滑片组件、气缸结构、压缩机和空调器的制作方法

本发明涉及空调领域，具体而言，涉及一种滑片组件、气缸结构、压缩机和空调器。

背景技术：

在转子压缩机领域，原有的压缩机采用弹簧滚子方案，会使得压缩机带液工况下的存在噪音和性能的问题。其原理是：在压缩机吸气带液时，大量的液体会冲击压缩机内部，同时液体随着压缩机压缩腔的变化会产生较大的冲击力，该冲击力会使滑片突破弹簧的力脱离滚子，甚至撞击气缸滑片槽底，同时也存在滑片与滚子相互撞击的现象。

在这样的情况下，不仅仅压缩机会产生较大的噪声，而且还会影响压缩机的功率，使压缩机制冷量产生波动，最终还会降低压缩机的寿命，这就是困扰压缩机低温制热的哒哒声问题。

此外，在转子压缩机领域，低温下制热性能的提升一直是压缩机研究的重点。通过增焓补气可以将压缩机的制热效率进行大幅提升，但是仅仅依靠增焓并不能满足压缩机极端工况下的制热能力；且国内对于带增焓的压缩机机理及表现摸索尚缺，因此普通的增焓压缩机产品应用在空调上面时并不能满足上述使用要求。

技术实现要素：

本发明的主要目的在于提供一种滑片组件、气缸结构、压缩机和空调器，以解决现有技术中的压缩机的制热能力较低的问题。

为了实现上述目的，根据本发明的第一个方面，提供了一种滑片组件，用于插设在气缸结构的滚子上并在滚子的带动下移动，滑片组件包括：主体滑片，主体滑片具有变容滑槽；变容滑片，变容滑片位置可调节地安装在变容滑槽内，变容滑片具有封堵位置和变容位置；其中，当变容滑片处于封堵位置时，变容滑片与主体滑片共同与滚子接触，以将滑片组件的相对两侧气体分隔；当变容滑片处于变容位置时，变容滑片与主体滑片之间形成用于供滑片组件的相对两侧的气体通过的变容通道。

进一步地，变容滑片可伸缩地设置在变容滑槽内，变容滑片在封堵位置和变容位置之间伸缩，以在变容滑片处于缩回状态时，使变容滑槽内形成变容通道。

进一步地，滑片组件还包括：变容弹性件，变容弹性件与变容滑片连接，以使变容滑片在变容弹性件的弹性作用下返回至封堵位置。

进一步地，变容滑片上设置有变容斜面，变容斜面用于朝向气缸结构的高压腔设置，以在高压腔内的气体压力达到预定变容压力值时，使变容滑片在变容斜面所承受的气体压力作用下朝向变容位置移动。

进一步地，滑片组件还包括：定位销，定位销位置可调节地设置在主体滑片上，以插设在变容滑片上或从变容滑片上脱离，以通过定位销将变容滑片定位在变容位置。

进一步地，滑片组件还包括：定位弹性件，定位弹性件与定位销连接，以使定位销在定位弹性件的弹性作用下与变容滑片连接。

进一步地，主体滑片上设置有变容定位孔，变容定位孔与变容滑槽连通，定位销可伸缩地设置在变容定位孔内，以插设在变容滑片上或从变容滑片上脱离。

进一步地，主体滑片上设置有变容通气孔，变容通气孔与定位销的至少部分连通，以通过向变容通气孔内通入气体推动定位销运动以使定位销与变容滑片脱离。

进一步地，变容滑片上设置有连通槽，连通槽与定位销的至少部分相对设置，以通过向变容通气孔通气使流入连通槽内的气体挤压定位销，以使定位销朝向脱离变容滑片的方向移动。

进一步地，变容滑片上设置有用于供定位销插设的变容插设槽，变容插设槽与连通槽连通。

进一步地，变容通气孔的孔心线与变容滑槽的中心线重合，变容通气孔位于变容滑槽远离滚子的一端。

进一步地，定位销包括销主体和设置在销主体端面的定位凸起，定位销通过定位凸起插设在变容滑片上。

进一步地，主体滑片具有用于插入滚子的第一插设端，变容滑片具有用于插入滚子的第二插设端；当变容滑片处于封堵位置时，第一插设端的至少部分外表面和第二插设端的至少部分外表面平齐，以使滑片组件与滚子密封连接；当变容滑片处于变容位置时，第一插设端的外表面和第二插设端的外表面错位设置，以使第一插设端和第二插设端形成变容通道。

进一步地，第一插设端的外表面包括第一弧形面，第二插设端的外表面包括与第一弧形面相匹配的第二弧形面；在变容滑片处于封堵位置时，第一弧形面与第二弧形面相平齐，以使第一弧形面和第二弧形面均与滚子接触，以对滑片组件两侧的气体进行分隔；在变容滑片处于变容位置时，第一弧形面与滚子接触，第二弧形面与滚子脱离以形成变容通道。

进一步地，第一弧形面所在的圆周面为第一圆周面，第一弧形面的圆弧长度不小于第一圆周面的圆周长度的三分之二；或者，第一弧形面的圆弧长度不大于第一圆周面的圆周长度的三分之一。

根据本发明的第二个方面，提供了一种气缸结构，包括缸体、设置在缸体内的滚子以及插设在滚子上的滑片组件，滑片组件为上述的滑片组件。

进一步地，滑片组件为上述的滑片组件，滑片组件的主体滑片的第一插设端与滚子的外壁面相接触，以在滚子转动时推动主体滑片移动。

进一步地，滑片组件为上述的滑片组件，滚子上设置有定位插设槽，滚子和滑片组件在定位插设槽和主体滑片的第一插设端的配合下铰接。

进一步地，定位插设槽的开口处设置有避让过渡部，避让过渡部用于避让滑片组件的位于变容位置的变容滑片的第二插设端。

进一步地，滑片组件为上述的滑片组件，缸体上设置有变容口，变容口用于与滑片组件的主体滑片的变容通气孔连通。

根据本发明的第三个方面，提供了一种压缩机，包括气缸结构和穿设在气缸结构上的曲轴，气缸结构为上述的气缸结构。

根据本发明的第四个方面，提供了一种空调器，包括压缩机，压缩机为上述的压缩机。

本发明中的滑片组件包括主体滑片和变容滑片，主体滑片具有变容滑槽，变容滑片位置可调节地安装在变容滑槽内，变容滑片具有封堵位置和变容位置；其中，当变容滑片处于封堵位置时，变容滑片与主体滑片共同与滚子接触，以将滑片组件的相对两侧气体分隔；当变容滑片处于变容位置时，变容滑片与主体滑片之间形成用于供滑片组件的相对两侧的气体通过的变容通道。这样，通过设置变容通道，并由系统中可控的压力控制，可以实现压缩机的变容，进而实现气缸结构是否做功。当变容通道封闭时，气缸正常做功；当变容通道开启时，气缸不做功。通过变容的形式，可以大大提高压缩机的制热能力，同时在普通工况下具有制冷量可调节、压缩机功耗小等优点，解决了现有技术中的压缩机的制热能力较低的问题。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1-a示出了根据本发明的气缸结构的第一个实施例的滚子的结构示意图；

图1-b示出了图1-a中的气缸结构的滚子的b-b剖视图；

图1-c示出了图1-b中的气缸结构的滚子的尺寸标示图；

图1-d示出了图1-c中的气缸结构的滚子的a-a剖视图；

图2-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的主体滑片的第一个视角的结构示意图；

图2-b示出了图2-a中的滑片组件的主体滑片的第二个视角的结构示意图；

图2-c示出了图2-b中的滑片组件的主体滑片的尺寸标示图；

图2-d示出了图2-c中的滑片组件的主体滑片的b-b剖视图；

图2-e示出了图2-d中的滑片组件的主体滑片的a-a剖视图；

图2-f示出了图2-a中的滑片组件的主体滑片的第三个视角的结构示意图；

图3-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片的尾部视图；

图3-b示出了图3-a中的滑片组件的变容滑片的侧视图；

图3-c示出了图3-a中的滑片组件的变容滑片的俯视图；

图4-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的定位销的结构示意图；

图4-b示出了图4-a中的滑片组件的定位销的俯视图；

图5-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时与主体滑片之间的第一视角的配合图；

图5-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时与主体滑片之间的第一视角的配合图；

图6-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时与主体滑片之间的第二视角的配合图；

图6-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时与主体滑片之间的第二视角的配合图；

图6-c示出了图6-a中的滑片组件的变容滑片的顶端所处位置图；

图6-d示出了图6-b中的滑片组件的变容滑片的顶端所处位置图；

图7-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时，滑片组件与滚子之间的配合图；

图7-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时，滑片组件与滚子之间的配合图；

图8-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件与滚子之间的拆分示意图；

图8-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件与滚子之间的组装示意图；

图9-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图9-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图9-c示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图9-d示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第四位置处的结构示意图；

图10-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图10-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图10-c示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图10-d示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第四位置处的结构示意图；

图11-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图11-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图11-c示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图11-d示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第四位置处的结构示意图；

图12-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第四种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图12-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第四种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图12-c示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第四种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图12-d示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例处于第四种运行状态时且滚子处于第四位置处的结构示意图；

图13示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容通道处于开启状态时的结构示意图；

图14示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容通道处于开启状体时的气体流向图；

图15-a示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时的结构示意图；

图15-b示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时的结构示意图；

图16示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的气缸主体与曲轴之间的拆分图；

图17示出了本发明中的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片的头部受力示意图；

图18示出了本发明中的压缩机的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置的结构示意图；

图19示出了图18中的压缩机的局部放大图；

图20示出了本发明的压缩机的气缸结构的第一个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置的结构示意图；

图21示出了图20中的压缩机的局部放大图；

图22-a示出了本发明的气缸结构的第二个实施例的滑片组件的主体滑片的结构示意图；

图22-b示出了图22-a中的主体滑片的b-b剖视图；

图22-c示出了图22-b中的主体滑片的a-a剖视图；

图23-a示出了本发明的气缸结构的第二个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时的第一个视角的结构示意图；

图23-b示出了本发明的气缸结构的第二个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时的第一个视角的结构示意图；

图23-c示出了本发明的气缸结构的第二个实施例的滑片组件的变容滑片处于封堵位置时的第二个视角的结构示意图；

图23-d示出了本发明的气缸结构的第二个实施例的滑片组件的变容滑片处于变容位置时的第二个视角的结构示意图；

图24-a示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图24-b示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图24-c示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第一种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图25-a示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图25-b示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图25-c示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第二种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图26-a示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第一位置处的结构示意图；

图26-b示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第二位置处的结构示意图；

图26-c示出了本发明中的气缸结构的第二个实施例处于第三种运行状态时且滚子处于第三位置处的结构示意图；

图27示出了本发明中的压缩机的气缸结构的第二个实施例的变容滑片处于封堵位置时的结构示意图；以及

图28示出了本发明中的压缩机的气缸结构的第二个实施例的变容滑片处于变容位置时的结构示意图。

其中，上述附图包括以下附图标记：

10、缸体；11、滚子；111、定位插设槽；112、避让过渡部；12、变容口；13、气缸排气口；14、气缸吸气进气口；15、气缸吸气口；2、滑片组件；20、主体滑片；21、变容滑槽；22、变容定位孔；23、变容通气孔；24、第一插设端；241、第一弧形面；30、变容滑片；31、变容通道；32、变容斜面；33、变容插设槽；34、第二插设端；35、连通槽；341、第二弧形面；41、变容弹性件；42、定位销；421、销主体；422、定位凸起；43、定位弹性件；50、曲轴；8、气缸滑片槽空间；61、变容分液器；62、下法兰；63、大分液器进气口；64、隔板。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

本发明提供了一种滑片组件，用于插设在气缸结构的滚子11上并在滚子11的带动下移动，请参考图1至图28，该滑片组件2包括：主体滑片20，主体滑片20具有变容滑槽21；变容滑片30，变容滑片30位置可调节地安装在变容滑槽21内，变容滑片30具有封堵位置和变容位置；其中，当变容滑片30处于封堵位置时，变容滑片30与主体滑片20共同与滚子11接触，以将滑片组件2的相对两侧气体分隔；当变容滑片30处于变容位置时，变容滑片30与主体滑片20之间形成用于供滑片组件2的相对两侧的气体通过的变容通道31。

本发明中的滑片组件包括主体滑片20和变容滑片30，主体滑片20具有变容滑槽21，变容滑片30位置可调节地安装在变容滑槽21内，变容滑片30具有封堵位置和变容位置；其中，当变容滑片30处于封堵位置时，变容滑片30与主体滑片20共同与滚子11接触，以将滑片组件2的相对两侧气体分隔；当变容滑片30处于变容位置时，变容滑片30与主体滑片20之间形成用于供滑片组件2的相对两侧的气体通过的变容通道31。这样，通过设置变容通道，并由系统中可控的压力控制，可以实现压缩机的变容，进而实现气缸结构是否做功。当变容通道封闭时，气缸正常做功；当变容通道开启时，气缸不做功。通过变容的形式，可以大大提高压缩机的制热能力，同时在普通工况下具有制冷量可调节、压缩机功耗小等优点，解决了现有技术中的压缩机的制热能力较低的问题。

面对新的工况下制热能力的提升，通过改变压缩机容量结合增焓技术成为了一种突破，通过变容的形式在增焓状态下能够大大提升压缩机制热能力，同时在普通工况下具有制冷量可调节、压缩机功耗小等优点。

变容不仅仅可以应用在制热领域，在普通家用领域可以使用简单的变容实现压缩机能力的提升同时降低功耗。在家用领域，功耗一直都是大家所关注的重点，将变容压缩机应用在空调系统中可以实现大范围的功耗降低，同时降低成本。

为了实现变容滑片30在封堵位置和变容位置之间的切换，如图5-a至图7-b所示，变容滑片30可伸缩地设置在变容滑槽21内，变容滑片30在封堵位置和变容位置之间伸缩，以在变容滑片30处于缩回状态时，使变容滑槽21内形成变容通道31。

为此，滑片组件2还包括：变容弹性件41，变容弹性件41与变容滑片30连接，以使变容滑片30在变容弹性件41的弹性作用下返回至封堵位置。优选地，变容弹性件41为弹簧。通过设置该变容弹性件41，可以比较方便地控制变容滑片30的伸缩。

在本实施例中，如图17所示，变容滑片30上设置有变容斜面32，变容斜面32用于朝向气缸结构的高压腔ph设置，以在高压腔ph内的气体压力达到预定变容压力值时，使变容滑片30在变容斜面32所承受的气体压力作用下朝向变容位置移动。

具体地，变容斜面32倾斜于变容滑槽21的延伸方向，以使变容滑片30在作用于变容斜面的气缸结构内的气体压力作用下朝向变容位置运动。

在本实施例中，如图5-a、图5-b、图7-a和图7-b所示，滑片组件2还包括：定位销42，定位销42位置可调节地设置在主体滑片20上，以插设在变容滑片30上或从变容滑片30上脱离，以通过定位销42将变容滑片30定位在变容位置。

为了实现定位销42的移动，滑片组件2还包括：定位弹性件43，定位弹性件43与定位销42连接，以使定位销42在定位弹性件43的弹性作用下与变容滑片30连接。优选地，定位弹性件43为弹簧。优选地，定位弹性件43的伸缩方向与变容弹性件41的伸缩方向垂直。

在本实施例中，如图2-d、图2-f所示，主体滑片20上设置有变容定位孔22，变容定位孔22与变容滑槽21连通，定位销42可伸缩地设置在变容定位孔22内，以插设在变容滑片30上或从变容滑片30上脱离。

此外，如图2-d至图2-f所示，主体滑片20上设置有变容通气孔23，变容通气孔23与定位销42的至少部分连通，以通过向变容通气孔23内通入气体推动定位销42运动以使定位销42与变容滑片30脱离。

具体地，如图3-b所示，变容滑片30上设置有连通槽35，连通槽35与定位销42的至少部分相对设置，以通过向变容通气孔23通气使流入连通槽35内的气体挤压定位销42，以使定位销42朝向脱离变容滑片30的方向移动。

在本实施例中，如图3-b所示，变容滑片30上设置有用于供定位销42插设的变容插设槽33，变容插设槽33与连通槽35连通。利用该变容插设槽33和连通槽35，可以比较方便地利用通入连通槽35处的气体实现对定位销42的驱动。优选地，连通槽35为三角槽。

具体地，变容通气孔23的孔心线与变容滑槽21的中心线重合，变容通气孔23位于变容滑槽21远离滚子11的一端。

本实施例中的定位销42的具体结构为：如图4-a和图4-b所示，定位销42包括销主体421和设置在销主体421端面的定位凸起422，定位销42通过定位凸起422插设在变容滑片30上。

在本实施例中，如图6-a至6-d所示，主体滑片20具有用于插入滚子11的第一插设端24，变容滑片30具有用于插入滚子11的第二插设端34；当变容滑片30处于封堵位置时，第一插设端24的至少部分外表面和第二插设端34的至少部分外表面平齐，以使滑片组件2与滚子11密封连接；当变容滑片30处于变容位置时，第一插设端24的外表面和第二插设端34的外表面错位设置，以使第一插设端24和第二插设端34形成变容通道31。

在本实施例中，第一插设端24的外表面包括第一弧形面241，第二插设端34的外表面包括与第一弧形面241相匹配的第二弧形面341；在变容滑片30处于封堵位置时，第一弧形面241与第二弧形面341相平齐，以使第一弧形面241和第二弧形面341均与滚子11接触，以对滑片组件2两侧的气体进行分隔；在变容滑片30处于变容位置时，第一弧形面241与滚子11接触，第二弧形面341与滚子11脱离以形成变容通道31。

在本发明的气缸结构的第一个实施例中，如图1至图21所示，第一弧形面241所在的圆周面为第一圆周面，第一弧形面241的圆弧长度不小于第一圆周面的圆周长度的三分之二。

在本发明的气缸结构的第二个实施例中，如图22-a至图28所示，第一弧形面241所在的圆周面为第一圆周面，第一弧形面241的圆弧长度不大于第一圆周面的圆周长度的三分之一。

本发明还提供了一种气缸结构，包括缸体10、设置在缸体10内的滚子11以及插设在滚子11上的滑片组件2，滑片组件2为上述的滑片组件。

在本发明的气缸结构的第一个实施例中，滑片组件2为上述的滑片组件，滚子11上设置有定位插设槽111，滚子11和滑片组件2在定位插设槽111和主体滑片20的第一插设端24的配合下铰接。

与传统转子式压缩机最大的区别是采用了铰接滑片和铰接滚子，与普通转子式压缩机不同，在压缩机运行时，气缸内部件的相对运动分别为：

1、曲轴相对于铰接滚子的转动和平动；

2、滚子和铰接滑片的相对摆动和平动；

3、铰接滑片相对于气缸的平动；这些运动与传统的区别主要是在1和2。

普通的转子结构曲轴和滚子间大部分是平动，少有转动；而滚子与滑片间则为转动和平动，主要体现在滚子外圆与滑片头部的滑动上。

采用铰接的形式，以滑片滚子铰接在一起代替弹簧压住滑片的结构，直接避免了滑片和滚子脱离的现象，从结构上消除噪声产生源，也解决了带液工况下液态冷媒的液击对于压缩机性能波动的影响，不仅仅已经验证在产品上，同时对于制热工况下性能的提升满足对于产品的需求。

面对压缩机带液工况下的存在噪音和性能的问题，本发明提出了铰接代替原有的弹簧滚子方案。

在本发明的气缸结构的第二个实施例中，滑片组件2为上述的滑片组件，滑片组件2的主体滑片20的第一插设端24与滚子11的外壁面相接触，以在滚子11转动时推动主体滑片20移动。

在此实施例中，通过弹簧顶住滑片，使滑片头部始终贴紧滚子，从而在曲轴的带动下气缸内能够形成两个相互分隔的腔，并通过排气口处的阀片控制排气侧的压力从而使压缩机能够对冷媒进行压缩和做功。

此方案的技术问题点在于，当压缩机处在制热工况下时，吸气带液是非常普遍的现象，当液体涌入压缩机泵体内时，曲轴带动的运动会使压缩腔内的容积变小，当压缩腔内为气态冷媒时压缩过程能够顺利进行，而当压缩腔内为液态冷媒时，对液态的压缩会导致气缸吸气侧和排气侧的压力差值过大，同时在对混合状态的冷媒进行压缩时，一部分液态冷媒会随着压缩的进行而转变为气体，同时对该混合态所处的压缩腔造成液力冲击。

因此，滑片头部会在不仅仅是压力差的作用下被压缩腔中的混合态冲开，离开滚子外圆，使两个分隔的压缩腔连通，同时巨大的冲击力还会将排气测的冷媒对吸气侧的未压缩冷媒进行混合，气缸内部压力骤增同时将滑片头部往滑片槽推。但是气缸内部混合的压力并不稳定，会使已经压进滑片槽的滑片重新在外侧压力和弹簧力的作用下重新进入气缸，撞击滚子外圆，现象伴随着曲轴的往复运动不断出现，这就是压缩机哒哒声的来源。哒哒声不仅仅会使压缩机产生较大的噪声，同时对于压缩机的制冷量和功率也会产生波动，对于压缩机的泵体零件造成很大的损伤。

在本实施例中，如图15-a和图15-b所示，定位插设槽111的开口处设置有避让过渡部112，避让过渡部112用于避让滑片组件2的位于变容位置的变容滑片30的第二插设端34。优选地，该避让过渡部112为弧形结构。

在本实施例中，如图9-a至图12-d所示，滑片组件2为上述的滑片组件，缸体10上设置有变容口12，变容口12用于与滑片组件2的主体滑片20的变容通气孔23连通。通过该变容口12，可以比较方便地向该变容通气孔23内通气，进而控制变容滑片30的运动。

本发明还提供了一种压缩机，如图18至图21、如图27以及图28所示，包括气缸结构和穿设在气缸结构上的曲轴50，气缸结构为上述的气缸结构。

本发明还提供了一种空调器，包括压缩机，压缩机为上述的压缩机。

因此，假如能够在制热压缩机上同时使用上铰接和变容，那么对于其低温制热下的性能提升将会是巨大的。面对极端环境温度下的制热能力提升要求，唯有将铰接和变容结合在增焓压缩机的基础上才能够满足。

本发明中的压缩机可以解决以下问题：

1、满足转子压缩机对于铰接工艺的使用；

2、满足压缩机对于变容的需求；

3、解决压缩机对于压缩机上同时使用铰接工艺和变容的需求；

4、解决了压缩机在极端制热情况下吸气带液时的哒哒声问题；

5、解决了压缩机在极端制热情况下对于压缩机制冷量提升的需求。

本发明中的压缩机具有如下有益效果：

1、从结构上阻止了哒哒声产生的根源；

2、压缩机能够实现铰接工艺；

3、压缩机能够实现变容；

4、压缩机能够在使用铰接工艺的情况下实现变容；

5、提升压缩机在极端制热工况下的性能和功耗，扩大压缩机的使用范围。

本发明的发明点在于：在转子压缩机中采用铰接的形式，通过在铰接滑片中增设变容通道，并由系统中可控的压力控制，实现压缩机的变容；所采用的铰接形式能够有效避免吸气带液的工况下产生的哒哒声，避免性能波动；同时，铰接和变容的结合能够扩大压缩机的使用范围，使压缩机能够满足更极端的制热工况下效率的提升，并在常规工况下降低功耗。

图1至图21为铰接变容结构的一组气缸，铰接滚子和铰接滑片通过铰接头部结合在一起，由曲轴带动进行转动，通过不断地压缩从吸气口处进入气缸的气体然后从排气口处排出，使气缸完成对冷媒的压缩。变容口与铰接滑片的滑片槽相连，铰接滑片内部有变容滑片，由变容口处的气体压力决定气缸内高压侧和低压侧的变容通道是否开启，从而决定该气缸是否做功。

图1至图21所示为铰接变容结构的气缸部件组，其中运动功能由曲轴带动滚子，滚子带动滑片实现气缸内圆的压缩腔容积变化，从而实现对压缩机内部冷媒的压缩做功。

在本发明的气缸结构的第一个实施例中，采用的铰接形式是通过铰接滑片的圆形头部铰接在铰接滚子的圆形槽上，由于铰接槽圆弧大于铰接头部圆弧的直径线，因此在不停的运动过程中铰接滚子和铰接滑片并不会因任何外力进行脱落。从而避免了上述低温制热工况下的带液冷媒对滑片头部冲击，从而导致滑片与滚子脱离产生哒哒声。

铰接滚子结构如图1-a至1-d所示，在其一个方向上拥有一个圆形槽，但该槽有开口，开口最大处不超过槽的圆直径。在图1-d中，滚子内圆有倒角，外圆无倒角。图1-a和图1-b展示的是滚子左侧的中心处有一避让槽，该槽长度与后续变容滑片高度jh2和铰接滑片中心槽长度jh1对应，jh2≤jh1≤该槽，三个尺寸间均满足间隙值在1μm～3μm之间(工艺参数设定可按照泵体油膜实际厚度确定)；该避让槽中心在滚子高度gh1中心线上，两侧对称；由于滚子采用异形槽结构，后续会分析该避让槽结构合理性。jz1为铰接槽直径，视工艺性和加工条件制定其数值，其最大不超过滚子厚度。

铰接滑片结构如图2-a至图2-f所示，图2-a和图2-b两个视图为铰接滑片的外形，可以看到图2-b上滚子头部为一圆形结构与滑片主体相接，中间有过渡圆弧及倒角，其圆弧头部的圆弧长度至少为该圆周长2/3以上；滑片尾部四周均有倒角。图2-e为图2-a和图2-b两个视图中的图2-a沿中线剖切开以便观察滑片内部结构，其内部有一宽度为jh2的槽，在尾部上有直径为tk1的通气孔；在图2-d和图2-f两个视图中展示的是图2-c沿b-b剖切后滑片轴向内部结构，其内部槽高度jh1，在沿尾部为基准面径向距离为xj1的中心线上有一销钉孔，孔径为xk1。

从图2-f中看到的是滑片外部形状，虚线内为滑片的内部空腔(或槽)，它的头部仍为上方左视图中的形状，但是由于中间掏空出了高度为jh1的槽，因此在轴向上会有一部分高度为jh1的空缺，其空缺颈处高度与原头部颈部视实际铰接滑片头部所定义，图示仅为结构展示。滑片高度hg1，长度hl1，厚度hh1，hg1≤气缸高度，差值由密封与工艺性参数定义；hl1由于该滑片布置形式需要气缸能够在滑片槽处实现平面密封，因此hl1≤气缸平面密封距离，差值由最小密封距离定义；hh1≤hc1，差值由密封与工艺性参数定义；jz2为铰接头部圆弧直径，jz1≥jz2，差值由密封与工艺性参数定义，但差值存在。

变容滑片结构如图3-a至图3-c所示，图3-c中的该滑片头部与铰接滑片头部类似，均为一部分圆弧与滑片相接，其过渡形式比铰接滑片要小，可以根据工艺性进行改进，但其与铰接滑片的头部最大的共同点为头部圆弧直径ht1与jz1和jz2相同系列，数值应与jz2相同以保证泄露量。xj2为滑片尾部至销钉避让槽的最远距离，xj2<xj1以保证变容滑片在铰接滑片内部具有可运动性，其数值视结合后的运动行程制定。

图3-a中的th2为避让弹簧的凹槽，四周有倒角结构，便于滑片的运动和弹簧的装配。图3-b中，xk2为避让销钉头部的避让槽，l×h的三角型结构在滑片底部，长度从滑片尾部到长度为xj2，其结构为倒角形式，便于加工，作用为销钉进气口，l×h各部分数值视结构参数设定。jh2为变容滑片高度，jl2为变容滑片长度，滑片除头部外的厚度应与jh2相近，差值由密封与工艺性参数定义；其尾部上整个止推面均为受力结构。

销钉结构如图4-a和图4-b所示，圆柱状销钉内有孔，方便放置销钉弹簧，其主体直径xz1与铰接滑片销孔直径xk1相近，xz1≤xk1，差值由密封与工艺性参数定义；头部直径xz2与变容滑片销钉避让槽宽xk2相近，xz2≤xk2，差值由密封与工艺性参数定义；其头部高度xl1≤变容滑片销钉避让槽深度，差值由销钉头部刚度和头部综合力决定。xl1<(hg1-jh1)/2，其中，(hg1-jh1)/2需要能够容纳下xl1+销钉弹簧极限压缩长度。整个销钉在沿放置面反方向法向上均设置结构性倒角，在装入弹簧的一面不设置结构性倒角保证密封；在图4-b中，从xz1内减去直径为xz2的圆环面则为受气体力影响的压力面，由其决定销钉开启状态。

上述三个结构(铰接滑片、变容滑片、销钉)为相互配合完成变容的关键部件，其结构上均有相关参数设定使其配合时不仅能够满足使用要求，而且在实际实验中具有可行性。铰接滑片和铰接滚子的一般连接形式见图8-a和图8-b所示，铰接滑片的圆形头部从滚子端面装入铰接滚子的铰接槽内，两者装入后单边间隙在油膜密封范围内，由曲轴进行带动时能够在吸排气侧进行分隔产生压缩腔的容积变化，其具体运行模式见图9-a至图9-d。

在图9-a至图9-d中，气缸吸气口5从分液器中吸入低压气体，在运行伊始即图9-a中，设定此时曲轴50转动角度为0°，后续顺时针转动，图9-a至图9-d的视图顺序也按照曲轴转动方向进行命名。在该图9-a中，由于铰接滑片头部由铰接滚子牢牢锁住，形成稳定的运动副，因此能够实现在曲轴带动作用下的相互运动，其相互运动包括滚子的摆动和平动、滑片平动，曲轴的转动，各运动副间为曲轴和滚子的转动副，滚子和隔板/法兰的平动副，滑片与气缸的平动副，铰接滚子圆槽处和铰接滑片圆弧处的转动副。此时，由于曲轴转动角度为0°，气缸内无分隔开的压缩腔，压缩腔低压侧pl连接气缸吸气进气口14和气缸排气口13，此时无气体压缩，从变容口12吸入的低压气体充盈整个气缸压缩腔。

当曲轴转动90°时，由于图9-a中的pl体积随着曲轴转动的减小，变为高压侧ph，若此时能够达到气缸吸气进气口14的排气压力限定值则气缸开始排气。由于铰接滚子和铰接滑片的连接作用，在图9-b中气缸内压缩腔被分隔成为低压侧pl和高压侧ph，并随着曲轴转动角度的增大pl体积增大，ph体积减小。

当曲轴转动角达到180°即图9-c的时候，ph已经达到气缸排气口13的排气压力要求值，气缸开始排气，此时pl体积也开始增大，由气缸吸气口15中吸入的气体体积增多，并继续由铰接滚子和铰接滑片形成pl和ph的分隔腔。

当图9-d的时候，曲轴转动角度达到270°，ph接近排气完成，pl继续增大从5中吸取更多的气体，当其曲轴转角最终达到360°的时候气缸完成一次排气，ph体积为0，pl达到峰值，气缸完成一次吸气。

在上述过程中，铰接滚子和铰接滑片的作用是代替弹簧滑片结构，使得滑片和滚子从连接处不可分离，实现铰接的连接形式，因此被称为铰接方案。本方案在铰接的基础上增加变容结构，其主要由滑片实施，因此称为铰接滑片变容，其具体形式见图5-a和图5-b。

在图5-a和图5-b中，其铰接滑片内部由铰接滑片、变容滑片、第一弹簧(定位弹性件43)、第二弹簧(变容弹性件41)和销钉所组成，其控制逻辑受气体压力控制，当需要实现正常气缸工作时的状态如图5-a所示，铰接滑片头部即铰接圆弧在滚子铰接槽内，而变容滑片收纳在铰接滑片长度为jh1的直槽内，使得变容滑片能够沿着该直槽所规定的方向上进行运动。变容滑片尾部由第二弹簧与铰接滑片相连，并且在弹簧常规状况下能够保证弹簧力足够使变容滑片伸出。变容滑片在轴向底部设有销钉槽，销钉可以对变容滑片进行定位。铰接滑片内部轴向上有销钉孔，由销钉孔底部孔中的弹簧与滑片外部相连，销钉在铰接滑片销钉孔内沿轴向进行运动，与变容滑片一起实现变容功能的切换。

在上述结构中，由于铰接滑片中部有槽，因此变容滑片头部必须与铰接滑片头部形状一致才能够满足铰接结构的密封与分隔作用。在图6-a至图6-d中，展示了将滑片组合进行剖切后的结构，从该视图上看，由于前期设置的变容滑片头部圆弧直径与铰接滑片头部圆弧直径相同，因此当两个滑片的圆弧面相互重合时，滑片组合结构的头部在外侧上能够形成一轴向密封的圆柱。与图8-a和图8-b中普通的铰接滚子和铰接滑片的头部功能类似，因此在此状态下能够实现图9-a至图9-d的功能；将图5-a和图5-b和图6-a至图6-d联合即表示当变容部件作用时的具体实施形式。

在图5-a和图5-b中，铰接滑片头部与滚子轮廓相接，此时由于铰接滑片头部圆弧被铰接滚子的圆槽所铰合，因此此时无论内部变容滑片运动状态为何，铰接滑片都可以与铰接滚子实现图9-a至图9-d中的运动功能(单指铰接滑片)。

如图5-a和图5-b中所示，在铰接滑片(主体滑片)内部的变容滑片可以在设定的滑片槽中直线运动，并通过变容滑片尾部的第二弹簧(变容弹性件41)防止变容滑片撞击铰接滑片内部。

其中，该第二弹簧(变容弹性件41)作为连接件，作用是：

1、使变容滑片在弹簧正常压程上使其销钉槽结构有大于等于kq的行程；

2、保持变容滑片顶住铰接滚子异形槽所需作用力；

3、当变容滑片在外部的销钉头部进入销钉槽后保持该状态在铰接滑片的整体运动中不变动。

因此，第二弹簧(变容弹性件41)的弹性系数k2直接影响到变容部件的开启灵敏度及可靠性。

图示中的第一弹簧(定位弹性件43)的一端连接销钉(定位销42)尾部的沉孔，一端连接铰接滑片底部的下部作用面，为了保证其可靠性可以通过在弹簧(定位弹性件43)的下方增设与销钉孔直径对应的垫片，并使垫片具有与滑片相近的滑动系数，使得在滑片运动过程中实现第一弹簧的稳定。其作用形式是当变容滑片在径向方向上脱离滚子行程为kq时，销钉头部在弹簧力的作用下进入变容滑片的销钉槽，并顶住变容滑片，使变容滑片操持此状态。此处第一弹簧的弹性系数k1只与气体作用在销钉上平面的力有关，使其开启的关键值只与左视图中从通气孔处进入的高压气体压力值有关，其具体式如下：

k1×xl1≥pa×π×(xz1/2-xz2/2)²

其中pa即此时通气孔内气体压强。

上述过程中，区分左右视图的关键在于铰接滑片尾部的通气孔所通气体为高压气体或低压气体，且其状态区别为滑片组合中的变容通道是否开启。

当铰接滑片尾部受到高压气体力的作用，气体进入通气孔时对变容滑片尾部施加气体力，与弹簧的压力方向相同，使变容滑片在两个同方向作用力下向沿同方向滑动，直至到达铰接滑片头部所能达到的最大行程，即铰接滑片头部圆弧中心和变容滑片头部圆弧中心重合，轴向剖视状态即图5-a所示，径向剖视状态即图6-a左视图。此时，由于变容通道关闭，铰接滑片和变容滑片在整体上即为一个整体，此时气缸能够如图9-a至图9-d形式完成压缩功能，气缸做功。

当铰接滑片尾部通入低压气体，通过铰接滑片通气孔进入变容滑片尾部气体力的方向虽然与弹簧力方向相同，但是在变容滑片头部有一反向力能够克服气体力和弹簧力使变容滑片头部往气体力反方向运动，当运动行程为kq时，销钉在弹簧力作用下头部顶入变容滑片的销钉槽，此时低压气体力在销钉的轴向上无法克服弹簧的作用力，销钉保持顶出状态，并使变容滑片保持在销钉的定位作用下保持相对位置静止，此时整个滑片组件内部所有零件静止，变容通道开启，轴向剖视状态即图5-b所示，径向剖视状态即图6-b所示。此时，变容通道开启，高压侧的气体能够通过变容通道进入低压侧，气缸内无分隔作用，气缸不做功，以上即为气缸组件变容状态分解。

上述过程中的图5-b和图6-b状态是由于变容滑片头部被径向力推进铰接滑片槽内，该径向力来自气缸内的高压气体作用力。在变容滑片头部的斜坡上承载着随曲轴转动带动压缩的气体所产生的气体力，由于整体受力只有一个可使滑片产生运动的面，因此将此时气体压力设置为高压，其变容滑片头部受力如图17所示。气体力作用于力fp方向，在其两侧的力ft和fr为fp在x和y方向上的分力，此刻滑片整体x方向上力不做功，由y方向上的fr和滑片尾部的弹簧力及滑片尾部的气体力做功，决定其工作状态。

当变容滑片开启时，即受前端气体力向图示y方向运动时，此刻运动式如下：

fr≥k2×kd1+pa×jh2×jh2

上述运动式中jh2为变容滑片厚度，pa为此时铰接滑片通气孔中气体压强；此时，滑片在fr力作用下沿y轴反方向运动，直至运动行程kd1时销钉在此刻气体力pa的作用下顶入变容滑片销钉槽内，该滑片组件的变容通道稳定开启，并且不会随着fr的变化而产生相对运动，运动状态保持，直至气体力pa变化为止。

当气体力pa足够大时，上述状态将会被打破，此时两个运动部件的运动时如下：

k1×xl1≤pa×π×(xz1/2-xz2/2)²

fr≤k2×kd1+pa×jh2×jh2

此时，销钉上受力面将会被气体力压会销钉槽，此时变容滑片会在气体力pa的作用下压至图5和图6左视图状态，此时变容通道稳定关闭，变容滑片头部气体分力fr数值上不足以使滑片回复到上述变容状态开启时的状态，因此，变容通道稳定关闭。

由上述运动式可见，变容通道开启的关键参数不仅仅与铰接滑片尾部通气孔处通入的气体力压强值pa有关，也与变容通道开启时变容滑片头部所受的气体力有关，其滑片组件的控制逻辑如下：

逻辑1：当滑片组件的状态为图5-a和图6-a中所示，变容通道需要开启时，滑片通气孔内压强值pa变为低值，此时由于fr≥k2×kd1+pa×jh2×jh2，滑片头部气体分力fr能够推动变容滑片在铰接滑片槽内运动，其行程为kd1时，变容滑片的销钉槽到达销钉开启位置kd，并由于此时k1×xl1≥pa×π×(xz1/2-xz2/2)²，因此，销钉在弹簧力作用下头部进入变容滑片销钉槽内，此时滑片组件的运动状态就会随着pa阈值不破坏上述关系式而保持不变，因此变容通道kq开启，滑片组件保持变容状态。

逻辑2：当滑片需要从逻辑1的状态切换回非变容状态时，铰接滑片通气孔处压强值pa发生改变，达到破坏上述运动式的阈值，即k1×xl1≤pa×π×(xz1/2-xz2/2)2，fr≤k2×kd1+pa×jh2×jh2，此状态下气体通过预留在变容滑片尾部形状为h×l，长度为xj2的三角槽进入销钉受力面，气体力压着销钉克服弹簧力向轴向运动xl1，销钉头部被压出变容滑片运动轨道外，使变容滑片能够在气体力pa的作用下压出kd1，并在合力作用下保持该运动状态不变，滑片组件回到逻辑1开始时的状态。

注：上述运动式及运动过程中重力和摩擦力均忽略不计，实际情况需要加上重力和摩擦力的影响。kd1＝yd＝kq，其中yd就是变容通道稳定开启时变容滑片和铰接滑片头部圆弧中心距离。气体可以通过预留在变容滑片尾部形状为h×l，长度为xj2的三角槽进入销钉受力面，并作用于销钉的头部以下环形面。

因此，在变容通道开启时，原本由铰接滚子和铰接滑片分隔开的高压腔和低压腔可以通过变容通道相互流通，其主要作用是气体从高压侧进入低压侧，如图14所示。上述提到的逻辑1开启变容通道瞬间，气体力fp决定其开启力fr，因此此时对整个气缸组件的状态限定如图13所示。当曲轴带动逻辑2的组件进行顺时针转动时，当旋转角为一定值时ph侧的高压达到上述运动式fr≥k2×kd1+pa×jh2×jh2的阈值，此时图中kd角度即为开启变容通道的开启角，气体流向如图14及图13中的箭头所示，气缸中高压腔和低压腔连通，气缸不做功，此刻即为变容通道的开启状态，自曲轴转过该kd角度后一直至气缸滑片槽空间8内所通气体pa未达到破坏上述逻辑2的阈值之前，该气缸的不做功状态就会一直被保持。

在图7-a和图7-b展示的是曲轴带动滚子和滑片时沿轴向的剖面图，图7-a和图7-b的区别是图7-b中变容通道31打开了，而两种视图与上述状态的限定一致，分别是图5-a、图5-b和图6-a、图6-b的延伸。

在图7-a和图7-b中可以看到，变容通道31未开启前，变容滑片和铰接滑片能够稳定地密封住高低压腔中间的变容通道；而当变容通道31开启时，由滑片各部件的限定作用又能够保证变容通道的稳定开启，高低压腔间能够以变容通道进行压力交换，实现该气缸的不做功，实现变容。

在上述中，铰接滑片尾部通气孔的气体压强pa是控制其变容通道是否开启的因素之一，但其气体压强来源不仅仅与滑片有关。

在图10-a至图10-d中，随运行顺序进行挑选，铰接滑片(主体滑片20)的尾部通气孔(变容通气孔23)与气缸滑片槽空间8连通的，不仅如此，气缸滑片槽空间8连通的还有变容口12。当气体通过图18中的变容分液器61进入到变容口12后，其气体压强连通包括上述变容口12、气缸滑片槽空间8、变容通气孔23的空间，所述的空间均通过系统接入变容分液器61中的气体压力pa进行调节，从而实现从压缩机外部进行控制变容状态。

在图10-a中是当变容通道未开启即变容口12中通的是高压气体时，整个气缸组件的运动状态，由图10-a至图10-d的图为曲轴顺时针运动的各个状态。由于变容通道在运行过程中不开启，因此高低压腔pl和ph不会连通，该气缸能够在曲轴的带动作用下进行正常地吸气与排气，该气缸做功。需要重点注意的是，该气缸与普通弹簧式的气缸的区别在于气缸滑片槽空间8的空间是需要通过隔板或法兰进行平面密封，而变容口12的进气口结构类似于气缸吸气口15的结构，不再有孔进行加工定位。并且，由于平面密封对气缸滑片槽空间8的影响。因此，对于滑片的长度必须以运行至图10-a的状态时滑片尾部还留有2～3mm距离为极限值。并且由于气缸滑片槽空间8处需要通过平面密封保证其可靠性，气缸可以采用在气缸吸气口15和变容口12处均无台阶面形式，可以大大加长滑片的长度并且保证平面密封的距离有可靠性，图示结构仅对原理进行说明。

与图10-a至图10-d不同的是图11-a至图11-d，其主要区别为图11-a至图11-d中的变容通道31始终开启，pl侧和ph侧的气体通过变容通道可以自由流通，此时不论曲轴如何运动该气缸均无排气也无吸气。因此，该状态对应的就是控制逻辑1中变容通道31开启后的稳定状态。

图12-a至图12-d展示的是控制逻辑1中的变容通道开启过程，沿运行顺序图12-a中此时曲轴转角为0°，气缸内充盈的全部都是从吸气口处进入的低压气体pl，此时滑片组内的结构状态未改变。图12-b和图12-c也与图12-a类似，在曲轴未达到图13中的开启角度kd时滑片组的内部状态均不会发生改变，变容通道始终未开启。

当由图12-c至图12-d时，曲轴转动角大于kd所限定的角度，因此在气缸内部气体力的作用下和变容口气体力的作用下使变容滑片实现控制逻辑1中变容通道开启的状态后，气缸组件便以图12-d的状态进行运动，其之后的运动模式就与图11-a至图11-d一致，变容通道31一直开启，气缸不做功。

图10-a至图10-d、图11-a至图11-d和图12-a至图12-d表示的区别是变容通道未开启、变容通道已稳定开启和变容通道正在开启过程的三种不同气缸组件运动状态，在外部对通入变容口12中的气体压力pa进行调节就可以使气缸在三种状态中进行切换，并且在压力pa在一定阈值内波动时气缸的运动状态均能够保持稳定，因此对于系统中的控制要求较低，控制逻辑简单，可靠性较强并且工艺性较好。

由于变容滑片会在径向上退回一定的距离，因此在滚子的铰接槽中部设有一部分与变容滑片所处位置相对应的规避槽，如图15-a和图15-b为当铰接滑片组在运行状态下时该规避槽对运行的影响。从图15-a中看到的是变容通道31开启时，变容滑片向径向缩回一定距离，因此当曲轴在旋转到一定角度时原本的铰接槽(圆形)会与该变容滑片进行碰撞，进而导致运动部件失效；通过增设该避让槽，可以在该视图中看到即使曲轴带动的铰接滚子运行角度最大时，缩进的变容滑片并不会与铰接滚子发生碰撞。图15-b中展示的是变容通道关闭时规避槽与变容滑片的运动状态，由于规避槽本质上是将原本的铰接槽开口扩大一部分，因此一定会对变容滑片部分的密封距离产生影响，可以看到通过大圆角的形式，即使在滚子相对于滑片的最大运行角度位置，该密封距离也依然能够保持一定的密封距离，避免机械形式的失效。因此，图15-a和图15-b是对变容滑片的外部存在的结构说明。

图16中展示气缸与曲轴的结构，其中与量产有区别的是气缸的滑片槽平面密封距离mj1和增设的变容吸气口，其余均可以沿用量产的设计，对于热泵类以及三缸类转子压缩机的结构通用性极佳，可以在已有的量产机型上直接使用，甚至可以原本的压缩机改变类型。

如图18，该压缩机原本只是一台双缸压缩机，通过对其下气缸进行更换为铰接变容结构，同时在壳体上对应增设变容吸气口和变容分液器支架，就可以实现一台简单的变容压缩机，其成本远低于在新机型上采用此结构，因此对于技术推广以及能效提升以及性能提升具有较大意义。

图19与图20即展示的是在上述变更为变容压缩机的内部具体的实施形式，通过将气缸、滚子和滑片更换为上述变容气缸、铰接滚子和铰接滑片组件，该部件所在的气缸就可以通过变容分液器中通入的气体压力pa进行调节，通过pa值决定变容通道是否开启。而两个图中的内部区别只有当变容分液器61中通入高压气体时，变容通道关闭，此时气缸正常工作，即图19；当变容分液器61中通入低压气体时，变容通道开启，此时气缸不工作，即图20。变容气缸内部的所有部件运动情况与上述所述相同，该方案可行性极强。

此外，压缩机还包括下法兰62、大分液器进气口63和隔板64。

不仅仅局限于上述所举例子，由于其非常高的可靠性和极佳的可行性，当其运用在组合于增焓及铰接的压缩机时就可以创造出双缸变容、三缸铰接变容、多缸铰接变容、双级转单缸等等新型压缩机，对于压缩机的整体性能提升和工艺提升都有很大的帮助，该技术结合增焓和铰接可以克服在三缸压缩机极端工况中的吸气带液产生的“哒哒声”现象，不仅仅改善噪声，同时提升他的可靠性和性能，对于我们公司的压缩机产品线拓宽极为有利。

不同于普通的弹簧式结构，由于采用的是铰接结构，因此对于压缩机的哒哒声所具有的改善作用远远大于传统工艺更改带来的改善，因此可以基本从根源上解决压缩机的哒哒声问题。同时结构工艺性较好，所需部件简单，因此对于压缩机的工艺要求也有所降低，对于公司产品线质量的提升具有重要意义。

由于从此结构中可以衍生出更具性能比的压缩机形式，结合铰接和增焓的特性能够在极端制热工况下大幅提升性能并解决困扰转子压缩机领域很久的哒哒声，此发明对于工艺性和质量控制也有着很好的支持，其结构简单，控制逻辑明了，易于实施并且可靠性较好，适用于转子压缩机的很多结构，便于推广和实施。

此外，可以对上述实施例做出如下变形：

1、可以将铰接滑片内部的销钉孔置于铰接滑片槽之上；此时，弹簧弹性系数需要减弱；

2、可以将变容滑片的圆弧侧改成半圆加直线侧，减小圆弧面但依旧保留密封功能；这样便于加工变容滑片；

3、变容滑片三角槽直接两边打通，改成圆点支撑；这样，可以方便对变容滑片的平面进行加工；

4、取消变容滑片尾部的弹簧避让槽；此时，滚子铰接槽不用再预留避让槽，方便一次成型。

从以上的描述中，可以看出，本发明上述的实施例实现了如下技术效果：

本发明中的滑片组件包括主体滑片20和变容滑片30，主体滑片20具有变容滑槽21，变容滑片30位置可调节地安装在变容滑槽21内，变容滑片30具有封堵位置和变容位置；其中，当变容滑片30处于封堵位置时，变容滑片30与主体滑片20共同与滚子11接触，以将滑片组件2的相对两侧气体分隔；当变容滑片30处于变容位置时，变容滑片30与主体滑片20之间形成用于供滑片组件2的相对两侧的气体通过的变容通道31。这样，通过设置变容通道，并由系统中可控的压力控制，可以实现压缩机的变容，进而实现气缸结构是否做功。当变容通道封闭时，气缸正常做功；当变容通道开启时，气缸不做功。通过变容的形式，可以大大提高压缩机的制热能力，同时在普通工况下具有制冷量可调节、压缩机功耗小等优点，解决了现有技术中的压缩机的制热能力较低的问题。

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