专利名称：可变排量斜盘型压缩机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种可变排量斜盘型压缩机，该压缩机能够通过基于曲柄室中的压力而控制斜盘的倾斜角来控制排量。
背景技术：
可变排量斜盘型压缩机包括容纳在曲柄室内的斜盘。斜盘的倾斜角是可变的。将高压控制气体供给到曲柄室，并且曲柄室内的压力通过控制所供给的控制气体的量来控制。因此控制了压缩机的排量。特别地，当提升曲柄室的压力时，斜盘的倾斜角减小，缸膛中的活塞的行程随之降低。因此降低了排量。相反地，当降低曲柄室的压力时，斜盘的倾斜角增加，缸膛中的活塞的行程随之增加。因此增加了排量。但是，已在压缩室中压缩的高压制冷气体可能作为漏气穿过每个活塞和相对应的缸膛之间(穿过侧间隙)导入到曲柄室中。当这种漏气进入曲柄室时，曲柄室的压力不能设定到控制目标值，并且斜盘的倾斜角偏离所需的角度。因此不能实现所需的排量。在可变排量斜盘型压缩机安装在车辆空气调节器的制冷回路(外部制冷回路)中的情况下，优选的是限制在制冷回路中循环的润滑剂的量，以提高制冷效率。然而，如果减少在制冷回路中循环的润滑剂的量，活塞和缸膛之间的润滑将劣化，这将会增加缸膛的磨损。因此，进入曲柄室的漏气量增加。例如，日本特开专利公报N0.2003-206856公开了用于降低缸膛的磨损的技术。如图6所示，文献中公开的活塞90具有在圆柱部分91的外圆周表面的远端处的锥形表面92。活塞90也具有与锥形表面92连续的倒角部分93。圆柱部分91的外圆周表面的直径朝向远端降低。当涂层应用到活塞9·0的外圆周表面时，上述配置防止涂层材料留在圆柱部分91的远侧部分处，使得没有环形突起形成在远侧部分处。因此，防止了缸膛被这种环形突起刮蹭。因此减少了缸膛的磨损。此外，锥形表面92、倒角部分93以及朝向活塞90的远端的降低直径的结构使得润滑剂能够进入活塞90和缸膛之间。但是，根据此文献，活塞90的形状从远端朝向近端改变，特别是在从倒角部分93到锥形表面92的区段处急剧地改变。因此，形成在活塞90和缸膛之间的侧间隙急剧地变窄。这使得润滑剂难以进入活塞90和缸膛之间。因此，活塞90和缸膛之间的润滑劣化，并且增加了缸膛的磨损。因此增加了漏气的进入量。
发明内容
本发明涉及一种减少缸膛的磨损并且减少漏气量的可变排量斜盘型压缩机。为实现以上目的并且根据本发明的一个方面，提供一种可变排量斜盘型压缩机，该压缩机包括:缸体，缸体形成有多个缸膛；多个单头活塞；驱动轴；斜盘；曲柄室；以及多个压缩室。每个活塞容纳在一个缸膛中并且活塞具有主体和裙部。裙部形成在比主体更靠近活塞的近端的位置处。斜盘与驱动轴一体地旋转并且斜盘与裙部接合。曲柄室容纳斜盘。每个压缩室通过相关联的活塞主体限定在一个缸膛中。压缩机的排量能够通过借助改变曲柄室中的压力而控制斜盘的倾斜角来控制。每个活塞主体具有位于与压缩室相对应的端部上的远侧部分。锥形部分和弓形部分形成在远侧部分中。弓形部分与锥形部分的更靠近压缩室的端部是连续的。锥形部分和弓形部分各自具有朝向裙部增大的直径。锥形部分具有在从0.45度到1.5度的范围内的锥角。活塞主体的远端与锥形部分的更靠近裙部的端部上的起点之间的距离设定在从1.5毫米到5.0毫米的范围内。从以下结合附图进行的描述中，本发明的其它方面和优点将变得明显，其中附图以示例方式示出本发明的原理。
本发明及其目的和优点可通过参照以下对目前优选实施方式的描述以及附图而得到最好地理解，在附图中:图1是示出了根据本发明的一个实施方式的可变排量斜盘型压缩机的剖视图；图2是示出了可变排量斜盘型压缩机的活塞的侧视图；图3a是示出了在低排量状态下冠部的长度与漏气量之间的关系的图表；图3b是示出了在最大排量状态下冠部的长度和最大接触表面压力之间的关系的图表；图3c是示出了锥角和最大接触表面压力之间的关系的图表；图4是示出了活塞主体和缸膛之间的润滑剂的流量与驱动轴的旋转角之间的关系的图表；图5a是示出了 导槽的位置与漏气流量之间的关系的图表；图5b是示出了导槽的位置与施加到缸膛的接触压力之间的关系的图表；以及图6是示出了背景技术的活塞的局部剖视图。
具体实施例方式现在将参照图1-图5来描述本发明的一个实施方式。如图1所示，安装在车辆上的可变排量斜盘型压缩机10 (以下称为压缩机10)的壳体包括缸体12。前部壳体构件11结合到缸体12的端部，并且后部壳体构件13结合到另一端部使得之间具有插入构件14。前部壳体构件11和缸体12限定了曲柄室15。前部壳体构件11和缸体12经由径向轴承30旋转地支撑驱动轴16。驱动轴16穿过曲柄室15延伸。皮带轮17通过前部壳体构件11远侧外壁经由角轴承18旋转地支撑。皮带轮17联接到驱动轴16的远端。皮带轮17经由皮带19直接地连接到作为外部驱动源的车辆发动机20。S卩，在皮带轮17和车辆发动机20之间没有设置例如为电磁离合器的离合器机构。因此，在汽车发动机20运转期间，驱动轴16通过由作为动力传递机构的皮带19和皮带轮17传递的驱动力而旋转。以此方式，驱动轴16经由无离合器的动力传递机构从车辆发动机20处接收旋转驱动力。在曲柄室15中，旋转支撑体22固定到驱动轴16，以与驱动轴16 —体地旋转，并且旋转支撑体22通过前部壳体构件11经由止推轴承44支撑。驱动轴16支撑斜盘23，斜盘23能够沿着中心轴线N滑动并且相对于驱动轴16倾斜。旋转支撑体22和斜盘23通过铰链机构24彼此联接。铰链装置24使得斜盘23能够围绕驱动轴16的中心轴线N与驱动轴16 —体地旋转。弹簧26位于旋转支撑体22和斜盘23之间以包围驱动轴16。弹簧26推压斜盘23以使斜盘23朝向缸体12倾斜。止动环28在斜盘23和缸体12之间的位置处附连到驱动轴16，并且弹簧28a在止动环28和斜盘23之间围绕驱动轴16装配。当被压缩时，弹簧28a推压斜盘23以使其朝向旋转支撑体22倾斜。当斜盘23朝向旋转支撑体22倾斜到斜盘23与旋转体22接触的位置时，斜盘23的进一步倾斜受到限制。在此受限的状态下，斜盘23的倾斜角为最大值。另一方面，当斜盘23朝向缸体12倾斜到接触并且压缩弹簧28a时，斜盘23的进一步倾斜受到限制。在此受限状态下，斜盘23的倾斜角为最小值,该最小值比O度略大。缸体12具有围绕驱动轴16布置的缸膛12a。每个缸膛12a容纳单头活塞36。活塞36能够往复运动并且具有28毫米至40毫米的直径。每个活塞36通过一对滑瓦23a联接到斜盘23的周边部分并且通过斜盘23的旋转在相关联的缸膛12a内往复运动。活塞36限定了用于压缩缸膛12a中的制冷气体的压缩室12b。在后部壳体构件13和插入构件14之间限定有环形排出室39。在排出室39的内部的位置处限定有吸入室38，其中吸入室是压力比排出室39的压力低的区域。插入构件14具有与吸入室38连通的吸入口 40、选择性地开启和关闭吸入口 40的吸入阀41、与排出室39连通的排出口 42、以及选择性地开启和关闭排出口 42的排出阀43。当每个活塞36从上死点移动向下死点时，相应的吸入室38中的制冷气体穿过相对应的吸入口 40和相对应的吸入阀41吸入到缸膛12a中。随着活塞36从下死点位置移动向下死点位置，吸入到缸膛12a中的制冷气体被压缩到预定的压力。之后，气体穿过相对应的排出口 42和相对应的 排出阀43排出到排出室39。后部壳体构件13具有与排出室39连通的排出通路50、以及与吸入室38连通的吸入通路32。排出通路50和吸入通路32经由外部制冷回路75彼此连接。外部制冷回路75包括经由排出通路50连接到排出室39的冷凝器76、连接到冷凝器76的膨胀阀77、以及连接到膨胀阀77的蒸发器78。吸入通路32连接到蒸发器78。如上所述，压缩机10结合在制冷循环中。流出通路34和供应通路48形成在缸体12和后部壳体构件13中，其中流出通路34用于将吸入室38与曲柄室15连接，供应通路48用于将排出室39与曲柄室15连接。流量控制阀49位于供应通路48中。流量控制阀49为电磁阀，其根据向螺线管供电和停电来选择性地开启和关闭供应通路48。流量控制阀49开启或关闭供应通路48，因此改变从排出室39供给至曲柄室15的高压制冷气体的量。曲柄室15中的压力根据制冷气体的供给量和经由流出通路34引导至吸入室38的制冷气体的量之间的关系而改变。当曲柄室15中的压力以此方式改变时，曲柄室15和缸膛12a之间的压力差起作用而改变斜盘23的倾斜角，从而调节排量。特别地，当供给到流量控制阀49的电停止时，流量控制阀49完全地开启供应通路48，使得排出室39和曲柄室15彼此连通。因此，排出室39中的高压制冷气体经由供应通路48供给到曲柄室15，使得曲柄室15中的压力经由流出通路34释放到吸入室38。这提升了曲柄室15中的压力，以使斜盘23的倾斜角达到最小。因此，压缩机10的排量达到最小。相反地，当电供给到流量控制阀49时，根据所供给的电流，使供应通路48的开启度小于完全开启状态。这减少了经由供应通路48从排出室39供给至曲柄室15的高压制冷气体的量。曲柄室15中的压力也经由流出通路34释放到吸入室38，并且压力因此降低。这种压力的降低使斜盘23的倾斜角从最小倾斜角增加，从而使得压缩机10的排量从最小排量增加。现将描述活塞36。如图2所示，活塞36具有与斜盘23接合的裙部36a、以及与裙部36a —体地形成的圆柱活塞主体37。裙部36a形成在活塞36的相对于活塞主体37的近端(如图2中所示的左侧端部)处。近侧表面37a形成在活塞主体37的与裙部36a相对应的端部(近端)上。远侧表面37b形成在活塞主体37的与裙部36a相反的端部(远端)上。近侧表面37a和远侧表面37b是平的。近侧表面37a和远侧表面37b之间的距离即活塞主体37的整体长度为活塞长度L。形成直角的后部周边部分37c形成在活塞主体37的近侧表面37a的周边处。具有非直角形状的前部周边部分37d形成在活塞主体37的远侧表面37b的周边处。倒角部分37h形成在活塞主体37的远侧外圆周处。倒角部分37h形成截锥，该截锥的直径朝向活塞主体37的远端减小。与倒角部分37h连续的弓形部分37g形成在活塞主体37的外圆周表面上。弓形部分37g的直径从更靠近活塞主体37的远端(远侧表面37b)的端部朝向近端(裙部36a)增加。此外，与弓形部分37g连续的锥形部分37f形成在活塞主体37的外圆周表面上。锥形部分37f的直径从更靠近活塞主体37的远端(远侧表面37b)的端部朝向近端(裙部36a)增加。即，倒角部分37h、弓形部分37g以及锥形部分37f从远端朝向近端连续地形成在活塞主体37的外圆周表面上。倒角部分37h、弓形部分37g以及锥形部分37f形成了冠部P。 锥形部分37f的起点T与活塞主体37的远端(远侧表面37b)之间的距离即冠部P的长度E设定在从1.5毫米到5.0毫米的范围内。当可变排量斜盘型压缩机10的排量较低时，不会影响到曲柄室15中的压力的控制的范围内的漏气量的限值(可允许的漏气量的限值)由Bx表示。限值By是小于限值Bx并且更优选的漏气量。在低排量运转期间，由于压缩而作用在活塞主体37上的负载较小，并且侧向力(横向力)也较小。因此，侧向力仅由活塞主体37和缸膛12a之间的润滑膜接收，并且活塞主体37相对于缸膛12a的轴线几乎不倾斜。因此，在低排量运转期间，活塞主体37和缸膛12a之间的侧间隙的不均匀较小，使得几乎不发生漏气。图3 (a)的图表示出了在低排量运转期间的漏气量，在此期间最不可能发生漏气。图表指出冠部P的长度E越长，则漏气量就变得越大。因此，为防止漏气量超过限值Bx，冠部P的长度E优选地设定为小于或等于5.0毫米。为了精确地控制可变排量斜盘型压缩机10的排量，漏气量的限值优选地设定为低于限值Bx的限值By。因此，冠部P的长度E优选地设定为小于或等于3.4毫米。以此方式，冠部P的长度E的上限值是基于漏气量的限值Bx、By来确定的。关于活塞主体37的作用在缸膛12a上的接触表面压力，不影响活塞主体37和缸膛12a的范围内的最大值(可允许的接触表面压力的最大值)由最大接触表面压力Pa表示。最大接触表面压力Pb低于最大接触表面压力Pa。图3 (b)的图表示出了在最大排量运转期间，接触表面压力和冠部P的长度E之间的关系。在最大排量运转期间，活塞主体37接收由压缩引起的高负载，并且侧向力较高。因此，活塞主体37相对于缸膛12a容易倾斜。在此情况下冠部P最有效地起作用。当润滑膜形成在活塞主体37和缸膛12a之间时，没有产生由于活塞主体37和缸膛12a之间的固体间接触而导致的表面压力。如果冠部P的长度E大于或等于1.5毫米，则润滑膜形成在锥形部分37f上，使得侧向力被润滑膜接收。因此活塞主体37和缸膛12a之间的接触表面压力没有超过最大接触表面压力Pa。因此，为防止接触表面压力超过最大接触表面压力Pa，冠部P的长度E优选地设定为大于或等于1.5毫米。因此，为减少漏气量并防止接触表面压力超过最大接触表面压力Pa，冠部P的长度E优选地设定在从1.5到5.0毫米的范围内。同样地，当漏气量的限值设定为By时，冠部P的长度E的上限值设定为小于或等于3.4毫米。在图3 (b)中，当最大接触表面压力为Pb时，冠部P的长度E的下限值设定为2.8毫米。因此，冠部P的长度E更优选地设定在从2.8毫米到3.4毫米的范围内。当冠部P的长度E为1.5毫米时获得了最大接触表面压力Pa的活塞36表示为实施例A，并且当冠部P的长度E为2.8毫米时获得了最大接触表面压力Pb的活塞36表示为实施例C。此外，当冠部P的长度E为3.4毫米时获得了小于最大接触表面压力Pb的最大接触表面压力的活塞36表示为实施例D，并且当冠部P的长度E为5.0毫米时获得了比实施例D的最大接触表面压力小的最大接触表面压力的活塞36表示为实施例B。在活塞主体37中，与中心轴线PL平行地延伸并且位于活塞主体37的圆周表面上的线限定为切线F。切线F与锥形部分37f之间的角度或锥角表示为Θ1。在实施例A的情况下，如图3 (C)所示，当锥角Θ I在从0.45度到1.5度的范围内时，活塞主体37和缸膛12a之间的接触表面压力未超过最大接触表面压力Pa。在实施例B的情况下，当锥角Θ I在从0.45度到1.5度的范围内时，活塞主体37和缸膛12a之间的接触表面压力也未超过最大接触表面压力Pa。如果锥角Θ I小于0.45度，活塞主体37和缸膛12a上的微小的突 起和凹部形成了缸膛12a和比起点T更靠近远侧表面37b的部分之间的限制部。因此，润滑剂无法到达比限制部更靠近近侧表面37a的部分，使得该部分上没有形成润滑膜。这减少了沿着中心轴线PL形成在锥形部分37f上的润滑膜的长度，并且未增加润滑膜的压力。也就是说，在活塞主体37和缸膛12a之间发生了固体间接触，这增加了接触表面压力。另一方面，如果锥角Θ I大于1.5度，尽管使得润滑剂能够进入锥形部分37f，但活塞主体37在圆周方向上的间隙变宽。因此，润滑剂在圆周方向上流动，并且润滑膜难以形成。因此，在活塞主体37和缸膛12a之间发生了固体间接触，这增加了接触表面压力。因此，当冠部P的长度E如上所述设定时，锥形部分37f的角度优选地设定在从0.45度到1.5度的范围内。此外，冠部P的长度E如上所述设定时，锥形部分37f的角度更优选地设定在从0.5度到1.3度的范围内。弓形部分37g形成为缓弓形，并且倒角部分37h具有比弓形部分37g更缓和地变化的形状。在活塞主体37中，与中心轴线PL平行地延伸并且位于活塞主体37的圆周表面上的线被限定为切线F。切线F与倒角部分37h之间的角度或倾斜角表示为Θ2。倾斜角Θ 2优选地大致设定为30度。因此，活塞主体37具有直径朝向远侧表面37b逐渐变小的桶式形状。 如图2所示，导槽37k形成在比锥形部分37f更靠近近侧表面37a的位置处的、活塞主体37的外圆周表面上。导槽37k沿着活塞主体37的整个圆周延伸。导槽37k的位置优选地确定为使得近侧表面37a和导槽37k之间的距离X以及活塞长度L满足表达式0.6< X/L < 0.8。导槽37设置为在活塞主体37和缸膛12a之间将润滑剂供给到活塞主体37的整个圆周，并且促使活塞主体37远离缸膛12a。如果导槽37k的深度小于0.1毫米，则保留在导槽37k中的润滑剂的量减少，使得导槽37k难于将润滑剂扩散至活塞主体37的整个圆周。因此，导槽37k的深度优选地大于或等于0.1毫米。将导槽37k的深度设定为大于或等于0.1毫米的值使得导槽37k能够将润滑剂扩散在活塞主体37的整个圆周上，使得防止了润滑膜的不平均。因此，润滑膜限制了活塞主体37的倾斜，以消除侧间隙的不均匀。这减少了由侧间隙导致的漏气流量的增加。如果导槽37k的沿着活塞主体37的轴线的开口宽度小于0.5毫米，则在导槽37k中的润滑剂的量降低，并且上述促进效果降低。相反地，如果导槽37k的开口宽度大于或等于1.5毫米，则由导槽37k中的润滑剂形成的润滑膜的密封性能降低。因此，导槽37k的沿着活塞主体37的轴线的开口宽度优选地设定为大于等于0.5毫米并且小于1.5毫米。现将描述压缩机10的运转。当驱动轴16随着发动机20的运转而旋转时，每个活塞36从上死点位置移动向下死点位置。因此，吸入室38中的制冷气体经由吸入口 40和吸入阀41吸入到缸膛12a中。此时，活塞主体37的后部周边部分37c沿着缸膛12a滑动。由于后部周边部分37c形成直角，因此小的间隙在缸膛12a和活塞主体37之间保持。这降低了润滑剂大量地泄漏到曲柄室的可能性。 在图4的图表中，实线表示在使用本实施方式的活塞36的情况下润滑剂的流量。由长划线与一个短划线交替形成的线表示在活塞主体37的后部周边部分37c以及压缩室的前部周边部分37d均成倒角(对比实施例1的活塞)的情况下的润滑剂的流量。如图4所示，相比于对比实施例1的活塞的情况，在本实施方式的活塞36的情况中，在任何角度下缸膛12a和活塞主体37之间的润滑剂的流量在任何角度下都是小的。这说明在活塞主体37的后部周边部分37c处，降低了润滑剂的大量泄漏的可能性。因此，能够在活塞主体37和缸膛12a之间保持润滑剂。随着活塞36从下死点位置移动向上死点位置，吸入到缸膛12a中的制冷气体被压缩到预定的压力。之后，气体经由相对应的排出口 42和相对应的排出阀43排出到排出室39。在制冷气体从吸入到排出的过程期间，活塞主体37接收侧向力，侧向力起作用而使活塞主体37倾斜。但是，由于冠部P的长度E和锥角Θ I设定成合适的值，润滑膜形成在活塞主体37和缸膛12a之间。润滑膜接收侧向力以限制活塞主体37的倾斜。在压缩冲程期间，已在上死点位置处被压缩的高压制冷气体作为漏气穿过活塞36和缸膛12a之间(穿过侧间隙)朝向曲柄室15流动。如上所述，活塞主体37具有锥形部分37f和弓形部分37g，并且冠部P的长度E和锥角θ I设定为合适的值。当活塞36接收到压缩反作用力时，活塞36相对于中心轴线PL倾斜。但是，在压缩冲程期间，通过楔效应，润滑剂被吸入到缸膛12a和活塞主体37之间。因此，润滑膜形成在缸膛12a和活塞主体37之间，并且润滑膜的压力通过楔效应增加。尽管少量润滑剂能够由于活塞主体37和缸膛12a的表面粗糙而导致泄漏，但润滑膜的排斥力促进活塞主体37远离缸膛12a。因此降低了由缸膛12a和活塞主体37之间的固体间接触而导致的接触表面压力，并且减少了缸膛12a的磨损。由于活塞主体37的冠部P具有从远端朝向近端布置的倒角部分37h、弓形部分37g以及锥形部分37f，因此冠部P的形状是逐渐改变的。因此，活塞主体37的远端与缸膛12a之间的侧间隙朝向近端逐渐降低，使得当活塞36往复运动时，润滑剂可靠地吸入到侧间隙中。因此，润滑膜形成并保持在活塞主体37和缸膛12a之间。由于导槽37k设置为在活塞主体37和缸膛12a之间将润滑剂供给到活塞主体37的整个圆周，因此减少了圆周方向上的润滑膜的不均匀。这使得润滑膜能够可靠地施加推压力。因此，减小了由润滑膜的厚度(润滑膜的压力)导致的活塞主体37的倾斜，这减小了活塞主体37不均匀地接触缸膛12a的可能性。因此，限制了沿着活塞主体37的整个圆周的侧间隙的不均匀。这减小了由于侧间隙而导致的漏气的流量的增加。确定导槽37k的位置，使得距离X和活塞长度L满足表达式0.6 < X/L < 0.8。通过以这种方式确定导槽37k的位置，使漏气的流量低于在如图5 Ca)所示的没有形成导槽37k的情况下的漏气的流量(基准线J)。此外，如图5 (b)所示，通过以这种方式确定导槽37k的位置，活塞主体37和缸膛12a之间的接触表面压力也低于在没有形成导槽37k的情况下的接触表面压力(基准线J)。上述实施方式具有以下优点。(I)基于对漏气量和最大接触表面压力的分析，活塞主体37中的锥形部分37f的锥角Θ I设定在从0.45度到1.5度的范围内，并且冠部P的长度E设定在从1.5毫米到
`5.0毫米的范围内。这降低了缸膛12a的磨损并且降低了漏气量。(2)锥形部分37f形成在活塞主体37的冠部P中，以具有在从0.45度到1.5度的范围内的锥角Θ1。这使得润滑膜能够可靠地形成在缸膛12a和活塞主体37之间，因此减少了活塞主体37和缸膛12a之间的固体间接触。因此，防止接触表面压力达到最大接触表面压力Pa，并且减少了缸膛12a的磨损。(3)冠部P的长度E设定在从1.5毫米到5.0毫米的范围内。当活塞主体37未显著地受侧向力影响时，例如，在低排量运转期间，将冠部P的长度E设定为小于或等于5.0毫米，这确保了形成在缸膛12a和活塞主体37之间的润滑膜的沿着中心轴线PL的长度。这限制了由侧向力导致的活塞主体37的倾斜和穿过缸膛12a和活塞主体37之间流动的漏气量。另一方面，当活塞主体37大大地受到侧向力的影响时，例如，在大排量运转期间，将冠部P的长度E设定为大于或等于下限值1.5毫米，这可靠地形成了接收侧向力的润滑膜。因此，防止了接触表面压力达到最大接触表面压力Pa，同时降低了漏气量，并且降低了缸膛12a的磨损。(4)形成在活塞主体37中的锥形部分37f发挥了楔效应。由于楔效应，润滑剂被吸入到缸膛12a和活塞主体37之间，并且润滑膜的压力增加。润滑膜的排斥力促进活塞主体37远离缸膛12a。因此，降低了由缸膛12a和活塞主体37之间的固体间接触导致的接触表面压力，并且减少了缸膛12a的磨损。(5)导槽37k的位置设定为使得距离X和活塞长度L满足表达式0.6 < X/L < 0.8。如果导槽37k过度靠近活塞主体37的远端，则润滑不能容易地供给到整个活塞主体37。此配置防止了这种缺点。也就是说，通过将导槽37k布置在合适的位置处，使得润滑膜能够大体形成在活塞主体37和缸体12之间的整个空间上，使得缸膛12a和活塞主体37之间的接触压力减小。(6)此外，通过以上述方式设定导槽37k的位置，防止导槽37k过度靠近活塞主体37的远端。换言之，防止导槽37k过度地远离压缩室12b。因此将漏气的流动限制在活塞主体37的远侧表面37b处，使得有效地减少了流到曲柄室15的漏气量。(7)活塞主体37的后部周边部分37c形成直角。因此，活塞主体37的后部周边部分37c和缸膛12a之间的侧间隙保持为不变宽的固定值。这降低了润滑剂在活塞主体37的后部周边部分37c处大量泄漏的可能性。因此，润滑剂保持在活塞主体37和缸膛12a之间，以确保润滑膜的厚度，这降低了活塞主体37和缸膛12a之间的固体间接触的可能性。(8)冠部P不是简单地形成在活塞主体37上。相反地，全面地考虑并确定例如锥形部分37f的位置和角度以及导槽37k的位置的参数，以减少缸膛12a的磨损，并且减少流到曲柄室15的漏 气量。(9)在活塞主体37的远端处，活塞36具有倒角部分37h、与倒角部分37h连续的弓形部分37g以及与弓形部分37g连续的锥形部分37f。因此，活塞主体37的形状从远端朝向近端逐渐地改变。因此，活塞主体37的远端和缸膛12a之间的侧间隙朝向近端逐渐降低，使得当活塞36往复运动时，润滑剂可靠地吸入到侧间隙中。因此，保持了活塞主体37和缸膛12a之间的润滑膜，并且通过润滑膜的密封性能减少了泄漏到曲柄室15的漏气量。(10)锥形部分37f的锥角设定为较小的在从0.45度到1.5度的范围内，并且弓形部分37g和倒角部分37h形成了缸膛12a和活塞主体37之间的预定的空间。这使得足够量的润滑剂能够可靠地供给到锥形部分37f。当活塞36安装在缸膛12a中时，倒角部分37h也防止锥形部分37f的角部通过刮擦在缸膛12a中形成凹痕。如果漏气通过缸膛12a中的这种凹痕，则漏气量将会增加。上述实施方式防止了这种可能的缺点，因此能够可靠地控制漏气量。(11)锥形部分37f的锥角Θ I更优选地设定在从0.5度到1.3度的范围内，并且冠部P的长度E更优选地设定在从2.8毫米到3.4毫米的范围内。这些设定将漏气量减少到低于在低排量运转期间可允许的最大值的水平，并且将最大接触表面压力减少到低于不影响活塞主体37和缸膛12a的范围内的最大值的水平。上述实施方式可作如下修改。在上述实施方式中，冠部P由倒角部分37h、弓形部分37g以及锥形部分37f形成。但是，例如可以省略倒角部分37h，使得冠部P仅由弓形部分37g和锥形部分37f形成。在上述实施方式中，倒角部分37h形成了截锥，其中截锥的直径朝向活塞主体37的远端减少。但是，倒角部分37h可以形成为使得曲率半径朝向活塞主体37的远端逐渐增加。在上述实施方式中，活塞主体37的后部周边部分37c形成直角。但是，后部周边部分37c可以为弓形或锥形。
在上述实施方式中，压缩机10经由无离合器式动力传递装置从车辆发动机20接收旋转驱动力。但是，压缩机10可经由离合器型动力传递机构从车辆发动机接收旋转驱动力。因此，本实施例和实施方式被视为描述性的且非限制性的，并且本发明不受本文给出的细节的限制， 而是可以在所附权利要求的范围和等同物内作出修改。
权利要求
1.一种可变排量斜盘型压缩机，包括: 缸体，在所述缸体中形成有多个缸膛； 多个单头活塞，每个所述单头活塞容纳在一个所述缸膛中，并且每个所述单头活塞具有主体和裙部，所述裙部形成在比所述主体更靠近所述活塞的近端的位置处； 驱动轴； 斜盘，所述斜盘与所述驱动轴一体地旋转并且与所述裙部接合； 曲柄室，所述曲柄室容纳所述斜盘；以及 多个压缩室，每个所述压缩室通过相关联的活塞主体限定在一个所述缸膛中，其中所述压缩机的排量能够通过借助改变所述曲柄室中的压力而控制所述斜盘的倾斜角来控制，并且 每个活塞主体具有位于与所述压缩室对应的端部上的远侧部分， 所述压缩机的特征在于 在每个活塞的所述远侧部分中形成有锥形部分和弓形部分， 所述弓形部分与所述锥形部分的更靠近所述压缩室的端部接连， 所述锥形部分和所述弓形部分各自具有朝向所述裙部增大的直径， 所述锥形部分具有处于从0.45度至1.5度的范围内的锥角，并且所述活塞主体的远端与所述锥形部分的位于更靠近所述裙部的端部上的起点之间的距离设定在从1.5毫米到5.0毫米的范围内。
2.根据权利要求1所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 每个活塞主体具有倒角部分，所述倒角部分与所述弓形部分接连，并且 所述倒角部分位于所述活塞主体的比所述弓形部分更靠近所述压缩室的位置处。
3.根据权利要求2所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 限定有与每个活塞主体的中心轴线平行地延伸的并且位于所述活塞主体的外圆周表面上的切线，并且 所述切线与所述倒角部分的表面之间的角度设定为30度。
4.根据权利要求1所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 在每个活塞主体外圆周表面中、在比所述锥形部分更靠近所述裙部的位置处形成有导槽，并且所述导槽在圆周方向上沿着整个圆周表面延伸。
5.根据权利要求4所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 每个活塞主体中的所述导槽与所述裙部的端面之间的距离X以及所述活塞主体的整体长度L满足表达式0.6 < X/L < 0.8。
6.根据权利要求4所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 每个导槽具有大于等于0.1毫米的深度以及大于等于0.5毫米的开口宽度。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 所述锥角设定在从0.5度到1.3度的范围内。
8.根据权利要求1至6中任一项所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 所述距离设定在从2.8毫米到3.4毫米的范围内。
9.根据权利要求1至6中任一项所述的可变排量斜盘型压缩机，其特征在于 每个活塞主体的位于与 所述裙部对应的端部处的周边部分形成直角。
全文摘要
本发明提供一种可变排量斜盘型压缩机，该压缩机减少了缸膛的磨损以及漏气量。压缩机的每个活塞36具有活塞主体37，活塞主体37具有位于与压缩室相对应的端部处的远侧部分。锥形部分37f和弓形部分37g形成在远侧部分中。弓形部分37g与锥形部分37f的更靠近压缩室的端部是连续的。锥形部分37f和弓形部分37g各自具有朝向裙部36a增大的直径。锥形部分37f具有在从0.45度到1.5度的范围内的锥角。活塞主体36的远端和锥形部分37f的在更靠近裙部36a的端部上的起点T之间的距离设定在从1.5毫米到5.0毫米的范围内。
文档编号F04B27/08GK103244374SQ20131003702
公开日2013年8月14日 申请日期2013年1月30日 优先权日2012年2月1日
发明者诸井隆宏, 大林正和, 木村直文, 木本良夫, 西森规贵, 近藤靖裕, 堀英津子 申请人:株式会社丰田自动织机, 株式会社丰田中央研究所