低压润滑剂。箭头66指示从润滑剂槽18流入开口65的润滑剂的方向。箭头67表示润滑剂在其移动通过开口65时润滑剂在位置60处的凹口处(或被凹口收集)流入润滑剂收集凹口。润滑剂收集凹口60被示出为处于其油收集位置并且润滑剂收集凹口61被示出为处于其由排放气体辅助的泵送位置。简而言之，随着片材58移动，润滑剂收集凹口将在凹口位置60处收集润滑剂并将润滑剂在凹口位置61处朝向的轴内腔高压润滑剂箱25泵送。润滑剂泵51对润滑剂的润滑剂泵送率将自我调节，因为泵送率刚好足以匹配从轴内腔高压润滑剂箱25流出的润滑剂流量，就像在传统的高侧滚动活塞压缩机中的情况一样。

也可以使用传统的泵将低压润滑剂泵送到轴内腔高压润滑剂箱25中，作为选择，该泵被安置在压缩机壳体内或压缩机壳体外。无论润滑剂如何被泵送，或者通过上述新型排放气体辅助润滑剂泵51或者传统泵被泵送，本文中所呈现的用于低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的其余润滑机制共享用于高侧和高侧/低侧壳体的润滑系统的核心，该润滑系统即为轴内腔高压润滑剂箱25，轴内腔高压润滑剂箱25是用于有效地润滑滚动活塞压缩机的运动部件的基本特征，而不管本文呈现的构型或实施方式如何。

如图9、图10和图11所示出的低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机固有地具有由相对低温的液体制冷剂通过蒸发进行冷却的马达的非常理想的特性，并且因为作用在偏心轴的两个端部上的压力是相同的吸入压力的事实而具有固有地轴向平衡的偏心轴。

在图12中示出了图9、图10和图11中所示出的低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的替代构型，在图12中，马达和泵组件的位置被交换。在该替代性设计中，马达(转子2和定子4)位于压缩机泵组件7下方。主吸入管15靠近马达、远离压缩机泵组件7，以阻止吸入气体与压缩机泵组件7的热相互作用。在进入壳体1时，吸入气体在进入内部吸入端口52和吸入增压室16之前将大部分夹带的润滑剂滴落到底部处的润滑剂槽18。轴3将延伸穿过马达的中心并一直向下延伸至位于马达下方的润滑剂槽18。排放气体辅助的润滑剂泵51现在将被安装在马达下方以吸入低压润滑剂并增加压力以供给到轴内腔高压润滑剂箱25中。润滑剂泵51将被安装在固定的基部68上，该基部68优选地附接至定子。轴3的润滑剂侧将在端部处具有中心塞69，其中，用于泵51的润滑剂流动通道56通向轴内腔高压润滑剂箱25。排放气体将通过排放管17从气缸的顶部出来并离开壳体而与压缩机的其余部分没有太多的热相互作用。这种替代构型类似于低侧壳涡旋式压缩机的构型。这种构型共享图9中示出的低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的许多优点，并且可以适应比如用于马达冷却的液体注入和叶片辅助的高压气腔体74的特征。与图9中示出的设计相比，图12中示出的这种构型的优势在于，马达与热的排放气体或压缩机的高温金属部件之间的热相互作用要小得多，并且因此将能够在较低温度下运行。

叶片背压因素：

在典型的低侧壳体滚动活塞压缩机中，由于叶片在背部将没有排放压力，因此叶片弹簧必须比现有技术的高侧壳体滚动活塞压缩机更稳健。此外，如果叶片背侧处于相对较低的压力下，这可能会导致气体和润滑剂泄漏出压缩室，这无疑会降低其性能。这些问题可以通过将叶片的后侧完全封闭并使其压力在吸入压力和排放压力的平均值附近达到平衡来方便地解决。然而，这引起了另一个关注，即关于不可压缩的润滑剂随着时间的推移在封闭空间内的积聚会潜在地干扰叶片的运动。为了解决所有这些问题，可以引入可选特征，以通过使叶片背侧暴露于排放压力而使叶片润滑机制及其动力学几乎与现有技术的高侧壳体滚动活塞压缩机中发生的情况相同。如在图13中示出的，上叶片70和下叶片71分别在上叶片弹簧72和下叶片弹簧73的帮助下前后移动。为简单起见，仅使用下叶片71进行说明。在叶片后面，在叶片背部中存在封闭空间74。叶片辅助的排放压力气体腔74经由气体腔74与下消声器42之间的连接通道75连接至下消声器42，用于均衡刻入下气缸和下凸缘的排放压力下的压力。由于气体和任何夹带的润滑剂的流动方向总是从消声器进入叶片辅助的排放压力气体腔74并进入压缩空间，因此不必担心在该腔74中积聚不可压缩的润滑剂。此外，无需担心气体和润滑剂从压缩室通过叶片槽泄漏到低侧壳体1中。这种情况与传统的滚动活塞压缩机中发生的情况实际上相同。

低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的各种构型可以总结如下。排放气体辅助的高压增压的可变流量的润滑剂泵51将把来自低压油槽的润滑剂的低压增加到所需的高压并将高压润滑剂供给到轴内腔高压润滑剂箱中以匹配压缩机泵组件7所需的润滑剂。因此，低侧壳体滚动活塞滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中的润滑系统的功能与现有技术的滚动活塞压缩机的经过充分验证的润滑机构的功能相同。通过向叶片引入背压，叶片润滑、动力学和泄漏也将与现有技术的滚动活塞压缩机的叶片润滑、动力学和泄漏相同。

水平的高/低滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：

发明人已经意识到，通过将润滑剂进入端口正确地定位在压缩机泵组件的部件中的任何一个部件中——无论是否将延伸管附接至润滑剂槽——使得来自高压润滑剂槽的润滑剂可以流入轴内腔润滑剂箱25中，可以将任何高侧壳体滚柱活塞压缩机构型重新设计成水平的滚柱活塞/叶片压缩机。在这种情况下要避免的一件事是，由于高粘度损失和潜在的泡沫，润滑剂槽中的油位不应到达转子。这可能需要以与完美水平方向成比如5度的小角度进行设计，以避免转子与油槽中的润滑剂接触。在高侧/低侧BLDC旋转压缩机的实施方式——其中，至目前为止其马达由吸入气体和/或液体注入冷却——中，润滑剂进入端口位于压缩机泵组件7的固定部分中。此外，分离器成为完美的屏障，以将润滑剂从马达所在的低侧壳体空间中排出。这些属性使得设计高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机——该高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机不像更普遍的竖向旋转压缩机而是可以在完美的水平方向上进行操作——相对容易和方便，并且如果安装水平旋转压缩机的平台如所需的根据油槽设计、润滑剂进入端口的位置和布置及其延伸倾斜出水平面——例如在汽车或航空航天应用中可能发生——高达30到45度或甚至更高的角度，这些属性将提供更多的适应性。

在高侧/低侧或高侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，存在压缩机泵组件7的三个方便的位置或部件，所述三个方便的位置或部件可以被用于安置润滑剂进入端口以将润滑剂从润滑剂槽吸入偏心轴内的高压润滑剂箱中：如果是双缸版本，所述三个方便的位置或部件则为上凸缘、下凸缘和中板。进入端口的具体位置由正常操作取向的选择决定。对于竖向操作的模式，最好或最方便的位置是下凸缘的鼻部的底部尖端，即使其他部件比如下凸缘的其他部分、中板、上板或甚至分离器都可以配装有合适地定形状的延伸管以执行相同的功能。图14示出了具有必要修改的水平的高侧/低侧壳体双缸滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的实施方式。为了将压缩机转为水平操作模式，只需首先决定水平压缩机将在何处以及如何附接至框架，并且润滑剂进入端口将位于用于具有或不具有延伸管的双缸压缩机的上凸缘、上板、下凸缘或中板的周缘的最低点。如果选择上凸缘，则润滑剂将通过上凸缘润滑剂供应歧管31及其供应端口30进入高压轴内箱25。如果选择下凸缘，润滑剂将通过下凸缘润滑剂供应歧管28及其供应端口27进入高压轴内箱。如果选择中板，则润滑剂将通过其自身的润滑剂供应箱77、润滑剂供应路径78及其供应端口79进入轴内腔高压润滑剂箱25。其余部件可能与图7中所示出的竖向高侧/低侧双缸滚柱活塞/叶片压缩机的部件相同。在图14中所示出的实施方式中，润滑剂进入端口76的新位置位于中板9的最低部分，在水平滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，润滑剂槽18将在该润滑剂进入端口76的下方形成。包含上轴承21的孔的分离器37方便地用作润滑剂的屏障，这确保了润滑剂槽包含在高侧壳体中并将远离马达，并且压缩机内部所需的总润滑剂的量在操作期间较小。另一修改是内部进入端口80的新位置，从而将来自低侧壳体的流通过分离器37最低部分的进入端口引导到吸入增压室16中。在这个位置处的这个新的内部吸入端口80确保通过管39进入的任何液体或润滑剂将流入吸入增压室16并且不会积聚在低侧壳体中，积聚在低侧壳体中可能会因与转子接触而对马达的操作产生不利影响。事实上，内部吸入端口80的相同位置可以用于竖向的高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，即使不是特别推荐保持适当润滑的能力，以便最大的立体角倾斜偏离竖向方向。在图14中示出的水平高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机中，分离器37的存在方便地阻止了润滑剂朝向低侧区段迁移，使得对于高压润滑剂槽中相同量的润滑剂而言，润滑剂槽将具有更深的深度。润滑剂在通过设置在偏心轴3上的润滑剂供应端口79注入轴内腔润滑剂箱25并且然后从润滑剂箱25通过润滑剂端口27、30、34及36到达压缩机泵组件7的旋转部件之前朝向中空的环形高压润滑剂箱77(由中板9的内径表面、偏心轴3的外表面形成，并且由两个气缸(左侧为气缸10，并且右侧为气缸8)界定)行进。

马达的蒸发冷却：

在高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机以及如上所述的低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机——其中，滚柱活塞/叶片式旋转压缩机专门用于制冷、HAVC、空调、热泵或任何其他蒸汽压缩循环系统——中，可以提供通过壳体或进入吸入管的单独管线，以将待喷射的流出冷凝器的相对较小的部分的液体制冷剂注入到马达上，以实现比单相的吸入气体更有效的马达的蒸发冷却冷却，从而保持较低的马达温度以提高马达效率并防止吸入气体因马达产生的热而产生不良加热，以保持高容积效率和/或提高具有吸入冷却的马达的低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的等熵效率。如所示出的，图7、图9、图12和图14中的引入管39可以被用于从冷凝器注入总液体流的适当部分，以用于蒸汽压缩制冷系统中的马达的蒸发冷却。图5示出了与传统的现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机相比，通过用于具有吸入冷却的马达的压缩机的液体注入可能带来总的预计性能改进。在估计预计的性能改进时，假设相同等级的NdFeB磁体被用于传统和新的吸入冷却压缩机并且假设由马达的转子磁体和定子绕组产生的所有热——包括转子芯和定子叠层中的涡流损耗——都通过吸入压力下的蒸发冷却去除，并且还假设马达的操作温度是蒸发器温度。由于直接注入马达的液体制冷剂可能具有极高的热传递系数，因此这些假设与实际情况相差不远。性能系数(COP)的预计改进范围为从15.6℃的高蒸发器温度下的8％到-12.2℃的低蒸发器温度下的31％。预计的COP改进足以保证将新的压缩机引入世界各地的空调和制冷行业的认真承诺。由于马达将免受高温排放气体流的影响，因此新的压缩机将非常适合住宅、商业和工业应用的热泵。作为额外的好处，使用相对低温的液体注入来冷却马达将能够使用较少的同等级磁体材料，或使用较低等级的并且因此较低成本的磁体材料，以潜在地降低压缩机的成本，同时提高马达以及因此压缩机本身的可靠性和寿命。对于蒸发器温度低于-12.2℃的应用，上述性能和成本优势将变得更加明显，蒸发器温度低于-12.2℃的应用涵盖了蒸发器温度可以轻松低至-40℃的带有冰柜和专用冰柜的大多数的家用冰箱。

高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的示例性构型：

存在对能够用于滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的泵和马达进行附接的多种方法，这将使每种构型具有明显的优点和缺点。可以存在用以将泵(P)附接至具有设置在内部的马达的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的四种方式：(1)在不需要压缩机泵组件支架的情况下直接(D)附接至壳体(C)(P-D-C)；(2)通过压缩机泵组件支架间接(I)附接至壳体(C)(P-I-C)；(3)在不需要压缩机泵组件支架的情况下直接(D)附接至压力分离器(S)(P-D-S)；或者(4)通过压缩机泵组件支架间接(I)附接至压力分离器(S)(P-I-S)。

在压力分离器是泵的延伸部分、比如将被附接至壳体的延伸顶部凸缘的情况下，将假定泵直接附接至压力分离器而无需任何中间部件。

可以存在用以将马达(M)的定子附接至配备有内部马达的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的以下六种方式：(1)在不需要定子支架的情况下直接(D)附接至壳体(C)(M-D-C)；(2)通过定子支架间接(I)附接至壳体(C)(M-I-C)；(3)在不需要定子支架的情况下直接(D)附接至压力分离器(S)(M-D-S)；(4)通过定子支架间接(I)附接至压力分离器(S)(M-I-S)；(5)直接(D)附接至上凸缘(F)(M-D-F)；或者(6)通过定子支架间接(I)附接至上凸缘(F)(M-I-F)。

此外，可以具有用以将马达(M)的定子附接至配备有外转子马达的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的以下四种方式：(1)在不需要定子支架的情况下直接(D)附接至压力分离器(S)(M-D-S)；(2)通过定子支架间接(I)附接至压力分离器(S)(M-I-S)；(3)直接(D)附接至上凸缘(F)(M-D-F)，或者(4)通过定子支架间接(I)附接至上凸缘(F)(M-I-F)。

因此，具有内转子马达的高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机至少可以采用24(4×6)种构型。具有外转子马达的高侧/低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机总共可以采用16(4×4)种构型。由于更普遍地使用内转子马达，因此本公开集中于具有内转子马达的高侧/低侧壳体压缩机构型以描述各种可能的构型。然而，外转子马达可用的十六(16)种构型也被考虑并且在本公开的范围内。

上面提到的24种构型中的一些构型只需要对壳体进行一次附接操作，而其他构型需要对壳体进行两次或三次附接操作。从制造的角度来看，无论压缩机尺寸如何，在组装和焊接操作期间最好使用较少数量的附件来保持部件的完整性和对准，尤其是在压缩机的物理尺寸相对较小的情况下。无论制造问题如何，所有24种构型都将共享与迄今为止介绍的带有吸入冷却马达的压缩机相同的性能优势。因此，在24种构型中，基于制造的简单性，仅需要将一个部件附接至壳体上的那些构型将是优选构型。

以下是本公开的七(7)个实施方式，它们将具有要附接至壳体的仅一个部件：H/L、P-D-S、M-D-S/F、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有直接安装在分离器上的泵以及直接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵组件的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵组件直接附接至压力分离器而无需中间支架并且不直接与壳体直接接触，并且定子也直接连接至压力分离器或上凸缘而无需中间支架并且不与壳体直接接触。在以下描述的以下实施方式的每个实施方式中，仅有一个部件附接至壳体、即分离器。

在一些实施方式中，H/L、P-D-S、M-I-S/F、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有直接安装在分离器上的泵以及间接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵直接附接至压力分离器且不直接与壳体直接接触，并且定子通过定子支架间接连接至压力分离器或上凸缘且不与壳体直接接触。在这些实施方式中的每个实施方式中，仅有一个部件附接至壳体，即分离器。

在其他实施方式中，H/L、P-I-S、M-D-S/F、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有间接安装在分离器上的泵以及直接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵本体通过压缩机泵组件支架间接附接至压力分离器且不与壳体直接接触，并且定子直接安装在压力分离器上或上凸缘上且不与壳体直接接触。在本文描述的这些实施方式中的每个实施方式中，仅有一个部件附接至壳体、即分离器。

在另外的实施方式中，H/L、P-I-S、M-I-F、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有间接安装在分离器上的泵以及间接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧区段)，其中，泵本体通过压缩机泵组件支架间接附接至压力分离器且不直接与壳体接触，并且定子直接连接至上凸缘上而无需中间支架且不与壳体直接接触。在该实施方式中，仅有一个部件附接至壳体、即分离器。

根据本公开，可能存在至少十一(11)种构型，所述构型在压缩机组装期间需要两次将部件与壳体附接，并且以下实施方式作为示例给出。

在一些实施方式中，H/L、P-D/I-S、M-D/I-C、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有直接或间接安装在分离器上的泵以及直接或间接安装在壳体上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵直接或间接安装在分离器上，并且定子直接安装在壳体上，并且泵不与壳体直接接触。在这四(4)个示例中的每个示例中，壳体具有两个附接件：泵和压力分离器。

在另外的实施方式中，H/L、P-D-C、M-D/I-S/F、滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有直接安装在壳体上的泵以及直接或间接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵直接或间接安装在壳体上，并且定子直接或间接安装在分离器或上凸缘上，而无需使定子与壳体直接接触。在这四(4)个示例中的每个示例中，壳体具有两个附接件：泵和压力分离器。

在其他实施方式中，H/L、P-I-C、M-D/I-F滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有间接安装在壳体上的泵以及直接或间接安装在分离器或上凸缘上的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵间接安装在壳体上，并且定子直接或间接安装在上凸缘上，而无需使定子与壳体直接接触。在这两(2)个示例中，壳体具有两个附接件：泵和压力分离器。

在一些实施方式中，H/L、P-I-C、M-D-S滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有间接安装在壳体上的泵以及直接或间接安装至分离器或上凸缘的定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧壳体区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧壳体区段)，其中，泵间接安装在壳体上，并且定子直接安装在上凸缘上，而无需使定子与壳体直接接触。在该示例中，壳体具有两个附接件：泵和压力分离器。

在更进一步的实施方式中，壳体可以具有至少三个附接件。例如，在一些实施方式中，H/L、P-D/I-C、M-D/I-C滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(具有直接或间接安装在壳体上的泵和定子的高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机)是带有压力分离器的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以形成包含泵的高压/高温区段(高侧区段)以及包含马达的低压/低温区段(低侧区段)，其中，泵本体通过压缩机泵组件支架直接或间接附接至壳体，并且定子也通过压缩机泵组件支架直接或间接附接至壳体。这是现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机向高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的最直接转换。在这四(4)示例中的每个示例中，壳体具有三个附接件：泵、分离器和定子。

低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的示例性构型：

类似于上述实施方式，存在对能够用于低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的压缩机泵组件和马达的定子进行附接的多种方法，这将使每种构型具有明显的优点和缺点。

存在用以将泵(P)附接至低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的以下两种方法：(1)在不需要压缩机泵组件支架的情况下直接(D)附接至壳体(C)(P-D-C)；或者(2)使用压缩机泵组件支架间接(I)附接至壳体(C)(P-I-C)。还可以存在用以通过内转子马达将马达(M)的定子附接至低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的四种方法：(1)在不需要定子支架的情况下直接(D)附接至壳体(C)(M-D-C)；(2)通过定子支架间接(I)附接至壳体(C)(M-I-C)；(3)直接(D)附接至上凸缘(F)(M-D-F)或泵组件的其他部分；或者(4)通过定子支架间接(I)附接至上凸缘(F)(M-I-F)或通过泵组件的其他部分间接(I)附接至上凸缘(F)。此外，可以存在用以通过外转子马达将马达(M)的定子附接至低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机内的两种方法：(1)直接(D)附接至上凸缘(F)(M-D-F)或泵组件的其他部分；或(2)通过定子支架间接(I)附接至上凸缘(F)(M-I-F)或通过泵组件的其他部分间接(I)附接至上凸缘(F)。

因此，具有内转子马达的低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以采用至少8(4×2)种构型。具有外转子马达的低侧滚柱活塞/叶片式旋转压缩机可以采用总共4(2×2)种构型。为清楚起见，本文将不详细描述这些构型中的任何一种构型。由于内转子马达在压缩机中应用较多，因此将以内转子马达的实例作为示例。同样，需要仅一个部件被附接至壳体的构型将是优选的设计。一个很好的示例将是将通过压缩机泵组件支架间接(I)附接至壳体(C)(P-I-C)与通过定子支架间接(I)附接至上凸缘(F)(M-I-F)或者通过泵组件的其他部分间接(I)附接至上凸缘(F)相结合。

图15至图22以示意图形式示出了具有内转子马达的压缩机的各种构型。图15至图17示出了现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的构型，即高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，以及它的小变型中的两个变型。请注意壳体1内的空间是排放气体压力空间82。图18至图22示出了高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的上述二十四(24)个实施方式中的五(5)个实施方式。图15是最广泛使用的传统的、即高侧壳体现有技术的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，其中，压缩机泵组件7和定子4牢固且直接地附接至壳体，吸入管直接连接至压缩机泵组件的吸入端口，并且壳体1内的空间82处于排放压力下。图16是图15中示出的传统高侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的改型，其中有一个改型：即，压缩机泵组件7经由压缩机泵组件支架14间接附接至壳体1。图17示出了具有两个改型的高侧壳滚柱活塞/叶片式旋转压缩机：即，压缩机泵组件7经由压缩机泵组件支架间接附接至壳体1，并且定子4经由定子支架5也间接附接至壳体1。这是当前发明人已发布和正在申请的专利所涵盖的构型(参考文献5)。图18、图19和图20分别示出了将分离器添加到图15、图16和图17中示出的构型，使它们都成为高侧/低侧壳体滚柱活塞/叶片式旋转压缩机。图21示出了高侧/低侧壳体压缩机，其中，压缩机泵组件7和定子4直接安装在分离器上，而仅单个部件、即分离器37附接至壳体。图22示出了高侧/低侧壳滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，其中，泵直接附接至分离器，并且定子经由定子支架也间接附接至分离器，从而导致了单个部件、分离器37附接至壳体。以图形方式示出了以上八(5)个实施方式，以使审阅者更好地理解当前专利所涵盖的各种构型。为清楚起见，将不示出其余实施方式。应当注意的是，在高侧/低侧壳体实施方式的所有24个实施方式中，排放气体在离开排放管17之前进入高侧以确保大部分润滑剂与排放气体分离并在底部被收集在润滑剂槽18中。图23示出了带有单独液体管线39的高侧/低侧壳体制冷剂滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，单独液体管线用以将来自冷凝器的液体通过计量装置注入低侧壳体，用于将液体制冷剂喷射到马达上，从而增强马达的蒸发冷却，如前所述。应当注意的是，分离器37下方的空间是排放气体空间82(高侧壳体)并且分离器37上方的空间是吸入气体空间83(低侧壳体)。来自冷凝器的、通过液体制冷剂注入管39注入吸入压力空间83的相对少量的制冷剂液体流将在它与马达接触时蒸发并将马达的操作温度保持成接近蒸发器温度，从而导致提高马达效率并消除由于马达发热引起的吸入温度升高的不利影响。

图24示出了带有进入低侧壳体的单独液体制冷剂注入管39的高侧/低侧壳体制冷剂滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，用于如前所述将来自冷凝器的液体喷射到马达上以增强蒸发马达冷却，并且来自蒸发器的主吸入管15穿透通过高压侧壳体以减少泵组件对主吸入气体的加热。

图25示出了带有进入低侧壳体的单独液体制冷剂注入管39的低侧壳体制冷剂滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，用于将来自冷凝器的液体喷射到马达上，以通过增强的蒸发马达冷却来减少泵组件对吸入气体的加热，如前所述。来自蒸发器的主吸入管15也穿过低侧壳体。排放气体通过直接连接至消声器的排放管17从泵组件中流出，并且从低侧壳流出而不进入壳体。

图26是可调壳体压力的、单个壳体的、油润滑的、VCS压缩机的实施方式，其通常包括滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋式压缩机和往复式压缩机。排放管和吸入管分别与泵组件的排放阀端口和吸入端口直接连接。在这种构型中，通过吸入管15的吸入气体和通过排放管17的排放气体都不与壳体内的工作气体混合。冷凝器与进入壳体的液体注入管39之间具有膨胀装置，并且在选定的壳体压力下通过蒸发部分液体对马达进行冷却之后，剩余的液体通过下部的液体排放管并且蒸汽通过壳体上部的蒸汽排放管，并且合并后的流进入第二膨胀装置，以在吸入压力下供给蒸发器。通过设定比如热膨胀阀或针阀之类的两个膨胀装置，压缩机壳体内的压力可以设定在吸入压力与排放压力之间，以获得最佳压缩机/系统性能。在通过马达将电能转换为机械能期间由马达产生的热通过与马达接触的液体的蒸发而被带走。因此，马达的基础温度是制冷剂在选定压力下的蒸发温度。由于蒸发冷却的高的热传递系数，马达操作温度在选定的壳体压力下将仅略高于制冷剂的蒸发温度，达到马达热从马达被传递到冷却流体所需的水平。由于马达工作温度将接近选定壳体压力下的蒸发温度，因此这引起了良性循环：更低的马达操作温度、定子绕组的更低的电阻率、更少的磁体发热、更高的场强、由马达产生的更高的扭矩、产生所需扭矩所需的更少的电流、更高的马达效率、更少的整体冷却需求、以及改进的整体压缩机和蒸汽压缩制冷系统性能。这种构型的可能有益或可能不是有益的一个方面的事实是冷却介质也对泵组件进行冷却。对压缩机泵组件进行冷却通常被认为是有益的，但是在这种情况下，会增加冷却介质要去除的热的量并降低蒸汽压缩制冷系统的净冷却能力，当然除非包括增压的情况。

如果压缩机是油润滑的，则排放气体中夹带的油被壳体内部或外部的油分离器分离，并被送回到轴内腔高压润滑剂箱25或压缩机泵组件内的其他适当的位置。

油返回管可以附接至泵组件的各个部分，只要根据压缩机的类型存在通向轴内腔高压润滑剂箱25或其他适当入口点的通路即可。几乎无油的排放气体进入冷凝器，在冷凝器中气体冷凝成液体，在几乎不存在油膜的情况下，使得冷凝气体与冷凝器热交换器表面之间的热传递增强。与使用排放气体作为冷却介质——具有非常低的对流热传递系数——的现有技术的高压侧壳体式旋转压缩机中出现的温度远高于排放温度形成鲜明对比，来自冷凝器的液体被注入压缩机的马达区段，从而对马达进行蒸发冷却，以确保如果壳体压力设定为接近排放压力，则马达操作温度最多将保持接近冷凝器温度。

如在图26中示出的，该系统使用两个膨胀装置：膨胀装置1控制壳体内的压力，在该压力下，注入的液体将在马达上蒸发。膨胀装置2设定蒸发器压力。随着壳体压力的降低，与马达接触的液体的蒸发温度将降低，马达操作温度将降低，并且马达效率将提高，但通过轴轴承等从泵组件泄漏到壳体中的润滑剂将增加。因此，壳体压力将适当地设定在吸入压力与排放压力之间，以优化整体压缩机性能。尽管此概念需要油分离器，但与现有技术的高侧壳体式旋转VCS压缩机相比，此概念具有以下优势：(1)由于排放气体中大部分夹带的油将被分离并返回压缩机，从而导致非常低的OCR(油循环比)蒸汽压缩制冷系统，因此冷凝器热交换器的效率将提高；以及(2)与具有排放气体冷却的马达的压缩机相比，马达操作温度将显著降低并且马达效率将更高。

与现有技术的涡旋式压缩机相比，具有液体注入马达冷却的可调壳体压力、单个壳体、BLDC涡旋式VCS压缩机的示例性优势：

现有技术的涡旋式压缩机要么是低侧壳体涡旋式压缩机，要么是高侧壳体压缩机。低侧壳体涡旋式压缩机的优点是使吸入气体来冷却马达，但是具有两个突出的缺点：加热的吸入气体会降低容积效率并且需要将高压油绕过低压侧从而导致所谓的油旁路损失。为了克服低侧涡旋式压缩机的油旁路损失的缺点，最近报道了作为带有HiPORTM的高侧壳体涡旋式压缩机的一种改型，在该改型中，引入了涉及油分离、供应泵和回收泵机构的方法。这种高侧壳体涡旋式压缩机的重要缺点是，马达将通过排放气体冷却，除了油分离和泵送机构的额外复杂性以及生产成本的相应增加之外，这立即使这种高侧壳体涡旋式压缩机与下面描述的新型涡旋式压缩机相比处于劣势。换句话说，如图26中示出的这种螺杆式压缩机的新构型保留了低侧壳体螺杆式压缩机和高侧壳体螺杆式压缩机的优点，同时消除或减轻了这两者的缺点。在无油涡旋式压缩机的情况下，图26中包括的油分离器回路不是必需的，从而简化了构型。简而言之，可调壳体压力涡旋式压缩机的主要优点是：与具有相对较低的对流热传递和高于排放温度或吸入温度的较大温升的相对较高的排放气体温度或吸入气体温度相比，马达的基线温度是在选定的壳体压力下相对较低的蒸发温度，其中，蒸发冷却的热传递系数高得多，并且高于蒸发温度的温升小得多。

此外，通过选择最佳壳体压力以注入用于马达的蒸发冷却的液体制冷剂，从而在很大程度上消除了发生在低侧壳体涡旋式压缩机中的加热吸入气体的不利影响，同时吸入气体进入压缩室而不会与壳体内的气体相互作用。因此，新的可调壳体压力涡旋式压缩机是对带或不带液体注入冷却的低侧壳体涡旋式压缩机以及高侧壳体涡旋式压缩机的改进。

将相同的设计原理应用于低侧壳体BLDC往复式VCS压缩机，可以将其变成更高效的可调壳体压力BLDC往复式制冷压缩机。现有技术的BLDC往复式压缩机是低侧壳体压缩机。低侧壳体往复式压缩机具有使吸入气体对马达进行冷却的优点，但有两个突出的缺点：加热的吸入气体由于往复式压缩机的等熵效率降低而降低容积效率并显著降低蒸汽压缩制冷系统的COP，从热力学的角度来看，在相同的操作条件下往复式压缩机本质上不如滚动活塞/叶片压缩机。然而，这些压缩机更容易以极低的成本生产。

如在图26中所图示的，当从冷凝器流出的适当部分的液体制冷剂在可调壳体压力往复式VCS压缩机中的马达上方以最佳压力注入时，马达的效率将显著提高，并且马达对吸入气体的加热将完全消失。然而，就像迄今为止呈现的以马达的液体注入蒸发冷却为特征的任何其他实施方式一样，由于用于蒸发马达冷却的冷凝器中的液体量，压缩机的冷却能力将下降。然而，值得注意的是，家用冰箱和许多其他应用中使用的大多数VCS压缩机一开始通常都是超大尺寸的，并且因此只有部分时间以固定速度或降低的速度运行以匹配负载。

因此，如果可以提高操作速度、运行更长的时间或具有成比例的更大的排量以弥补冷却能力的损失但以更高的压缩机效率和COP操作，则具有液体注入功能的可调壳体压力往复式压缩机可以轻松取代具有设置在内部的BLDC马达的传统的、现有技术的往复式压缩机。

图27是高侧/可调低侧壳体压力、油润滑的、VCS压缩机的实施方式，其通常包括滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋式压缩机、涡轮类型和各种类型的往复式压缩机。该实施方式在工作流体流动布置方面类似于图26中示出的实施方式。然而，在图27的实施方式中，仅吸入管直接连接到泵组件的吸入端口，而排放管连接至高侧壳体。另外，由于排放气体在出去之前进入高侧壳体，因此大多数油从高压气体中分离出来、在重力作用下下落并在底部形成润滑剂箱18，以类似于现有技术的VCS压缩机的方式供给润滑机构，在现有技术的VCS压缩机中，高压润滑剂箱位于底部。与图26的实施方式不同，这种构型不需要外部油分离器。此外，马达的冷却介质仅用于马达，并且因此泵组件不会被冷却。

如针对图26的实施方式所描述的可调壳体压力的许多优点仍然保留。冷凝器与进入低侧壳体的液体注入管39之间存在膨胀装置，并且在选定的壳体压力下通过蒸发部分液体对马达进行冷却之后，剩余的液体通过低侧壳体下部的液体排放管且蒸汽通过低侧壳体上部的蒸汽排放管并且组合流进入第二膨胀装置以在吸入压力下供给蒸发器。通过比如热膨胀阀或针阀之类两个膨胀装置的设定，低压侧壳体内的压力可以被设定在吸入压力与排放压力之间，以获得最佳的压缩机/系统性能。在通过马达将电能转换为机械能期间由马达产生的热通过与马达接触的液体的蒸发而被带走。因此，马达的基础温度是制冷剂在选定压力下的蒸发温度。由于蒸发冷却的高热传递系数，马达操作温度将仅略高于制冷剂在选定的壳体压力下的蒸发温度，达到马达热从马达诶传递到冷却液体所需的水平。由于马达操作温度将接近选定的壳体压力下的蒸发温度，这引起了良性循环：更低的马达操作温度、定子绕组的更低的电阻率、更少的磁体发热、更高的场强、由马达产生的更高的扭矩、产生所需扭矩所需的更少的电流、更高的马达效率、更少的整体冷却需求、以及改进的整体压缩机和蒸汽压缩制冷系统的性能。

如果压缩机是油润滑的，排放气体中夹带的油在高压侧壳体内被重力分离，并且供给回到轴内腔高压润滑剂箱25或高侧壳体VCS压缩机的压缩机泵组件内的其他适当位置。

与使用排放气体作为冷却介质——具有非常低的对流热传递系数——的现有技术的高压侧壳体式旋转压缩机中出现的温度远高于排放温度形成鲜明对比，来自冷凝器的液体被注入压缩机的马达区段，从而对马达进行蒸发冷却，以确保如果壳体压力设定为接近排放压力，则马达操作温度最多将保持接近冷凝器温度。

如在图27中示出的，该系统使用两个膨胀装置：膨胀装置1与膨胀装置2一起控制低侧壳体内的压力，在该压力下，注入的液体将在低侧壳体内的马达上蒸发。膨胀装置2设定蒸发器压力。随着壳体压力的降低，与马达接触的液体的蒸发温度将降低，马达操作温度将降低，并且马达效率将提高，但通过轴轴承等从泵组件泄漏到壳体中的润滑剂将增加。因此，低侧壳体压力将适当地设定在吸入压力与排放压力之间，以优化整体压缩机性能。

用于提高蒸汽压缩冷却/加热系统性能的方法：

以下讨论说明了大幅提高通常在冷却系统和热泵中使用的压缩机的性能和可靠性的基本原理和设计原则：(1)通过有效冷却马达并在较低的基本冷却液温度下实现显著降低马达操作温度来提高马达效率：这导致产生机械能所需的电能减少；(2)通过冷却/淬灭以及显著降低压缩室的温度来提高等熵压缩效率：这导致压缩机处理的每单位质量压缩过程所需的机械能降低；(3)增加过冷：这导致通过蒸发器的每单位质量制冷剂的冷却能力增加；以及(4)采用增压将上述三种冷却措施所需的制冷剂重新注入压缩室中：这将导致冷却能力、加热能力、COP和可靠性的显著提高。

图28是R410a的p-h(压力-焓)图，示出了冷却压缩室对压缩机功率的潜在影响。图28示出了基本的压缩过程A-B，假设等熵效率为约86％，排放温度为280F，并且由压缩机压缩和从压缩机排放的每单位质量制冷剂的压缩功率为约51Btu/lb，这等于B与A之间的焓差(h)(＝hB–hA＝167–116＝51Btu/lb)，而无需对压缩室进行冷却。随着冷却，排放温度降低到由状态点B1所指示的240F，压缩曲线向左转，A-B1，并且因此，单位质量制冷剂的压缩功率降低，如图所示，该单位质量制冷剂的压缩功率等于B1与A之间的焓差(h)，40Btu/lb(＝hB1–hA＝156–116＝40Btu/lb)。图28还示出了由过程C-C1表示的额外过冷，每单位质量制冷剂的冷却能力增加12Btu/lb(＝hC–hC1＝65–53＝12Btu/lb)。图28是没有增压的制冷循环，并且如前所述，因为通过压缩机和冷凝器的制冷剂流量固定为M。

其示出了修改的压缩过程，A-A1-G-B2，其中，A是压缩冲程的开始状态，并且A1表示在增压开始时压缩空间内的制冷剂的热力学性质(压力、温度、焓、密度等)；F表示从壳体内马达冷却器、壳内泵本体冷却器和/或用于额外过冷的外部汽化器返回的制冷剂的热力学性质。G表示增压过程的结束状态。在增压时，制冷剂流量高于M，这是由操作条件和压缩机排量决定的。在存在增压的情况下，压缩机的排放流量通过对马达(m1)、壳体内的泵本体(m2)和/或用于额外过冷(m3)的外部汽化器进行冷却所需的额外制冷剂流量的增压量而增加。在图29中示出的示例中，所有三个额外的热交换过程都是通过在相同压力下的三个热交换器中的每一个热交换器中的蒸发进行的，并且由E1-E-F表示的蒸发过程和增压期间的注入压力对于所有三个热交换过程而言是相同的。并非所有压缩机都必须是这种情况。在某些情况下，例如对于滚柱活塞/叶片压缩机、往复式压缩机、涡旋式压缩机或螺杆式压缩机而言，当很容易有不同的注入点或时间时，三个热交换器中的每一者都可以在其自身适当的压力和温度下通过蒸发从马达、泵本体和外部汽化器中移除热，并且进入压缩空间的相应的增压也可以在不同的时间和不同的制冷注入端口分别发生，具体取决于制冷压缩机。刚好最普遍使用的旋转压缩机、滚柱活塞叶片压缩机，在注入端口的位置和增压时间上有更多的限制，这可以通过巧妙的设计来克服。具有上述增压能力的压缩机被称为S系列压缩机，如定义部分所描述的。参照图29，S系列压缩机内的制冷剂在增压开始时的初始状态用A表示，并且从蒸发器进入压缩机的制冷剂流量用M表示。在增压完成之后，压缩机内的制冷剂的平衡状态用G表示，并且如果使用全部三个热交换器，则由压缩机排放到冷凝器的质量流量为M+m1+m2+m3。从A到A1的初始压缩仅涉及质量流量M。过程A1-G是增压过程期间两种流的混合的瞬态过程的非常简单的表示：在压缩室内已经进行压缩循环的一股流，以及在压缩机继续执行其压缩循环时、当在适当的蒸发压力F下从热源(马达、泵本体和从外部汽化器中的冷凝器流出的主要液体制冷剂)中去除热之后，通过增压端口从三个热交换器中的一者或全部热交换器注入的另一股流。因此，根据G所代表的状态，可以在简化假设下估计其性质：增压是瞬时的，并且因此可以通过在不同压力、温度和焓的两种制冷剂的瞬时混合来近似。其余的压缩过程将涉及总制冷剂质量流量，M+m1+m2+m3是最大值。增压完成之后的压缩过程用G-B2表示，其中，B2表示总质量流量的压缩过程结束。因此，完整的压缩过程被描述为A-A1-G-B2-C1-D1-A。总的压缩功率可以通过将每单位质量的制冷剂的焓增加乘以用于压缩过程的每个连续步骤A-A1-G-B2的相应质量流量来估算。随着泵本体的冷却，压缩曲线向左转，如前所示，并且因此，每单位质量制冷剂的压缩功率如前所图示的降低。

图30示出了基于定义部分中描述为具有增压能力的S系列压缩机的新的高级压缩机的VCS的示意图，如定义部分中所描述，其被缩写为S系列VCS。应当注意的是，示出了四种质量流量：M-没有任何增压的系统的初始质量流量，m1-用于对马达进行冷却的质量流量，m2-用于对泵本体进行冷却的质量流量，以及m3-用于额外过冷的质量流量。

VCS循环的每个部分的质量流量都被清楚地标记出来，以便于理解。如图所示，仅有一个增压端口进入压缩室，所有三种质量流量m1、m2和m3都通过该增压端口注入以被添加到基本质量流量M中。

图31阐明并比较了在增压过程期间在所有三种转移的制冷剂在相同压力下重新注入的特定情况下，具有对应的质量流量的热力循环的各种情况。

S系列压缩机和VCS：

为了将普通的VCS压缩机设计转变为S系列压缩机的设计，普通的VCS压缩机的电动马达或泵本体应当被设置在压力容纳壳体内部中。其压力容纳壳体内的马达用作VCS中的二级热交换器、蒸发器或汽化器(以下简称“壳内二级热交换器”)，以主要使用液体制冷剂或者在基于CO2的系统中从高压热交换器中流出的接近临界流体制冷剂的高压作为冷却剂以利用包括蒸发在内的高效热传递机制来主动有效地冷却马达，以使马达的操作温度显著低于现有技术，从而显著提高马达效率和使用寿命。供应马达或泵的壳内二级热交换器的所述制冷剂是从冷凝器流出的液体制冷剂的适当部分或在基于CO2的系统中从高压热交换器流出的高压跨临界流体。所述制冷剂液体或高压流体可通过膨胀装置膨胀至适当压力、被供给到所述二级热交换器内并在与所述马达的外表面和内表面接触时汽化或经历相对高效的热传递过程，以通过冷却剂与马达或者冷却剂与泵之间相对较小的温差去除马达产生的热，并且因此，能够保持马达或泵的显著较低的操作温度，并且因此实现马达的显著更高的电-机械能转换效率、可靠性和寿命，或者所述压缩机的泵的相对高的等熵效率，并且因此，VCS与现有技术的VCS压缩机那些可能性相比，在VCS中使用具有相对较差热传递性能的压缩机排放气体或吸入气体作为冷却剂，并且泵未被主动冷却以提高压缩的等熵效率。

优选地，从VCS的壳体内二级热交换器流出的制冷剂在有效冷地却马达或泵之后在增压过程中将被注入压缩机的压缩室，以保持通过蒸发器的制冷剂质量流量和冷却系统的冷却能力，并增加热泵的加热能力。

增压注入端口应适当地定尺寸、定形状和定位置成在吸入过程完成之后并且在压缩循环的适当部分期间、当压缩室压力足够低以达到选定的注入压力时朝向向压缩室打开，并在排放端口打开之前朝向压缩空间关闭；其中，以比压缩机内的气体低得多的焓对所述制冷剂进行增压注入产生用于压缩过程的中间冷却或淬灭效果，从而提高了等熵效率，所有这些都不会减少或以其他方式对通过蒸发器的制冷剂质量流量和冷却系统的冷却能力产生不利影响，同时由于通过压缩机并因此通过冷凝器的制冷剂的流量增加而提高了加热能力。

离开冷凝器的制冷剂流的额外部分可以转移至通向外部二级热交换器(或汽化器)的膨胀装置，从而通过从冷凝器带走热并冷却从冷凝器离开的主制冷剂流而产生待汽化的相对低压和低温的富含液体的制冷剂，以便为流向蒸发器的主制冷剂流增加过冷度，并且因此提高系统的冷却能力。之后，作为增压过程的一部分，现在大部分为蒸汽的转移制冷剂与所述其他转移制冷剂流一起被注入回压缩室。优选地，与增压过程中期间压缩室内的制冷剂的比焓相比，在增压期间注入回压缩室的制冷剂具有相对较低的比焓，并且制冷剂可以仅为蒸汽，或者也可以是蒸汽和液体的混合物，该蒸汽和液体的混合物在增压注入后立即被压缩室内的压缩的热迅速蒸发以使淬灭的有益效果——即，增加的等熵效率和相对较低的每单位制冷剂的压缩机功率——最大化，而不会导致液体段塞或润滑剂被过量液体稀释。

增压可以通过单个端口在适合整体目标的位置和时间完成，适合整体目标的位置和时间比如为最低马达操作温度和马达的寿命、VCS的最高COP或VCS的最高SEER等。

替代性地，增压可以通过多个且独立的端口和压缩过程中的多个时间点完成：例如，一个端口在进气端口以尽可能低的注入压力和温度关闭压缩空间之后不久达到马达的最低工作温度，而另一个端口是在适合提高等熵效率的位置和时间使用液体喷雾来淬灭压缩过程，同时压缩空间内的压缩气体在增压过程期间足够热以瞬间蒸发液体颗粒，从而避免压缩室内的液体段塞或油稀释。

可能存在这样的情况，即，相比于主蒸发器，马达的冷却可以在更低的压力和温度下进行。在这种情况下，可以使用相对较小的辅助压缩机将来自二级热交换器的冷却流体的压力升高到适当地足够高的压力，使得增压过程可以在压缩机的几何和其他约束条件比如可用的增压阀端口尺寸、泵入压缩空间的压力、通过端口的压降和辅助压缩机的功耗下进行，以达到整个VCS系统的用于特定目的最佳性能。

增压端口或阀的开启和关闭的时间和持续时间可以通过压缩机部件比如滚柱、叶片的机械运动来机械地致动，者基于从BLDC驱动器和/或压力传感器提供的曲轴角信息通过压电致动器、螺线管或其他电子装置机械地致动。

优选地，增压阀或端口应当被设计为具有接近零的间隙容积，以使由于被捕获在额外的间隙容积中的剩余的高压气体在排放过程结束时的吸入过程开始时的突然重新膨胀而导致的热力学损失最小化。

流出壳体内二级热交换器的制冷剂在对马达或泵进行冷却之后可以被注入回主蒸发器或压缩机吸入管线。

壳体内二级热交换器的压力要么由热力膨胀阀或其他类似装置为预期应用设定，要么在运行过程中被主动地调节，以在操作条件随时间变化时使VCS的整体性能最大化。

在滚柱活塞/叶片型旋转压缩机中，增压注入端口可以位于气缸壁、叶片、或者比如双气缸版本情况下的上凸缘和下凸缘或中板的气缸端板中。

在涡旋型旋转压缩机中，增压注入端口可以位于气缸端板上，使得增压在压缩过程期间发生适当时间和地点处并适应压缩室内的压力和温度条件，从而有助于特定的增压过程，而增压过程可以全部同时发生并使用相同的增压端口或者在不同的时间和不同的增压端口位置处发生。

在螺杆型压缩机中，增压注入端口可以在沿着螺杆式压缩机的轴线的适当的位置处位于气缸壁中，使得增压发生在压缩过程中适当的时间期间并适应压缩室内的压力和温度条件，从而有助于增压过程；而三个潜在的增压过程可以全部同时发生并使用相同的增压端口或者在不同的时间和不同的增压端口位置处发生。

在涡轮型压缩机中，增压注入端口可以位于气缸壁或端板上，使得增压发生在压缩过程中适当的时间期间并适应压缩室内的压力和温度条件，从而有助于增压过程；而三个潜在的增压过程可以全部同时发生并使用相同的增压端口或者在不同的时间和不同的增压端口位置处发生。

在往复式、斜盘式、双转子或直线马达型压缩机中，增压注入端口可以位于气缸壁或端板上，使得增压发生在压缩过程中适当的时间期间并适应压缩室内的压力和温度条件，从而有助于增压过程；而三个潜在的增压过程可以全部同时发生并使用相同的增压端口或者在不同的时间和不同的增压端口位置处发生，以用于三个潜在的增压过程。

在以上提及的压缩机的所有情况下，在开轴构型的情况下，容纳壳体可以是：用于马达或泵本体的单独的容纳壳体；由压力分离构件划定的共同连续壳体内的用于马达和泵的呈密封或半密封构型的独立隔室；或者包含马达和压缩机泵本体的呈密封或半密封构型的单个壳体。

如本文中详细描述的，在滚柱活塞/叶片型压缩机、涡旋式压缩机和其他旋转压缩机中，泵本体、马达的内转子构型中的定子(或外转子构型中的转子)和壳体可以直接地或使用中间结构构件间接地附接至彼此，或者使用马达的内转子构型中的定子(或外转子构型中的转子)与马达的内转子构型中的转子(或外转子构型中的定子)之间的磁驱动机构在没有物理连接的情况下连接至彼此，所述马达通过马达轴在结构上连接支泵本体。

示例–启用增压的滚柱活塞/叶片式旋转压缩机(“S系列，旋转压缩机”)的设计

涡旋式压缩机本身很容易进行增压注入，这在很大程度上是由于交错涡旋形成了不同的捕获容积，捕获容积在排放过程结束时随着容积接近轴中心而旋转并变小。因此，人们可以挑选和选择增压注入端口在气缸板上的位置以满足增压的目的。例如，如果注入是将来自马达的二级热交换器的低温和低压制冷剂接受到压缩机中，则人们将会在吸入过程结束紧之后选择涡旋压缩机的叶状体最早形成的凹口，以定位增压注入端口。对于涡旋式压缩机，人们可以以相对轻松的方式容易地选择增压注入的位置和时间。这就是为什么将从冷凝器出口转移的高压制冷剂蒸汽注入涡旋式压缩机室，以增加使用涡旋式压缩机的市售热泵的加热能力。

最普遍使用的旋转压缩机是滚动活塞压缩机，它与涡旋式压缩机一样具有优异的热性能，但与涡旋式压缩机相比更容易制造且生产成本更低。不幸的是，滚动活塞压缩机因具有下述结构的几何限制而是最难在内部实现增压功能的压缩机之一：一个滚柱，以及在排放过程结束时随着滚柱在气缸内移动而旋转并变得更小的一个压缩空间。这种限制对增压注入的位置和时间施加了严格的限制。例如，为了将从马达的二级热交换器排放的制冷剂以尽可能低的压力和温度注入压缩空间：在吸入端口朝向压缩空间关闭后，注入应该在很短的时间内完成，特别是为了达到尽可能低的马达操作温度。首先，吸入紧之后的精确时间和短的持续时间要求意味着阀致动器的潜在行程距离极小，这意味着注入端口/阀面积趋于小，曲轴角持续时间也非常小。然而，增压注入阀设计需要提供足够大的端口面积，以使注入期间的压降最小化，并且阀必须与滚柱在气缸内的运动在没有时间滞后的情况下同步精确地打开及关闭，以及随着用于阀打开持续时间的精确时间打开及关闭。最重要的是，为了能够被广泛的应用所接受，实现增压注入功能的成本应该是最低的。人们必须克服滚动活塞旋转压缩机强加的这些障碍和几何约束，并提出具有成本竞争力的解决方案。

图32示出了结合到滚动活塞压缩机中的增压端口的最简单示例。示出为“a”到“f”的曲轴角位置用于增压过程的每个步骤，以帮助读者更好地理解使用特定性能优化的特定压缩机设计，并且因此可能会因不同的压缩机或设计操作条件而变化。位置a表示曲轴角为0的旋转压缩机，在曲轴角为0的点处，排放过程结束且吸入过程开始，并且在吸入端口被滚柱关闭之后，开始压缩过程。80度曲轴角处的位置“b”是压缩室经过初始压缩过程到达图29中状态点A1的位置，在该状态点A1处，增压注入端口直到该点被滚柱阻塞为止才开始暴露在压缩室中，因为滚柱移动远离叶片槽并且叶片移出叶片槽以保持与滚柱的接触，即使人们在图32中还看不到增压注入端口。120度曲轴角处的位置“c”以及位置“d”是注入端口仍然完全打开以用于增压过程的位置。位置“c”和“d”处所示出的叶片左端处的白色小圆孔是增压注入端口84。218度曲轴角处的位置“e”是注入端口的面积通过滚柱朝向叶片槽和注入端口的运动开始减小并且叶片开始后退到叶片槽中同时保持与滚柱接触的位置。255度曲轴角处的位置“f”是注入端口完全关闭、增压完成时的位置，其对应于图29和图31中的状态点G。随后的压缩过程对应于压缩过程G-B2，其涉及压缩室内的总质量(M+m1+m2+m3，如果如图29、图30和图31中示出的所有三个增压流都被启用)容积迅速减小从而导致排放过程。应当注意的是，在当前设计中，增压端口适当地定尺寸和定位置，使得增压过程在吸入过程完成之前不会开始，并在排放过程开始之前结束。

图32中示出的注入端口设计是针对滚动活塞旋转压缩机(这是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机的一者，并且因此类似的设计可以很容易地转移到其他滚柱活塞/叶片压缩机，比如摆动压缩机和同心叶片压缩机)而优化的单个注入端口设计，其对于特定的制冷剂和操作条件而言，使用滚柱的机械运动来控制注入时间和持续时间以实现特定的性能目标，并且因此它的用处有些有限。

增压注入的注入时间和持续时间可以通过具有可以针对特定目的进行控制以获得最大益处的注入阀来更好地控制。阀可以通过泵内的部件——比如叶片、滚柱或曲轴——的运动被致动和计时。阀还可以根据由BLDC控制器提供的曲轴角信息和/或瞬时压缩压力信息与快速响应的微处理器结合以电子方式或压电方式被致动。通过增压注入的主动阀控制，端口位置和尺寸可以变得非常灵活并将根据增压注入的特定作用/目标而被优化，特定作用/目标比如为最低蒸发温度下的马达冷却、用以提高压缩机的等熵效率的压缩过程淬灭等。注入的最佳数量、尺寸、时间、持续时间、流量计量控制方法以及增压注入端口进入压缩空间的位置应基于以下因素来确定：易于进入压缩室、多个注入端口的潜在优势和热交换器(用于马达的壳体内二级热交换器、用于泵的壳体内二级热交换器和用于额外过冷的外部汽化器)中的每个热交换器的不同蒸发压力，以对抗系统复杂性和实施成本。

图33中示出的实施方式是增压注入阀的一个这样的示例。该增压阀由滚柱在其围绕气缸孔的内径表面滚动时的运动致动。该增压阀包括阀85(如在图33a中示出的为略微打开位置，而在图33b中，阀85通过缩回到气缸壁中而完全关闭以形成气缸孔的一部分)，该阀85由带有杆87的弹簧86阻尼和预加载，杆87被迫使与摇杆89的阀端部88接触，摇杆89在摇杆枢转件90上枢转，并且摇杆臂91的致动器侧通过预加载被迫使与致动器93的头部92(本实施方式示出了用于各种增压功能所需的突出到气缸孔中的不同距离的螺钉)和致动器93的孔端部94持续接触。阀、杆和致动器的横截面根据需要可以是矩形或圆形或其他合适的形状。当横截面为矩形时，很容易“计时”阀和致动器的取向，以确保在阀关闭时光滑的孔表面以及在阀移动时与滚柱接触。在阀头部与气缸壁中的阀座之间形成的任何微凹槽将很可能会被油覆盖，以最大程度地减少或防止在滚柱穿过阀和致动器时的不期望的泄漏。当滚柱朝向致动器93的孔端部94滚动时，致动器93被推入以完全退出孔，并且摇杆89的阀端部88平移和放大致动器93的运动，并且阀杆87推动和打开增压阀进入气缸以注入制冷剂。应当注意的是，致动器93的行进距离与阀85的行进距离之间的杠杆比可以被设计为提供足够的阀运动和注入端口面积，以使通过阀的制冷剂的压降最小化。当滚柱经过阀致动器的尖端、并移动远离阀致动器的尖端且与阀致动器的尖端失去接触——在当前实施方式中，阀致动器的尖端定形状成像叶片的与滚柱接触的尖端，但其可以具有不同的形状——时，致动器的尖端像以前一样再次突出回到压缩室中并关闭与气缸的弯曲表面齐平的阀端口。图34a示出了阀85在其打开位置且致动器94的孔端部被滚柱完全压入其槽中的放大图。图34b示出了阀85在其关闭位置以形成孔的一部分且致动器94的孔端部突出到压缩空间的放大图。

增压注入阀的这种特殊构型设计为具有零间隙容积特性，其有助于将再膨胀损失保持在最低限度而不管人们可以将注入端口合理地安置在何处。类似的增压注入阀设计可以使用不同形状的致动器和阀以及流动路径而被开发，所有这些都基于使用滚柱的运动的概念。类似的注入阀也可以与叶片的运动相关联。为明显且简洁，这里将不讨论这些。通过调节伸入压缩的致动器长度，图33和图34中示出的阀实际上可以在压缩过程期间被安置在压缩开始与排放过程开始之间的任何曲轴角处，以适应本公开中所描述的增压的各种目标中的任何一个目标。就增压能力而言，这种类型的阀将使滚柱活塞/叶片式旋转压缩机转变成与涡旋式压缩机一样通用或者甚至比涡旋式压缩机更通用，其中，增压端口可以在最佳时间被安置在气缸开口内侧的不同位置处：示例是通过朝向压缩循环的后部分注入液体进行压缩淬灭，以在精确的最佳开始时间和持续时间在将液体雾注入到压缩室内足够热的压缩气体中时立即蒸发。类似类型的阀可以被用于其他压缩机以实现增压目的，从而将这些压缩机变成比简单使用开放端口更具灵活性的S系列压缩机。对于滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，如所描述的，阀的致动器的运动由滚柱与气缸之间变化的径向距离决定。在涡旋式压缩机和螺杆式压缩机中，没有阀的简单注入端口就足以将这些压缩机变成具有大部分功能的S系列压缩机。如果需要在涡旋式压缩机中安装类似的阀，则该阀可以位于气缸的端板上并通过涡旋件的叶片在其移动通过致动器时的运动来打开及关闭。在活塞在气缸内往复运动的压缩机中，类似的阀可以被安装在气缸壁上并通过活塞的运动打开及关闭。在螺杆式压缩机中，类似的阀可以安装在沿着锥形壳体的适当位置处，以在正确的注入压力下在所需的位置和时间打开及关闭。

如在图33中描述的用于增压阀/端口的上述部件都不是昂贵的部件，并且部件中的大多数部件都可以通过烧结铸造生产，并且气缸块体中的用于容纳阀、弹簧、摇杆和致动器的腔也可以作为气缸块体成型工艺、比如烧结铸造的一部分而被生产。在气缸内径磨削操作期间，阀面部也可以与气缸的其余部分一起被精密研磨。

通过扩展，人们可以很容易地应用相同或类似的改型，以在当今使用的其他类型的压缩机——比如涡旋式压缩机、往复式压缩机、线性压缩机、涡轮型压缩机、螺杆式压缩机等——中实现相同的功能，只要这些压缩机能够容置必要的增压注入端口，以利用二级热交换器有效地冷却马达和压缩机泵即可。大多数压缩机都可以适应增压，因为将本文中说明的相同原理应用于S系列滚柱活塞/叶片式旋转压缩机没有明显障碍：这些压缩机中的每个压缩机都可以很容易地将马达和泵封围起来作为二级热交换器，只要能够以具有成本竞争力的方式将增压端口设计到这些压缩机中即可。任务主要包括关于这些压缩机的每种类型的增压端口/阀的位置、形状和致动方法的选择的几何设计。作为示例描述的致动方法是与滚柱的运动相关的机械致动，但这种运动可以很容易地扩展到其他运动部件比如叶片、活塞、曲轴等。此外，致动器设计可以很容易地被修改为包括通过电子装置——比如连接至压电装置的压电致动器——进行启用，并且其微小排量可以被放大以满足注入阀排量要求。凭借其超快的响应时间，该驱动器将能够在BLDC驱动器和/或快速压力传感器提供的曲轴角信息的帮助下精确地对增压过程进行计时，以适应快速变化的压缩过程。可以有许多不同的方法来实现增压，而具体的设计不是本专利的主要推动力。而是，与在二级热交换器中使用马达和/或泵的蒸发或其他高效冷却以有效冷却马达或泵的主要概念相比，它们被认为是次要的细节。通过将流出这些二级热交换器的制冷剂增压注入回到压缩空间中，可以获得进一步的好处。

本公开提出了与提供与现有技术压缩机的当前状态相比表现出显著性能提高的压缩机相关的多个方面。

图5示出了在马达通过蒸发冷却以达到19摄氏度而不是150C的操作温度的情况下VCS的潜在COP增加。它预计COP可能增加34.3％，但我们正在从冷凝器中转移12.3％的流量，这些流量本应进入蒸发器，并且对应的冷却能力下降将对COP产生不利影响。为了将冷却能力保持在同一水平，需要将操作速度或排量提高12.3％，这两者中的任何一者都会立即增加压缩机所需的功率，至少以相同的比例增加更高的马达效率，并且因此COP的预计的34.3％的增加不会实现。

为了进一步提高新的压缩机和基于该压缩机的VCS的性能，另一部件、泵本体可以通过对本体进行冷却或通过在内部淬灭压缩腔而被冷却，以提高等熵效率，并且因此降低压缩机处理的每单位质量制冷剂的压缩功率。为此目的，优选地通过从冷凝器转移/抽取的额外液体的蒸发来主张在压缩室的内部和外部对泵本体进行主动冷却。在一个示例中，可以假设冷凝器液体流需要增加10％来满足泵冷却的要求，包括表面冷却和液体注入用于在压缩期间淬灭以提高压缩的等熵效率。这将成比例地减少蒸发器约束制冷剂流并防止减少，要么将压缩机的排量增加10％，要么将操作速度增加10％，这两者都会使压缩机功率至少增加10％，并且因此不会发生因压缩机冷却而导致的COP的预计增加。换句话说，在该简化的示例中，原来的压缩机吞吐量/蒸发器流量M为1.00，马达冷却流量m1为0.123，并且压缩机泵冷却流量m2为0.1，通过蒸发器的流量将变为1–(0.123+0.1)＝0.777，并且冷却定力将仅为原冷却能力的77.7％。

通过增压注入将这些冷却流体从二级热交换器(m1+m2)重新注入回压缩空间，压缩机的有效泵送率以与用于冷却马达和泵的注入流量相同的量增加，同时蒸发器的流量M和冷却能力保持在原始水平。还可以设想注入液体制冷剂，液体制冷剂在被注入压缩室之后将立即闪蒸，以使中间冷却效果最大化，从而使压缩曲线向左弯曲，如图29中示出的，并进一步提高等熵效率。换句话说，利用增压，可以在规定的操作条件下潜在地实现上述34％的COP增加，而不会损失VCS的冷却能力或引起其他不利后果。在该新的系统中，使用具有新的冷却方法的马达的压缩机以及具有附加功能的增压的压缩机，可以将压缩每个循环的总制冷剂(M+m1+m2＝1.223)所需的每单位质量制冷剂的轴功率降低到所需的压缩机功率——尽管增加质量流量——接近原始压缩机功率的程度、或者甚至更低的程度。尽管增加了用于冷却马达和泵的质量流量，但所需的总压缩机轴功率仍变得与之前相同，因为马达效率——由于马达工作温度在19C处比150C要低得多——要高得多(在当前情况下为34.3％)，所以输入到马达的电力仅为原始电力输入的74.4％(1/(1+0.343)＝0.744)，从而导致与通过使用现有技术的压缩机的VCS能够实现的用于冷却的COP、用于加热的SEER和加热能力相比，用于冷却的COP增加了34.4％，用于加热的SEER高得多，加热能力也高得多。新的S系列压缩机和相关联的S系列VCS的马达效率、压缩机等熵效率、COP、加热能力和SEER方面的实际性能提升将取决于马达和泵的壳体内二级热交换器的有效性，以及增压功能在实践中的有效实施。

本公开提供了显著改善用于冷却和加热的VCS的性能的坚实基础。使用新的S系列压缩机设计新的S系列VCS的一个注意事项是冷凝器热交换器设计和风扇将必须通过提高热交换器效率有效性、表面积或更高功率的风扇来适应增加的热输出，并且压缩机的马达将必须能够处理增加的扭矩以处理更高的吞吐量。

为了基于将对马达和泵进行冷却更有效的方法与增压相结合的原理来加快S系列压缩机的商业可行性开发，本文已经设计并介绍了几种创新的设计方法以及对适应新设计所需的现有技术的滚柱/叶片型旋转压缩机的所需的修改。它们采用：高壳体/低壳体构型的形式，其润滑系统与基于高油槽压力的通过被动油泵送的现有技术的高壳体滚柱活塞/叶片类型的润滑系统非常相似；具有主动油泵送的低壳体构型；以及具有许多创新几何构型和独特要求的固定和可调压力构型，比如嵌入式油泵送机构、轴力平衡腔、叶片背压平衡功能等，仅举几例。此外，作为将滚柱活塞/叶片式旋转压缩机以及其他VCS压缩机转变为商业上可行的S系列压缩机的协同努力的一部分，引入了由滚柱的运动致动的创新、实用和通用的增压阀构型。

概括地说，使用新的S系列压缩机和包含S系列压缩机的S系列VCS将带来显著的好处，即马达的操作温度非常低，从而导致更高的马达效率和寿命，并且对泵本体进行冷却显著提高了S系列VCS的压缩等熵效率和COP或SEER的系统性能以及可靠性。S系列滚柱活塞/叶片压缩机将在全球范围内的各种操作条件和应用中具有商业可行性，从而对全球的CO2减少产生重大影响。

尽管已经结合各种实施方式和示例描述了本教示，但是并不意在将本教示限于这些实施方式或示例。相反，本领域技术人员将理解的是，本教示涵盖了各种替代方案、改型和等同方案。因此，前面的描述和附图仅作为示例。

Claims (19)

1.一种压缩机，包括：

至少一个压力容纳壳体；

马达和马达热交换器，其中，所述马达和所述马达热交换器定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力容纳壳体中；

泵本体，所述泵本体定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力壳体中；

其中，所述泵本体包括操作性地联接至所述马达的泵；

其中，所述马达热交换器构造成接收从制冷系统的冷凝器或高压热交换器转移的制冷剂，由此，所述马达热交换器构造成冷却所述马达；

压缩室，所述压缩室位于所述泵本体内；以及

至少一个增压端口，所述至少一个增压端口设置在所述泵本体中，从而被直接引导至所述压缩室，所述压缩室构造成在所述转移的制冷剂对所述马达进行冷却之后接收所述转移的制冷剂，使得所述转移的制冷剂在所述泵的压缩过程的压缩冲程期间通过所述至少一个增压端口被直接注入回所述压缩室中，并且使得所述转移的制冷剂在所述压缩过程结束时与所述泵的未被增压的初始制冷剂输出一起被排放至所述冷凝器，从而在所述压缩机与所述冷凝器或所述高压热交换器之间产生用于所述转移的制冷剂的再循环回路，其中，所述泵构造成在所述压缩冲程期间蒸发所述压缩室中的所述转移的制冷剂以冷却和淬灭制冷剂，从而降低排放温度。

2.根据权利要求1所述的压缩机，其中，所述泵具有泵热交换器，所述泵热交换器构造成接收从所述制冷系统的所述冷凝器或所述高压热交换器转移的制冷剂，其中，所述泵热交换器构造成对泵壁进行冷却并间接地冷却压缩气体以降低所述泵壁的操作温度、降低排放温度且提高所述压缩机的效率以及降低由所述泵所使用的每单位质量流量制冷剂的机械功率，其中，所述转移的制冷剂在对所述泵本体进行冷却之后在所述压缩过程的一部分期间通过所述至少一个增压端口的增压端口被注入回所述压缩室中，并且所述转移的制冷剂在所述压缩过程结束时被排放至所述冷凝器。

3.根据权利要求1至2中的任一项所述的压缩机，其中，所述至少一个增压端口的增压端口构造成接受将从所述制冷系统的所述冷凝器或所述高压热交换器转移的制冷剂直接注入到所述压缩室中，由此，所述压缩机的效率提高并且由所述泵所使用的每单位质量流量制冷剂的机械功率降低，其中，所述泵还构造成用于将所压缩的转移的制冷剂排放至所述冷凝器。

4.根据权利要求1所述的压缩机，其中，所述至少一个增压端口位于所述压缩机的气缸壁、叶片或气缸端板中。

5.根据权利要求1所述的压缩机，其中，所述至少一个增压端口的打开和关闭的时间和持续时间通过所述压缩机的滚柱、叶片、曲轴和/或活塞的机械运动、压电致动器、和/或电子致动器来机械地致动。

6.根据权利要求1至2中的任一项所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机、涡旋型旋转压缩机、螺杆型压缩机、涡轮型压缩机、往复型压缩机、斜盘型压缩机、双转子型压缩机或直线马达型压缩机中的一者。

7.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，其中，所述至少一个增压端口包括阀、阀杆、构造成将所述阀朝向关闭位置偏置的弹簧、在枢转摇杆的阀侧处与所述阀杆接触的所述枢转摇杆、以及在所述枢转摇杆的致动器侧处与所述枢转摇杆接触的致动器，其中，所述至少一个增压端口构造成通过所述压缩机的滚柱与所述致动器接合且经由所述枢转摇杆将所述阀移动至打开位置而将所述转移的制冷剂注入到所述压缩室中。

8.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且其中，所述泵本体还包括用于在所述泵本体的轴的端部在压缩机操作期间暴露于不同的壳体压力的情况下平衡作用在所述泵本体的所述轴的所述端部上的力的装置。

9.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且其中，所述泵本体还包括用于在所述泵本体外的壳体压力低于排放压力时将叶片的背压保持在所述排放压力的装置。

10.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且其中，所述泵本体还包括位于所述压缩机的轴内的润滑剂箱，其中，所述润滑剂箱保持在高于临界箱压力且低于排放压力的压力下。

11.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且其中，所述压缩机还包括用于将所述泵的所述至少一个压力容纳壳体内的压力保持成被固定在吸入压力、所述吸入压力与临界箱压力之间的压力、所述临界箱压力与排放压力之间的中间压力或所述排放压力的装置。

12.根据权利要求6所述的压缩机，其中，所述压缩机是滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，并且其中，所述压缩机还包括用于将所述泵的所述至少一个压力容纳壳体内的压力调节成在吸入压力与排放压力之间、在所述吸入压力与临界箱压力之间、或者在所述临界箱压力与所述排放压力之间的装置。

13.一种制冷系统，包括：

冷凝器，所述冷凝器构造成将制冷剂从压缩的气相或汽相冷凝成液相；或者高压热交换器，所述高压热交换器用以冷却压缩的跨临界流体制冷剂；

至少一个膨胀装置，所述至少一个膨胀装置构造成接收来自所述冷凝器的被冷凝的制冷剂或冷却的高压跨临界流体制冷剂，并且使所述制冷剂膨胀以降低所述制冷剂的压力；

蒸发器，所述蒸发器构造成接收来自所述至少一个膨胀装置的所述制冷剂并且将所述制冷剂从所述液相蒸发成所述气相或汽相；以及

压缩机，所述压缩机包括：

至少一个压力容纳壳体；

马达和马达热交换器，其中，所述马达和所述马达热交换器定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力容纳壳体中；

泵本体，所述泵本体定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力容纳壳体中；

其中，所述泵本体包括操作性地联接至所述马达的泵；

其中，所述马达热交换器构造成接收从所述冷凝器或所述高压热交换器转移的制冷剂，其中，所述马达热交换器构造成冷却所述马达，以降低所述马达的操作温度并且提高所述马达的电气效率；

压缩室，所述压缩室位于所述泵本体内；以及

至少一个增压端口，所述至少一个增压端口设置在所述泵本体中，从而被直接引导至所述压缩室，其中，所述转移的制冷剂在对所述马达进行冷却之后在所述泵的压缩过程的压缩冲程期间通过所述至少一个增压端口被直接注入回所述压缩室中，并且，所述转移的制冷剂在所述压缩过程结束时与所述泵的未被增压的初始制冷剂输出一起被排放至所述冷凝器，使得在所述压缩机与所述冷凝器或所述高压热交换器之间产生用于所述转移的制冷剂的再循环回路，其中，所述泵构造成在所述压缩冲程期间蒸发所述压缩室中的所述转移的制冷剂以冷却和淬灭制冷剂，从而降低排放温度。

14.根据权利要求13所述的制冷系统，其中，所述制冷剂的一部分通过至少一个膨胀装置从所述冷凝器或所述高压热交换器转移，其中，所述泵具有泵热交换器，所述泵热交换器构造成接收来自所述至少一个膨胀装置的低压制冷剂，其中，所述泵热交换器构造成对泵壁进行冷却并且间接地冷却压缩气体以降低所述泵壁的操作温度、降低排放温度且提高所述压缩机的效率以及降低由所述泵所使用的每单位质量流量制冷剂的机械功率，其中，所述转移的制冷剂在对所述泵体进行冷却之后在所述压缩过程的一部分期间通过所述至少一个增压端口的增压端口被注入回所述压缩室中。

15.根据权利要求13至14中的任一项所述的制冷系统，其中，所述制冷剂的一部分通过至少一个膨胀装置从所述冷凝器或所述高压热交换器转移，其中，所述至少一个增压端口的增压端口构造成接受将从所述冷凝器或所述高压热交换器转移的制冷剂直接注入到所述压缩室中，由此，所述压缩机的效率提高并且由所述泵所使用的每单位质量流量制冷剂的机械功率降低。

16.根据权利要求13所述的制冷系统，其中，所述压缩机的所述至少一个增压端口位于所述压缩机的气缸壁、叶片或气缸端板中。

17.根据权利要求13所述的制冷系统，其中，所述至少一个增压端口的打开和关闭的时间和持续时间通过所述压缩机的滚柱、叶片、曲轴和/或活塞的机械运动、压电致动器、和/或电子致动器来机械地致动。

18.一种滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，包括：

至少一个压力容纳壳体；

马达和马达热交换器，其中，所述马达和所述马达热交换器定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力容纳壳体中；

泵本体，所述泵本体定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力壳体中；

其中，所述泵本体包括操作性地联接至所述马达的泵；

其中，所述马达热交换器构造成接收从制冷系统的冷凝器或高压热交换器转移的制冷剂，由此，所述马达热交换器构造成冷却所述马达；

压缩室，所述压缩室位于所述泵本体内；以及

至少一个增压端口，所述至少一个增压端口设置在所述泵本体中，从而被引导至所述压缩室，所述压缩室构造成在所述转移的制冷剂对所述马达进行冷却之后接收所述转移的制冷剂，使得所述转移的制冷剂在所述泵的压缩过程期间通过所述至少一个增压端口被注入回所述压缩室中，并且使得所述转移的制冷剂在所述压缩过程结束时与所述泵的未被增压的初始制冷剂输出一起被排放至所述冷凝器，从而在所述压缩机与所述冷凝器或所述高压热交换器之间产生用于所述转移的制冷剂的再循环回路；

其中，所述至少一个增压端口包括阀、阀杆、构造成将所述阀朝向关闭位置偏置的弹簧、在枢转摇杆的阀侧处与所述阀杆接触的所述枢转摇杆、以及在所述枢转摇杆的致动器侧处与所述枢转摇杆接触的致动器，其中，所述至少一个增压端口构造成通过所述压缩机的滚柱与所述致动器接合且经由所述枢转摇杆将所述阀移动至打开位置而将所述转移的制冷剂注入到所述压缩室中。

19.一种滚柱活塞/叶片式旋转压缩机，包括：

至少一个压力容纳壳体；

马达和马达热交换器，其中，所述马达和所述马达热交换器定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力容纳壳体中；

叶片；

泵本体，所述泵本体定位在所述至少一个压力容纳壳体的压力壳体中，其中，所述泵本体包括用于在所述泵本体外的壳体压力低于排放压力时将所述叶片的背压保持在所述排放压力的装置；

其中，所述泵本体包括操作性地联接至所述马达的泵；

其中，所述马达热交换器构造成接收从制冷系统的冷凝器或高压热交换器转移的制冷剂，由此，所述马达热交换器构造成冷却所述马达；

压缩室，所述压缩室位于所述泵本体内；以及

至少一个增压端口，所述至少一个增压端口设置在所述泵本体中，从而被引导至所述压缩室，所述压缩室构造成在所述转移的制冷剂对所述马达进行冷却之后接收所述转移的制冷剂，使得所述转移的制冷剂在所述泵的压缩过程期间通过所述至少一个增压端口被注入回所述压缩室中，并且使得所述转移的制冷剂在所述压缩过程结束时与所述泵的未被增压的初始制冷剂输出一起被排放至所述冷凝器，从而在所述压缩机与所述冷凝器或所述高压热交换器之间产生用于所述转移的制冷剂的再循环回路。

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