本发明总地是涉及一种封闭型压缩机，特别是和制冷设备一起使用的一种封闭型往复活塞式压缩机的压缩机构的改进。 参考图5，来说明一般的封闭型压缩机。在冰箱，空调等设备所用的封闭型压缩机中，一台往复式压缩机包括，一个封闭的容器1，它把压缩机构2和电机3罩在里面，制冷机油4贮存在封闭容器底部。活塞6可滑动地装在压缩机构2中汽缸7的缸孔中，该活塞6在汽缸中由于转轴5的偏心部分（曲柄销）5a的偏心转动而作往复运动，该转轴传递着电机3的旋转运动，由此产生了制冷剂气体的吸气，压缩，排气。
此外，一个排气孔11配置在面对活塞6的汽缸盖8上的一个位置上，这个排气孔11是由一导阀9形成的排气阀来开启和关闭的。
这种一般的封闭型压缩机的压缩机构有一个问题，就是由在汽缸盖8中的排气孔11和当活塞达到顶部死点位置时，汽缸盖8和活塞6之间的顶部余隙形成的间隙形成了有确定容积的余隙容积。这个体积大约占理论排气量地0.5～2%，它构成了降低压缩机容积效率的一个因素，特别是排气孔11的容积约占整个余隙容积的50～60%时更是如此。
为了消除在上述先有技术中产生的余隙容积的问题，发明人在日本专利申请第3-51111号（1991年3月15日申请）中提出了一种改进方案，它包括一个形成在活塞上的凸状体并与气缸孔相匹配，因此当活塞达到顶部死点位置时，减小了余隙容积。然而，这种结构，当活塞6接近顶部死点位置时，在活塞上凸状体和缸盖排气孔11之间气流通道中流过的气流速度异常地增大了。此外，还产生异常的压力损失。因此，有必要进一步研究在凸状体和排气孔11之间所形成的气体通道。
本发明提出了避免上述现有技术中上述问题出现的方法。其目的是提供一种封闭型压缩机，该压缩机在试图采用活塞顶部的凸状体来减小余隙容积时，能够避免压力损失的增加和产生过大的气体流速带来的问题并能有效地利用具有凸状体的活塞。
达到上述目的的首要条件是降低通过排气孔的气流速度，使其达到或低于通过排气阀阀隙时的流速。第二个条件是降低压力损失到最低程度。考虑到这些条件，需要确定活塞凸状体和排气孔的形状。
当在这样的条件下确定活塞凸状体和排气孔的形状时，相应部位的尺寸比被限制成一定值。当采用不是上述确定值的比值不能满足上述条件，或者如果要满足上述条件，会在活塞凸状体和排气孔之间产生过大间隙以致不可能有效地减少排气孔的容积时。就会导致采用具有凸状体的活塞达不到预期目的的情况出现。
按照本发明，提供了一种封闭往复活塞式压缩机，它包括一个罩在一个封闭容器中的，并适于由一电机驱动来压缩制冷气体的压缩机构，该压缩机构包括一个气缸，一个在气缸中往复运动的活塞和一个气缸盖，气缸盖具有一个形成在其中的面对相应活塞顶部配置排气孔，其特征在于，该活塞具有一形成在活塞顶面上，基本上呈截头圆锥体的凸状体，并且当该活塞至少靠近其顶部死点一个位置时，该凸状体适于插入排气孔，排气孔的深度（T）尺寸基本上等于该凸状体的高度（h）并且其尺寸比d1∶d2∶d3∶d4＝1.3-1.4∶1∶1.5-1.7∶1.0-1.1和h/{（d1-d2）/2}＞h/{（d3-d4）/2}
其中d1是凸状体大处直径，
d2是凸状体小处直径，
d3是排气孔大处直径，
d4是排气孔小处直径，
由于活塞凸状体和排气孔的尺寸比是按如上指出的比值确定的，因此在排气孔处的气流速度不比在阀隙处的气流速度高，并且压力损失降到最低程度的要求通过有效地消除余隙容积的主要部份得到满足。从而显示出了具有凸状体的活塞的预期功能。
上述的以及其他目的，本发明的特性和优点，通过以下结合附图进行的讨论将变得更明显。
图1是一台本发明的往复活塞式压缩机实施例的垂直剖面图。
图2是图1所示的压缩机的活塞凸状体和排气孔放大的截面图。
图3a和3B是用来说明确定活塞，凸状体和排气孔的基本尺寸的截面图。
图4表示一转轴的曲柄旋转角度与在阀隙处气流速度及其压力损失关系的曲线图。
图5是一般的往复活塞式压缩机的垂直剖面图。
下面参照图1到图4来说明本发明的一个实施例。注意，图1到图3中与图5中标有相同标号的部位，表示与图5所示现有技术中的部位相似或相等，在下文中对这些部位的描述将被省略。
按照本发明的封闭型往复活塞式压缩机包括一个形成在活塞6顶面上的一个凸状体10，该凸状体与压缩机构2的汽缸盖8上形成的排汽孔对准。
从图2和图3可明显看出，该凸状体10是一个截头圆锥体。作为容纳这个凸状体的排气孔11是由汽缸盖8上形成的截头圆锥状通孔构成。如图2所示，凸状体10具有自活塞6顶面算起的高h，一个大直径d1和一小直径d2。另一方面，排气孔11有一由缸盖8厚度所确定的深度T，一个大直径d3和一个小直径d4。凸状体10的高度h等于或略小于排气孔11的深度T。
图3说明一种状态，即活塞在一个压缩行程中正靠近它的顶部死点，凸状体正要占据排气孔的空间。在压缩行程的这一阶段，排气阀9已经由于自活塞6，气缸7，和缸盖8之间所确定的压缩空间通过排气孔排出的排气压力作用，已从气缸外表面上的阀座上离开，由此而形成阀隙。
从活塞6的凸状体10开始进入排气孔11的时刻到达它的上死点为止的这段时间内，凸状体10外周面和排气孔的内周面之间所确定的环形气流通道13的截面积是变化的。这种变化发生的不同形式取决于活塞凸状体10的直径d1和d2以及排气孔11直径d3和d4的取值。为了消除压力损失和通过环形气流通道13时过大的气流速度，这个气体通道13截面积应当随压缩空间12的容积变小而变小。
发明人进行计算，分析了在活塞6凸状体开始插入排气孔11到活塞6运动结束到达其顶部死点为止的期间内环形通道13的截面积和压缩空间12的容积的变化。
假设t是时间和A（t）是在指定时刻t时气体通道13的截面积（参见图3B），还假设V（t）是在此时刻的排气容积（压缩空间12的容积）（参见图3A）。用t+△t表示从该时刻刚过一个短时间的时间点，在此时间点上气流通道13的截面用A（t+△t）表示，排气容积用V（t+△t）表示，此时气体通过气流通道13的瞬时排气流速，用下公式给出：
V＝ (V（t）-V（t+△t）)/(A（t）.△t) ＝ (V（t）)/(A（t）)
图4表示了以这个公式为基础的分析结果。
在图4曲线图中，横座标表示转轴的曲柄5a旋转角，纵座标表示排气速度（排气孔气体流速）和压力损失。表明采用本发明和不采用本发明（图4中以“另一实例”表示）两种情况进行比较。
在采用本发明的情况下，用来确定截头圆锥体的活塞凸状体10和排气孔的锥度的公式是h/{（d1-d2）/2}＞h/{（d3-d4）/2}。尤其当尺寸比d1∶d2∶d3∶d4被确定为等于1.36∶1.0∶1.61∶1.07时，证实气体排气流速和压力损失两者都显示出最佳值，图4中用实线表示。在另一实例中，公式是，h/{（d1-d2）/2}＜h/{（d3-d4）/2}。在这个例子中，当尺寸比d1∶d2∶d3∶d4＝1.15∶1.0∶1.21∶1.06时，通过气流通道13的排气流速被限制在小于通过阀隙的气体流速的情况是不曾出现的，这可由图4看出。此外，压力损失大于本发明损失的十倍还多。由此证明，不能采用这样的尺寸比。
尽管图4中实线表示按照所述的实例中采用的尺寸比d1∶d2∶d3∶d4＝1.36∶1.0∶1.61∶1.07产生的压力损失和排气孔流速，然而用虚线表示的范围和阴影部份实际上是更可取的。尺寸比d1∶d2∶d3∶d4最好落入1.3～1.4∶1.0∶1.5～1.7∶1.0～1.1的范围内。