旋转斜盘式压缩机.pdf

本发明涉及一种旋转斜盘式压缩机，其能够在驱动轴高速旋转时实现卓越的滑动特性，并能够在驱动轴低速旋转时实现较高的制冷能力。根据本发明的旋转斜盘式压缩机包括用于在曲柄室(24)和吸入室(20)之间连通的释放通道(62)。释放通道包括连通至曲柄室中润滑油量较大的富油区域的第一通道(12b、12c、62、66、68、18a)和连通至曲柄室中润滑油量较小的贫油区域的第二通道(64、68、18a)。旋转斜盘式压缩机包括阀机构(70)，随着驱动轴(16)转速的增大，阀机构增大第一通道相对于释放通道的开启比率，并且随着驱动轴(16)转速的降低，阀机构增大第二通道相对于释放通道的开启比率。

1.  一种旋转斜盘式压缩机，包括：
壳体，其包括缸膛、吸入室、排放室和曲柄室，
驱动轴，其由所述壳体支撑以便在所述曲柄室中旋转，
旋转斜盘，其在所述曲柄室中支撑在所述驱动轴上，
活塞，其容纳在所述缸膛中以往复运动，
运动转换机构，其设置在所述旋转斜盘和所述活塞之间以便将所述旋转斜盘的摇摆运动转换成所述活塞的往复运动，和
释放通道，其用于在所述曲柄室和所述吸入室之间提供连通，
所述压缩机的特征在于，
所述释放通道包括第一通道，其连通至所述曲柄室中润滑油量较大的富油区域，并且
设置有阀机构，随着所述驱动轴转速的增大，所述阀机构增大所述第一通道相对于所述释放通道的开启比率。

2.  如权利要求1所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述释放通道包括第二通道，其连通至所述曲柄室中润滑油量较小的贫油区域，并且
随着所述驱动轴转速的减小，所述阀机构增大所述第二通道相对于所述释放通道的开启比率。

3.  如权利要求2所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述阀机构设置在所述第二通道上，所述阀机构基于离心力进行操作。

4.  如权利要求3所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述释放通道包括：
第一孔，其形成在所述驱动轴上沿径向延伸并构成所述第一通道的一部分；
第二孔，其形成在所述驱动轴上沿所述径向延伸并构成所述第二通道的一部分，
连通孔，其形成在所述驱动轴上沿轴向延伸以便在所述第一孔和所述第二孔之间提供连通并构成所述第一通道的一部分，和
流出孔，其形成在所述驱动轴上沿所述轴向延伸以便将所述连通孔连通至所述吸入室并构成所述第一通道和所述第二通道的一部分。

5.  如权利要求4所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二孔径向地贯穿所述驱动轴，
所述第二孔包括开度调节口、第一开口和第二开口，其中，所述开度调节口连通至所述流出孔，所述第一开口连通至所述开度调节口以便在所述开度调节口的一个端侧开启，所述第二开口连通至所述开度调节口以便在所述开度调节口的另一个端侧开启，
所述阀机构包括阀体、质量体、连杆和弹簧，所述阀体相对于所述驱动轴的轴线朝所述第一开口定位并开启和封闭所述第一开口，所述质量体相对于所述驱动轴的轴线朝所述第二开口定位并根据所述驱动轴的旋转而移动，所述连杆连接所述阀体和所述质量体使得所述阀体能够随所述质量体移动，并且所述弹簧沿开启所述第一开口的方向偏压所述阀体。

6.  如权利要求5所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二孔包括阀座、第一径向孔和第二径向孔，所述阀体坐置在所述阀座上，所述第一径向孔从所述开度调节口延伸并在所述第一开口处通过所述阀座连通至所述曲柄室，所述第二径向孔形成为具有与所述第一径向孔的直径大致相同的直径，并且所述第二径向孔从所述开度调节口沿与所述第一径向孔相对的方向延伸到所述驱动轴的外周用于在所述第二开口处与所述曲柄室连通，并且
其中所述阀体接收在所述第一径向孔中，所述质量体接收在所述第二径向孔中，以便能够改变所述开度调节口的开度。

7.  如权利要求6所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述阀机构设置成具有如下特征：当所述阀体朝所述阀座移动时所述驱动轴的转速高于当所述阀体移动远离所述阀座时所述驱动轴的转速。

8.  如权利要求4所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二孔包括开度调节口和第一开口，所述开度调节口连通至所述流出孔，所述第一开口连通至所述开度调节口以便在所述开度调节口的一个端侧开启，并且
所述阀机构包括阀体、第一弹簧和第二弹簧，所述阀体接收在所述第二孔中，所述第一弹簧朝所述第一开口偏压所述阀体，并且所述第二弹簧朝所述开度调节口偏压所述阀体。

9.  如权利要求8所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二弹簧的偏压力f2与所述第一弹簧的偏压力f1之间的差设定为至少为m·Rmin·ω²且至多为m·Rmax·ω²，
其中m表示所述阀体的质量，Rmin表示所述驱动轴的最小转速，Rmax表示所述驱动轴的最大转速，并且ω表示所述驱动轴的转速，在该转速下，所述阀体封闭所述第二孔。

10.  如权利要求4所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述旋转斜盘被支撑为其倾角能够改变，
接收压缩反作用力的凸耳板固定于所述驱动轴以便能够整体旋转，
所述壳体形成有导油路径，所述导油路径在所述壳体和所述凸耳板之间从所述曲柄室的外周区域延伸，并且
所述第一孔连通至所述导油路径。

11.  如权利要求10所述的旋转斜盘式压缩机，其中设置有轴密封装置，以便在所述壳体和所述驱动轴之间提供密封，并且
所述第一孔在设置有所述轴密封装置的位置处连通至所述导油路径。

12.  如权利要求10所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二孔包括开度调节口、第一开口和第二开口，所述开度调节口连通至所述流出孔，所述第一开口连通至所述开度调节口以便在所述开度调节口的一个端侧开启，并且所述第二开口连通至所述开度调节口以便在所述开度调节口的另一个端侧开启，
所述凸耳板包括铰接部分，所述铰接部分以可倾斜的方式支撑所述旋转斜盘，并且
所述第二开口相对于所述驱动轴的轴线定位在与所述铰接部分相对的侧面。

13.  如权利要求10所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述第二孔包括第一引入孔和第二引入孔，所述第一引入孔设有所述阀机构，所述第二引入孔设有附加阀机构，并且
其中所述阀机构基于所述驱动轴的转速开启和封闭所述第一引入孔，并且所述附加阀机构基于所述旋转斜盘的倾角开启和封闭所述第二引入孔。

14.  如权利要求13所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述驱动轴设有套筒，随着所述旋转斜盘倾角的变化，所述套筒沿所述驱动轴的轴向移动，并且所述第二引入孔位于所述套筒移动的范围内，由此根据所述套筒的移动而改变所述第二引入孔的开度。

15.  如权利要求13所述的旋转斜盘式压缩机，其中当所述旋转斜盘相对于垂直于所述驱动轴的假想面的倾角小时，所述第二引入孔的开度减小。

16.  如权利要求3所述的旋转斜盘式压缩机，其中接收压缩反作用力的凸耳板固定于所述驱动轴并与所述驱动轴整体旋转，
在所述凸耳板的内周侧形成有通孔，所述通孔形成所述第二通道的一部分，并且
所述凸耳板设有阀机构，随着所述驱动轴转速的增大，所述阀机构减小所述通孔的开度，并且随着所述驱动轴转速的降低，所述阀机构增大所述通孔的开度。

17.  如权利要求16所述的旋转斜盘式压缩机，其中所述阀机构包括簧片型阀体，其通过自身的弹力接近所述驱动轴的轴线并通过离心力克服所述弹力而移动远离所述驱动轴的轴线。

18.  如权利要求1所述的旋转斜盘式压缩机，还包括油分离器、存储室和回油通道，所述存储室容纳所述油分离器并将润滑油从所述排放室中的制冷剂气体分离以存储分离的油，所述回油通道将所述存储室连接至所述曲柄室用于将所述油返回到所述曲柄室。

19.  如权利要求18所述的旋转斜盘式压缩机，其中在所述回油通道上形成有节流阀。

20.  如权利要求19所述的旋转斜盘式压缩机，还包括供应通道和排量控制阀，所述供应通道将所述排放室连通至所述曲柄室，所述排量控制阀设置在所述供应通道上以便能够调节所述曲柄室中的压力，并且
其中，所述回油通道限定了所述供应通道的一部分，并且所述节流阀设置在所述排量控制阀中。

旋转斜盘式压缩机
技术领域
本发明涉及一种旋转斜盘式压缩机。
背景技术
JP-A-10-54350公开了一种常规的旋转斜盘式压缩机。该旋转斜盘式压缩机包括由前壳体、缸体和后壳体构成的壳体，并且壳体中限定了多个缸膛、吸入室、排放室和曲柄室。前壳体在曲柄室中以可旋转的方式支撑驱动轴，驱动轴的一端从前壳体露出。旋转斜盘在曲柄室中由驱动轴支撑以改变其倾角。活塞以往复运动的方式接收在相应的缸膛中。在旋转斜盘和相应的活塞之间设有多对前侧滑瓦和后侧滑瓦，用于将旋转斜盘的摇摆运动转变为相应活塞的往复运动。供应通道在排放室和曲柄室之间提供连通，并在供应通道上设有排量控制阀以调节曲柄室中的压力。
而且，在所述旋转斜盘式压缩机中，驱动轴形成有将曲柄室连通至吸入室的释放通道。该释放通道包括径向延伸的第一径向孔和轴向延伸且将第一径向孔连通至吸入室的流出孔。
进一步地，在所述旋转斜盘式压缩机中，在驱动轴上设有阀机构。该阀机构随着驱动轴旋转速度的增加而减小释放通道的开度，并随着驱动轴旋转速度的降低而增大释放通道的开度。
旋转斜盘式压缩机与冷凝器、膨胀阀和蒸发器一起构成制冷回路，该制冷回路用在车用空调设备中。在所述旋转斜盘式压缩机中，排量控制阀基于吸入室中的压力或制冷剂气体的流速来调整曲柄室中的压力，以改变旋转斜盘相对于驱动轴的角度，从而改变压缩机的排量。
并且，在所述旋转斜盘式压缩机中，当车辆高速行驶时，随着驱动轴旋转速度的增加释放通道的开度减小，使得特别是，在压缩机处于高速旋转且具有较大排量的状态时，通过逐渐增大曲柄室中的压力以减小排量能够实现压缩机负载的降低。相反，在所述旋转斜盘式压缩机中，当车辆低速行驶时，随着驱动轴旋转速度的降低释放通道的开度增大，由此，通过逐渐降低曲柄室中的压力以增大排量能够实现所需要的制冷能力。
发明内容
本发明解决的问题
在旋转斜盘式压缩机中，当驱动轴以高速旋转时，在例如缸膛和活塞之间、旋转斜盘和相应的滑瓦之间等的滑动部分中需要对滑动特性进行改进。并且，当驱动轴以低速旋转时，需要减少与制冷剂气体一起排放至旋转斜盘式压缩机外部的外部制冷回路的润滑油量，以获得较高的制冷能力。
本发明的目的是提供一种旋转斜盘式压缩机，它能够在驱动轴以高速旋转时实现卓越的滑动特性，并能够在驱动轴以低速旋转时实现较高的制冷能力。
解决问题的手段
在旋转斜盘式压缩机中采用与润滑油混合的制冷剂气体。根据由本发明的发明人实施的试验，在旋转斜盘式压缩机的曲柄室中存在富油区域和贫油区域，在富油区域中，包含在制冷剂气体中的润滑油量较大，在贫油区域中，包含在制冷剂气体中的润滑油量较小。例如，富油区域存在于曲柄室的外周区域中，贫油区域存在于曲柄室的内周区域，即远离曲柄室的壁面的区域。这是因为在曲柄室中旋转斜盘与驱动轴一起旋转，并且通过离心力迫使润滑油朝曲柄室的外周区域移动。并且，润滑油在曲柄室内靠近缸膛的区域中大量存在。
本发明提供了一种旋转斜盘式压缩机，包括：壳体，其包括缸膛、吸入室、排放室和曲柄室；驱动轴，其由所述壳体支撑以便在所述曲柄室中旋转；旋转斜盘，其支撑在所述驱动轴上并设置在所述曲柄室中；活塞，其容纳在所述缸膛中以往复运动；运动转换机构，其设置在所述旋转斜盘和所述活塞之间以便将所述旋转斜盘的摇摆运动转换成所述活塞的往复运动；和释放通道，其用于在所述曲柄室和所述吸入室之间提供连通，所述压缩机的特征在于，所述释放通道包括第一通道，其连通至所述曲柄室中的润滑油量较大的富油区域，并且其特征还在于设置有阀机构，随着所述驱动轴转速的增大，所述阀机构增大所述第一通道相对于所述释放通道的开启比率。
在根据本发明的旋转斜盘式压缩机中，当驱动轴以高速旋转时，阀机构增大第一通道相对于整个释放通道的开启比率。因此，曲柄室中的包含大量润滑油的制冷剂气体倾向于通过第一通道朝吸入室移动。因此，曲柄室中的润滑油量变得适中，由此旋转斜盘不会搅动太多的润滑油，以致减少了润滑油由于剪切所产生的热量，并防止了油粘度降低。因此，良好地润滑了滑动部分。并且，从外部回路返回的制冷剂气体包含大量润滑油，并且良好地润滑了缸膛和活塞之间的滑动部分。此外，尽管此时包含在制冷剂气体中的排至外部回路的润滑油量增加，但由于活塞以高速往复运动，因此制冷能力不会产生问题。
并且，在所述旋转斜盘式压缩机中，当驱动轴以低速旋转时，阀机构减小了第一通道相对于整个释放通道的开启比率。因此，曲柄室中的包含在大量润滑油的制冷剂气体倾向于不通过第一通道移动至吸入室。因此，包含在制冷剂气体中的排到外部制冷回路的润滑油量降低，获得了较高的制冷能力。此外，尽管此时大量润滑油保留在曲柄室中，但旋转斜盘以低速搅动润滑油，以致润滑油的粘度并不降低太多，并且润滑油的温度略微升高。因此，仍旧良好地润滑了滑动部分。
因此，当驱动轴以高速旋转时，根据本发明的旋转斜盘式压缩机可实现卓越的滑动特性，并在驱动轴以低速旋转时，可实现较高的制冷能力。
此外，在JP-A-10-54350中公开的旋转斜盘式压缩机中，释放通道仅包括单个通道，该通道形成在驱动轴上并由第一径向孔和流出孔构成，第一径向孔仅在驱动轴的外周连通至曲柄室。因此，在所述旋转斜盘式压缩机中，不能将曲柄室中的润滑油通过释放通道过多地移动到吸入室，因为释放通道仅通向驱动轴附近的贫油区域。并且，尽管JP-A-62824公开了一种旋转斜盘式压缩机，它包括释放通道和阀机构，该释放通道与JP-A-10-54350中公开的相同，并且阀机构开启和封闭释放通道，但阀机构根据旋转斜盘的倾角改变释放通道的开度，由此不能获得本发明的功能和效果。
根据本发明的旋转斜盘式压缩机可以是不改变旋转斜盘倾角的固定排量型压缩机或者是改变旋转斜盘倾角的可变排量型压缩机。
并且，在根据本发明的旋转斜盘式压缩机中，释放通道足以将曲柄室连通至吸入室。释放通道可以是将曲柄室通过例如连通至吸入室的吸入通道间接连通至吸入室的释放通道，以及将曲柄室直接连通至吸入室的释放通道。释放通道能够包括第一通道，或可包括另一个通道。
第一通道连通至润滑油量较大的区域中的任一个。通过与其它区域相比，确定存在大量润滑油的区域。
此外，根据本发明的旋转斜盘式压缩机可采用各种阀机构，只要它们根据转速移动即可。例如，能够利用旋转传感器来检测转速，利用加速度传感器来检测离心力，并采用利用电磁线圈的阀机构，其中电磁线圈基于传感器的信号电磁移动。并且，能够采用机械阀，其中通过离心力移动质量体并致动阀体。
在根据本发明的旋转斜盘式压缩机中，阀机构不限于单个，而是可以是多个，只要可以改变第一通道相对于释放通道的开启比率即可。
所述释放通道可包括第二通道，其连通至所述曲柄室中的包含在制冷剂气体中的润滑油量较小的贫油区域。随着驱动轴转速的增大，阀机构可增大第一通道相对于整个释放通道的开启比率，随着驱动轴转速的减小，阀机构可增大第二通道相对于整个释放通道的开启比率。
在这种情况下，当驱动轴以高速旋转时，阀机构增大第一通道相对于释放通道的开启比率，并减小第二通道相对于释放通道的开启比率。并且当驱动轴以低速旋转时，阀机构减小第一通道相对于释放通道的开启比率，并增大第二通道相对于释放通道的开启比率。由此，可确定地产生本发明的功能和效果。
在释放通道包括第一通道和第二通道二者的情况下，阀机构不限于单个，而是可以是多个，只要可以改变第一通道相对于整个释放通道的开启比率并改变第二通道相对于整个释放通道的开启比率即可。例如，如图1中所示，曲柄室1和吸入室2通过第一通道4和第二通道5彼此连接。第一通道4连接于曲柄室1内的富油区域，在该区域中润滑油量很大，并且第二通道5连接于曲柄室1内的贫油区域，在该区域中润滑油量很小。能够在第二通道5上设置阀机构6a。此外，在可变排量型旋转斜盘式压缩机的情况下，能够将曲柄室1与排放室3通过供应通道7相连，并在供应通道7上设置排量控制阀8。排量控制阀8可通过吸入压力检测通道9连接至吸入室2。并且，能够在第一通道4上设有阀机构6b，如图2中所示。此外，能够在第二通道5上设有阀机构6a，并在第一通道4上设置阀机构6b，如图3中所示。
阀机构可设置在第二通道上，从而由离心力来移动。图1示出了这种在第二通道上设置有阀机构的旋转斜盘式压缩机。在离心力增大时，可沿减小第二通道开度的方向移动，并且在离心力减小时，阀机构可沿增大第二通道开度的方向移动。
所述释放通道可包括：第一孔，其形成在所述驱动轴上沿径向延伸并构成所述第一通道的一部分；第二孔，其形成在所述驱动轴上沿径向延伸并构成所述第二通道的一部分；连通孔，其形成在所述驱动轴上沿轴向延伸以便在所述第一孔和所述第二孔之间提供连通并构成所述第一通道的一部分；和流出孔，其形成在所述驱动轴上沿所述轴向延伸以便将所述连通孔连通至所述吸入室并构成所述第一通道和所述第二通道的一部分。
在这种情况下，单个阀机构可改变第一通道相对于释放通道的开启比率以及第二通道相对于释放通道的开启比率。
在第二孔设置成沿径向贯穿驱动轴的情况下，第二孔和流出孔可彼此连接以在它们的连接处形成开度调节口。第二孔包括第一开口和第二开口，第一开口连通至开度调节口以便在开度调节口的一个端侧开启，第二开口连通至以便在开度调节口的另一个端侧开启。阀机构可包括阀体、质量体、连杆和弹簧，阀体相对于驱动轴的轴线朝第一开口定位并坐置在第一开口周围，质量体相对于驱动轴的轴线朝第二开口定位并可改变开度调节口的开度，连杆连接阀体和质量体使得阀体能够移动，并且弹簧偏压阀体以便完全开启第一开口。
在这种情况下，当驱动轴以高速旋转时，较大的离心力导致质量体克服弹簧的偏压移动远离驱动轴的轴线，借此，阀体减小第一开口的开度。因此，减小了第二孔用于与开度调节口连通的开度，并且增大了第一孔用于与开度调节口连通的开度。并且，当驱动轴以低速旋转时，由于较小的离心力，质量体屈服于弹簧的偏压并接近驱动轴的轴线。由此，阀体增大了第一开口的开度。因此，增大了第二孔用于与开度调节口连通的开度，并且减小了第一孔用于与开度调节口连通的开度。由此，可机械产生本发明的效果。
第二孔可包括阀座、第一径向孔和第二径向孔，阀体坐置在阀座上，第一径向孔设置成穿过开度调节口以便在第一开口处通过阀座连通至曲柄室，第二径向孔形成为具有与第一径向孔的直径大致相同的直径，第二径向孔从开度调节口延伸到与第一径向孔相对的侧面，并且第二径向孔设置成延伸到驱动轴的外周以便在第二开口处连通至曲柄室。阀体接收在第一径向孔中，并且质量体接收到第二径向孔中，以便能够改变开度调节口的开度。
在这种情况下，由于第一径向孔和第二径向孔大致具有相同的直径，所以作用在接收于第一径向孔中的阀体和接收于第二径向孔中的质量体上的曲柄室压力在它们之间不产生压差，并且阀体可稳定操作。这种功能和效果在可变排量型旋转斜盘式压缩机中是特别有效的，其中，斜盘支撑为使其倾角能够改变，并且曲柄室中的压力能够增大以改变排量。并且，由于阀体接收于第一径向孔，质量体接收于第二径向孔，所以阀体和质量体二者得以容纳而不从驱动轴的外周突出，阀机构不会妨碍曲柄室中的路径。此外，由于质量体改变开度调节口的开度，因此，无需提供任何改变开度调节口开度的单独的阀体，可将阀机构制得结构简单。此外，“大致相同的直径”意味着，在误差范围或在能够产生所述功能和效果的范围内的不同直径是允许的。
优选地，阀机构设定为具有如下特征：即，当阀体朝阀座移动时驱动轴的转速高于当阀体远离阀座移动时驱动轴的转速。
在这种情况下，由于处于中等开度位置的阀体几乎不会振动并且阀体的运转数量减少，所以阀体几乎不会磨损并能够显示出较高的耐久性。
在第二孔沿径向形成在驱动轴上的情况下，第二孔可包括开度调节口和第一开口，开度调节口连通至流出孔，并且第一开口连通至开度调节口以便在开度调节口的一个端侧开启。阀机构可包括阀体、第一弹簧和第二弹簧，阀体接收在第二孔中，第一弹簧朝第一开口偏压阀体，并且第二弹簧朝开度调节口偏压阀体。
在这种情况下，第一弹簧和第二弹簧设定成当阀体坐置在阀座上时能够提高驱动轴的转速。由于通过第一弹簧和第二弹簧来保持开度中等的阀体，所以阀体几乎不会进一步振动并显示出较高的耐久性。此外，由于阀体能够完全接收在第二孔内，所以阀机构不会妨碍曲柄室中的路径。
在第一弹簧和第二弹簧设定成当阀体坐置在阀座上时提高驱动轴转速的情况下，可将第二弹簧的推力f2和第一弹簧的推力f1之间的差具体设定为至少为m·Rmin·ω²且至多为m·Rmax·ω²，其中m表示阀体的质量，Rmin表示驱动轴的最小转速，Rmax表示驱动轴的最大转速，并且ω表示驱动轴的转速，在该转速下，阀体封闭第二孔。
因此，即使从轴线到质量体的距离较小时，驱动轴也能在阀体坐置在阀座上时以高速旋转。
在根据本发明的旋转斜盘式压缩机中，旋转斜盘可被支撑成使其倾角能够变化。并且，接收压缩反作用力的凸耳板固定于驱动轴并且能够与驱动轴整体旋转。此外，壳体可形成有导油路径，所述导油路径在壳体和凸耳板之间从曲柄室的外周区域延伸。第一孔优选地连通至导油路径。
根据由本发明的发明人实施的试验，曲柄室的外周区域是润滑油量很大的区域，以致润滑油可通过导油路径引导至第一孔。
可设置轴密封装置以便在壳体和驱动轴之间提供密封。第一孔优选地通过轴密封装置连通至导油路径。
在这种情况下，大量润滑油供应至轴密封装置以便能够提高轴密封装置的橡胶材料的耐久性。
在第二孔设置在驱动轴上并且沿径向延伸穿过驱动轴的情况下，第二孔可包括开度调节口、第一开口和第二开口，开度调节口连通至流出孔，第一开口连通至开度调节口以便在开度调节口的一个端侧开启，并且第二开口连通至开度调节口以便在开度调节口的另一个端侧开启。并且，凸耳板可包括铰接部分，它支撑旋转斜盘以使它能够摇摆。第二开口相对于驱动轴的轴线优选地设置在与铰接部分相对的侧面。
在这种构造中，由离心力导致的阀体的运动精度高，并且无论凸耳板施加的重量定位在哪里，都不妨碍从第一开口引入制冷剂气体。
第二孔可沿径向形成于驱动轴上以包括第一引入孔和第二引入孔，第一引入孔设有阀机构，第二引入孔沿径向形成在驱动轴上并且不设置阀机构。随着旋转斜盘倾角的改变，优选地开启和封闭第二引入孔。
在这种情况下，尽管根据驱动轴的转速能够产生本发明的功能和效果，但是通过旋转斜盘的倾角也能够产生所述功能和效果。
驱动轴优选地设有套筒，随着旋转斜盘倾角的改变，套筒沿驱动轴的轴向移动，由此，能够改变第二引入孔的开度。
由于旋转斜盘的倾角改变，所以旋转斜盘自身几乎不会开启和封闭第二引入孔，但是通过套筒可容易地实现这种情况。
当旋转斜盘相对于垂直于驱动轴的假想面的倾角较小时，优选地减小第二引入孔的开度。
在这种情况下，当驱动轴以高速旋转并且排量较小且可变时，第一引入孔开度较小，并且第二引入孔开度较小。因此，在轴密封装置处于苛刻条件下的状态中，第一孔占据释放通道的比率变大，以致容易将大量润滑油供应至轴密封装置。
接收压缩反作用力的凸耳板可固定于驱动轴以便能够整体旋转。并且，在凸耳板的内周侧形成有通孔，所述通孔形成第二通道的一部分。凸耳板可设有阀机构，随着驱动轴转速的增大，所述阀机构减小通孔的开度，并且随着驱动轴转速的减小，所述阀机构增大通孔的开度。
在这种情况下，可在径向较大的凸耳板上设置机械阀机构，并且可使阀机构与驱动轴的轴线相距较大距离。因此，可将较大的离心力施加到阀机构，并且小尺寸的阀机构可根据驱动轴的转速开启和封闭第二孔。
阀机构可以是引导型的，通过其自身的弹力接近驱动轴的轴线，并通过离心力克服弹力与驱动轴的轴线分离。
在这种情况下，阀机构几乎不会由于卡到异物而出现故障，因此能够稳定操作。
阀机构可设置在第一孔上以致被离心力所移动。在这种情况下，提供了根据图2的实施方式的旋转斜盘式压缩机。在离心力增大时，阀机构可沿增大第一通道开度的方向移动，并且在离心力减小时，阀机构可沿减小第一通道开度的方向移动。
根据本发明的旋转斜盘式压缩机可包括设置在存储室中的油分离器。油分离器可包括存储室和回油通道，存储室将润滑油从排放室中的制冷剂气体分离以存储分离的油，并且回油通道用于在存储室和曲柄室之间连通。
在这种情况下，与制冷剂气体分离的润滑油可返回到曲柄室。因此，在旋转斜盘式压缩机是可变排量型压缩机的情况下，当改变排量时，曲柄室压力较高，并且吸入室压力较低，以致即使曲柄室中的润滑油流到吸入室中时，也可以容易地确保曲柄室中存在润滑油。
优选地，在回油通道上形成有节流阀。
在这种情况下，即使曲柄室中的压力较低时，也能够容易地确保曲柄室中存在润滑油。
根据本发明的旋转斜盘式压缩机可包括供应通道和排量控制阀，供应通道将排放室连通至曲柄室，排量控制阀设置在供应通道上以便能够调节曲柄室中的压力。优选地，回油通道限定了供应通道的一部分，并且节流阀设置在排量控制阀中。
在这种情况下，现有排量控制阀的供应通道用作回油通道，因此易于进行变型。
附图说明
图1是示出了本发明的实施方式的示意图；
图2是示出了本发明的另一个实施方式的示意图；
图3是示出了本发明的再一个实施方式的示意图；
图4是示出了根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图5涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是示出了其主要部件的截面图；
图6涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以低速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图7涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以高速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图8涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是说明了驱动轴的转速和力之间的关系的曲线图；
图9涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是说明了驱动轴的转速和前壳体的温度之间的关系的曲线图；
图10涉及根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机，并且是说明了驱动轴的转速和油率之间的关系的曲线图；
图11涉及根据实施方式2的旋转斜盘式压缩机，并且是示出了其主要部件的截面图；
图12涉及根据实施方式2的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以低速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图13涉及根据实施方式2的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以高速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图14是示出了根据实施方式3的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图15是示出了根据实施方式3的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图16是示出了根据实施方式4的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图17涉及根据实施方式4的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以低速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图18涉及根据实施方式4的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以高速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图19是示出了根据实施方式5的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图20涉及根据实施方式5的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以低速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图21涉及根据实施方式5的旋转斜盘式压缩机，并且是以放大的比例示出了在驱动轴以高速旋转时压缩机的主要部件的截面图；
图22是示出了根据变型的旋转斜盘式压缩机的截面图；
图23是示出了根据另一个变型的旋转斜盘式压缩机的截面图。
具体实施方式
下面将参照附图说明体现本发明的实施方式1至5。
实施方式1
根据实施方式1的旋转斜盘式压缩机是用于车辆空调的可变排量式压缩机，并体现图1中所示的特征。
如图4中所示，压缩机包括由缸体10、前壳体12和后壳体14构成的壳体，并且在缸体10上设有平行于驱动轴16的轴线延伸以延伸穿过缸体的多个缸膛10a。此外，图4中的左侧表示压缩机的前部，右侧表示压缩机的后部。
在后壳体14上形成有吸入室20和排放室22，它们通过阀单元18连通至缸膛10a。并且，前壳体12和缸体10限定了曲柄室24，并且在前壳体12和缸体10上形成有轴向孔12a、10b。在轴向孔12a中设有轴密封装置28。可使用橡胶材料作为轴密封装置28。并且，在轴向孔10b中设有滑动轴承30。连通至轴向孔10b的后室10c形成在缸体10后端的中央，后室10c与阀单元18相对。
驱动轴16由前壳体12和缸体10支撑，并且处于能够旋转的状态中，其中驱动轴的一端从前壳体12露出，并且驱动轴的中央部分朝向曲柄室24。均未示出的皮带轮和电磁离合器连接于驱动轴16，并且驱动轴16由诸如发动机之类的驱动源通过环绕皮带轮和电磁离合器的皮带以可旋转的方式驱动。并且，活塞32分别接收在相应的缸膛10a中以便能够往复运动，相应的活塞32分别在缸膛10a中限定了压缩室。
接收压缩反作用力的凸耳板34在曲柄室24中固定于驱动轴16上，并且，在凸耳板34和前壳体12之间设有止推轴承36和滑动轴承38。并且，旋转斜盘40穿插通过驱动轴16，该旋转斜盘40相对于垂直于驱动轴16的假想面的倾角是可变的。在凸耳板34上形成有指向旋转斜盘40的铰接部分34a，在旋转斜盘34上设置有指向凸耳板34的铰接部分40a，并且铰接部分34a、40a构成了联动装置42。并且，在凸耳板34和旋转斜盘40之间设有推力弹簧44，以便沿将凸耳板34与旋转斜盘40彼此分离的方向偏压两者。
并且，在旋转斜盘40和相应的活塞32之间设有多对前侧和后侧滑瓦46。前侧滑瓦46设置在旋转斜盘40的正面与活塞32的前部承座面之间，并且后侧滑瓦46设置在旋转斜盘40的背面与活塞32的后部承座面之间。相应的滑瓦46大致呈半球形。相应的滑瓦46用作运动转换机构。
在驱动轴16上形成有：沿径向延伸的第一孔62和第二孔64；连通孔66，其沿轴向与轴线同轴延伸以便在第一孔62和第二孔64之间提供连通；以及流出孔68，其从连通至连通孔66的第二孔64的后端延伸并与连通孔66同轴，以延伸到驱动轴16的后端。在连通孔66和流出孔68的边界处限定有开度调节口68a。
如图5中所示，第一孔62布置于凸耳板34与前壳体12之间，并形成在从驱动轴16的轴线到其外周的驱动轴16的半径范围上。在前壳体12上形成有导油槽21b，其在前壳体12和凸耳板40之间从曲柄室24的外周区域延伸以面对止推轴承36。并且，在前壳体12上形成有导油孔12c，其连通至导油槽12b以面对滑动轴承38和轴密封装置28。导油孔12c面对轴向孔12a中的轴密封装置28以连通至第一孔62。导油槽12b与导油孔12c用作导油路径。
在第一孔62的后部，在凸耳板34和旋转斜盘40之间，在驱动轴16上并贯穿该驱动轴16设有第二孔64。如图6和7中所示，第二孔64包括阀座64c、第一径向孔64a和第二径向孔64b，第一径向孔64a设置成从轴线延伸至与曲柄室24连通，第二径向孔64b形成为与第一径向孔64a具有相同的直径，并从开度调节口68a延伸至与第一径向孔64a相对的侧面，并设置成延伸至驱动轴16的外周以便与曲柄室24连通。
阀座64c围绕第一径向孔64a形成。并且，第二孔64的第一径向孔64a和第二径向孔64b通过开度调节口68a连通至流出孔68。在第一径向孔64a和第二径向孔64b之间形成有具有稍小直径的弹簧座64d。第一径向孔64a包括第一开口64e，其连通至开度调节口68a并通过弹簧座64d通向曲柄室24。第二径向孔64b包括第二开口64f，其连通至开度调节口68a并通向曲柄室24。如图5中所示，第二开口64f定位在驱动轴16的轴线与凸耳板34的铰接部分34a相对的侧面。
如图4和5中所示，在第二孔64上设有阀机构70。如图6和7中所示，阀机构70包括阀体72、质量体74、连杆76和偏压弹簧78，其中阀体72相对于驱动轴16的轴线朝第一开口64e定位并可坐置在阀座64c上，质量体74相对于驱动轴16的轴线朝第二开口64f定位并可改变开度调节口68a的开度，连杆76连接阀体72和质量体74以使得阀体72能够移动，偏压弹簧78偏压阀体72并且具有与第一开口64e相同的开口。阀体72接收在第一径向孔64a中，并且质量体74接收在第二径向孔64b中。阀体72和连杆76由比质量体74更轻的材料制成。弹簧78设置在阀体72和弹簧座64d之间。
同样，如图4中所示，驱动轴16的后端伸入到接收室10c中，并且圆筒形的间隔物80配合在驱动轴16后端的外周面上。当与阀单元18滑动接触时，间隔物80向前偏压驱动轴16。节流孔18a设置在阀单元18上并延伸穿过阀单元，使间隔物80的内部连通至吸入室20。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、第二孔64、连通孔66、流出孔68和节流孔18a构成了释放通道。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、连通孔66、流出孔68和节流孔18a构成了第一通道。同样，第二孔64、流出孔68和节流孔18a构成了第二通道。
并且，在后壳体14中接收有排量控制阀48。排量控制阀48通过检测通道50连通至吸入室20，并通过供应通道52在排放室22和曲柄室24之间提供连通。排量控制阀48检测吸入室20中的压力，以改变供应通道52的开度，从而改变压缩机的排量。
在后壳体14中限定有大致呈柱形的储存室54，并且筒形的筒体54a向下伸入到存储室54中。筒体54a用作油分离器。排放室22和存储室54通过排放通道22a彼此连通，并且排放通道22a面对存储室54中的筒体54a的上部。筒体54a的内部用作排放口54b。在储存室54的底部限定有连通至排量控制阀48的回油通道52a，回油通道52a经由排量控制阀48通过供应通道52连通至曲柄室24。设置在排量控制阀48上的是公知的阀体和阀座，从而在阀体和阀座之间限定节流阀。回油通道52a与存储室54和排放通道22a一起构成了从排放室22连通至曲柄室24的供应通道52的一部分。
管道56连接至排放口54b，管道56通过止回阀57、冷凝器58、膨胀阀59和蒸发器60连接至吸入室20。蒸发器、止回阀57、冷凝器58、膨胀阀59、蒸发器60和管道56构成了制冷回路。与润滑油混合的制冷剂气体填充在制冷回路中。
在由此构建的压缩机中，排量控制阀48基于吸入室20中的压力和制冷剂气体的流速来调整曲柄室24中的压力，以改变旋转斜盘40相对于驱动轴16的角度，从而改变压缩机的排量。
并且，在所述压缩机中，在车辆高速行驶时，驱动轴16高速旋转时，阀机构70的质量体74承受较大的离心力从而克服弹簧78的偏压移动远离驱动轴16的轴线，借此，如图7中所示，阀体72减少第一开口64e的开度。当驱动轴16以更高的速度旋转时，阀体72坐置在阀座64c上。
在所述压缩机中，驱动轴16的转速Nc(rpm，转/分钟)与力F(N，牛顿)之间的关系通过设定阀体72、连杆76和质量体74的质量以及弹簧78的偏压显示在图8中。即，如虚线(1)所示，在转速逐渐增大的情况下，在转速Nc₂处，阀体72坐置在阀座64c上。相反，如实线(2)所示，在转速逐渐减小的情况下，在转速Nc₁处，阀体72与阀座64c分离。
因此，第二孔64连通至开度调节口68a的开度减小，并且如图5中所示的第一孔62连通至开度调节口68a的开度增大。即，单个阀机构70增大了第一孔62占据释放通道的比率，并减小了第二孔64占据释放通道的比率。
在曲柄室24的外周区域中，润滑油足量存在，并且润滑油通过导油槽12b和导油孔12c引导至第一孔62。此时，润滑油通过轴密封装置28引导至第一孔62，使得大量润滑油供应至轴密封装置28，从而提高了轴密封装置28的橡胶材料的耐久性。
由于第一孔62占据释放通道的比率增大，因此，处于曲柄室24中并包含大量润滑油的制冷剂气体通过连通孔66、流出孔68和节流孔18a引导至吸入室20。由此，曲柄室24中的润滑油量变得适中，且因此旋转斜盘40不会搅动如此多的润滑油，使得润滑油几乎不会由于剪切作用而产生热量，并粘度几乎不会降低。因此，可良好地润滑旋转斜盘40和相应的滑瓦46之间的滑动部分。并且，从吸入室20吸入的制冷剂气体包含大量润滑油，并且良好地润滑了缸膛10a和活塞32之间的滑动部分。由此，其自身在高速下表现出卓越的耐久性。
此外，虽然此时排到压缩机外部的制冷回路的制冷剂气体中包含的润滑油量增多，但是由于活塞32以高速往复运动，因此不会导致制冷能力的问题。
并且，当车辆低速行驶或类似状况时，驱动轴16低速旋转时，由于较小的离心力达到驱动轴16的轴线，如图6中所示，因此阀机构70的质量体74屈服于弹簧78的偏压，并由此阀体72增大第一开口64e的开度。当驱动轴16进一步低速旋转时，质量体74抵靠在弹簧座64d的背面以仅封闭开度调节口68a的一半。
因此，第二孔64连通至开度调节口68a的开度增大，并且如图5中所示的第一孔62连通至开度调节口68a的开度减小。即，单个阀机构70降低了第一孔62占据释放通道的比率，并增大了第二孔64占据释放通道的比率。
在曲柄室24的内周区域，即，接近驱动轴16的区域中的润滑油量较小，并且不包含大量润滑油的制冷剂气体从那里引导入第二孔64中。
由于第二孔64占据释放通道的比率增大，因此，曲柄室24内不包含大量润滑油的制冷剂气体通过流出孔68和节流孔18a移至吸入室20。因此，排至压缩机外部的制冷回路的制冷剂气体中包含的润滑油量减少，由此，其自身表现出较高的制冷能力。
此外，当此时曲柄室24中的润滑油量增大时，旋转斜盘40等仅以低速搅动润滑油，因此润滑油较少升温，并且润滑油的粘度不会过多降低。因此，仍然良好地润滑了滑动部分。
另一方面，在所述压缩机中，旋转斜盘40支撑为能够改变倾角，并且排量控制阀48增大了曲柄室24中的压力以改变其排量。这里，由于第二孔64的第一径向孔64a和第二径向孔64b具有彼此相同的直径，因此，阀体72接收在第一径向孔64a中，而质量体74接收在第二径向孔64b中，曲柄室24中的压力不会在阀体72和质量体74之间产生压差，因此阀体72得以稳定操作。并且，由于阀体72接收在第一径向孔64a中，而质量体74接收在第二径向孔64b中，因此，阀机构70不会阻塞曲柄室24中的通路。此外，由于质量体74改变了开度调节口68a的开度，因此，无需设置任何改变开度调节口68a的开度的单独的阀体，并且可将阀机构70制成具有简单的结构。
并且，如图8中所示，当阀体72坐置在阀座64c上时的驱动轴16的转速Nc₂高于当阀体72与阀座64c分开时的驱动轴16的转速Nc₁。因此，开度中等的阀体72几乎不会振动，并且阀体72的运转数量降低，从而阀体72几乎不会磨损并可表现出较高的耐久性。
并且，在所述压缩机中，第二开口64f定位在驱动轴16轴线的与图5所示的凸耳板34的铰接部分34a等相对的侧面，因此由离心力导致的阀体72的运动具有较高的精度，并且不会妨碍从第一开口64e引入制冷剂气体。
在所述压缩机中，制冷剂气体从排放室22排至存储室54，如图4中所示，并且筒体54a将润滑油与制冷剂气体分离。所分离的润滑油能够通过回油通道52a、排量控制阀48和供应通道52引导至曲柄室24。即，润滑油在排量控制阀48中进行节流，而后返回到曲柄室24。因此，当排量改变到较小程度时，由于曲柄室24处于高压状态，并且吸入室20处于低压状态，因此即使当曲柄室24中的润滑油通过第一孔62等流到吸入室20中时，也能够确保曲柄室24中具有适量的润滑油。但是，当以驱动轴16高速旋转时，单个阀机构70增大了第一孔62占据释放通道的比率，并减小了第二孔64占据释放通道的比率，因此不会将润滑油过多地供应到曲柄室24中。
图9示出了在实施方式1的压缩机中驱动轴16的转速Nc(rpm)和前壳体12的温度(℃)之间的关系。在图9中发现，即使当转速增大时，前壳体12的温度也不会升高很多。
并且，图10示出了在实施方式1的压缩机中驱动轴16的转速Nc(rpm)和油率(％)之间的关系。在图10中发现，当转速达到预定值时，油率改变。此外，在蒸发器60和压缩机之间检测油率。
因此，压缩机能够在驱动轴16高速旋转时，实现卓越的滑动特性，并在驱动轴16低速旋转时，实现较高的制冷能力。
实施方式2
在根据实施方式2的旋转斜盘式压缩机中，第二孔81形成在从驱动轴16的轴线到其外周的驱动轴16的半径范围上。连通孔82沿轴向方向与轴线同轴延伸，以便在第一孔62和第二孔81之间提供连通。流出孔83与连通孔82同轴地从连通至连通孔82的第二孔81的后端延伸至驱动轴16的后端。
如图12和13中所示，第二孔81包括开度调节口83a、第一开口81a和导孔81b，开度调节口83a连通至流出孔83，第一开口81a连通至开度调节口83a以便通向其一端侧，导孔81b以凹入的方式设置在与第一开口81a相对侧的底面处以便与第一开口81a同轴。开度调节口83a限定在连通孔82和流出孔83的边界处。阀座84朝第一开口81a固定于第二孔81的侧面。在阀座84上形成有沿驱动轴16径向延伸的阀孔84a，并且在阀座84上朝第一开口81a形成有具有较小直径的弹簧座84b。如图11所示，导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、第二孔81、连通孔82、流出孔83和节流孔18a构成了释放通道。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、连通孔82、流出孔83和节流孔18a构成了第一通道。并且，第二孔81、流出孔83和节流孔18a构成了第二通道。
如图12和13中所示，在第二孔81上设有阀机构90。阀机构90包括导杆85、弹簧座86和球形阀体87，导杆85以可滑动的方式设置在导孔81b中，弹簧座86设置在导杆85的末端处与导杆85成一体，球形阀体87保持在弹簧座86的末端处。阀体87还用作质量体。在弹簧座86和第二孔81的底面之间设有第一弹簧88，它朝第一开口81a偏压阀体87。并且，在阀体87和阀座84的弹簧座84b之间设有第二弹簧89，它朝开度调节口83a偏压阀体87。
第一弹簧88的推力f1和第二弹簧89的推力f2具有如下公式1的关系，式中，m表示阀体87的质量，Rmin表示驱动轴16的最小转速，Rmax表示驱动轴16的最大转速，并且ω表示驱动轴16的转速，在该转速下，阀体87封闭第二孔81。
(公式1)
m·Rmin·ω²≤f2-f1≤m·Rmax·ω²
在所述压缩机中，根据公式1的关系，即使轴线至阀体87的距离较小，当阀体87坐置在阀座84上时，驱动轴16的转速也很高。其余结构与实施方式1的结构相同。
在所述压缩机中，在车辆高速行驶或类似状况时，驱动轴16高速旋转时，阀机构90的质量体87由较大的离心力和第一弹簧88的偏压所致克服弹簧89的偏压远离驱动轴16的轴线，借此，如图13中所示，阀体87减少阀孔84a的开度。当驱动轴16进一步高速旋转时，阀体87坐置在阀座84上。
因此，第二孔81连通至开度调节口83a的开度减小，并且如图11中所示的第一孔62连通至开度调节口83a的开度增大。即，单个阀机构90增大了第一孔62占据释放通道的比率，并降低了第二孔81占据释放通道的比率。
并且，当车辆低速行驶或类似状况时，驱动轴16低速旋转时，阀机构90的阀体87由于第二弹簧89的偏压所致克服较小的离心力和第一弹簧88的偏压接近驱动轴16的轴线，并由此阀体87增大了阀孔84a的开度，如图12中所示。
因此，第二孔81连通至开度调节口83a的开度增大，并且如图11中所示的第一孔62连通至开度调节口83a的开度减小。即，单个阀机构90降低了第一孔62占据释放通道的比率，并增大了第二孔81占据释放通道的比率。
由此，由于开度适中的阀体87由第一弹簧88和第二弹簧89保持，因此压缩机进一步几乎不会磨损，并能够表现出高耐久性。并且，由于阀体87接收在第二孔81中，阀机构90并不妨碍曲柄室24中的通路。其余的功能和效果与实施方式1的相同。
实施方式3
在根据实施方式3的旋转斜盘式压缩机中，如图14和15中所示，第二孔包括第一引入孔93和第二引入孔92。第一引入孔93与实施方式2的第二孔81相同，并沿径向形成于驱动轴16上，以设有实施方式2的阀机构90。第二引入孔92沿径向形成于驱动轴16中，并位于第一引入孔93的后部，以连通至流出孔83。在第二引入孔92上未形成阀机构。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、第一引入孔93、第二引入孔92、连通孔82、流出孔83和节流孔18a构成释放通道。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、连通孔82、流出孔83和节流孔18a构成了第一通道。并且，第一引入孔93、第二引入孔92、流出孔83和节流孔18a构成第二通道。
在驱动轴16上设置有套筒91，随着旋转斜盘40倾角的改变，套筒91沿驱动轴16的轴向移动，由此使得能够改变第二引入孔92的开度。在凸耳板34和套筒91之间设有推力弹簧44，以沿将两者彼此分离开的方向偏压它们。此外，省略了对油分离器的说明。
在所述压缩机中，如图14所示，当驱动轴16以高速旋转并且排量为100％时，第一引入孔93开度较小(参见图13)，而第二引入孔92开度较大。即，第一孔62占据释放通道的比率增大，且第一引入孔93占据释放通道的比率减小，因此，保持了第二引入孔92占据释放通道的比率。由于第二孔包括第一引入孔93和第二引入孔92，所以第二孔占据释放通道的比率变得中等。
并且，如图15中所示，当驱动轴16以高速旋转并且排量改变至较小程度时，第一引入孔93开度较小(参见图13)，并且第二引入孔92开度较小。即，第一孔62占据释放通道的比率增大，且第一引入孔93占据释放通道的比率减小，因此第二引入孔92占据释放通道的比率减小。由于第二孔包括第一引入孔93和第二引入孔92，因此，第二孔占据释放通道的比率变小。此时，由于曲柄室24的外周区域中的润滑油仅通过导油槽12b、导油孔12c、第一孔62和流出孔83引导至吸入室20，因此，大量润滑油供应到轴密封装置28以便进一步提高轴密封装置28的橡胶材料的耐久性。
另一方面，如图14中所示，当驱动轴16以低速旋转并且排量为100％时，第一引入孔93开度较大(参见图12)，并且第二引入孔92开度变大。即，第一孔62占据释放通道的比率减小，并且第一引入孔93占据释放通道的比率增大，以致保持了第二引入孔92占据释放通道的比率。由于第二孔包括第一引入孔93和第二引入孔92，所以第二孔占据释放通道的比率变大。
并且，如图15中所示，当驱动轴16以低速旋转并且排量改变至较小程度时，第一引入孔93开度较大(参见图12)，并且第二引入孔92开度变小。即，第一孔62占据释放通道的比率减小，且第一引入孔93占据释放通道的比率增大，因此第二引入孔92占据释放通道的比率减小。由于第二孔包括第一引入孔93和第二引入孔92，因此，第二孔占据释放通道的比率变得中等。
由此，在所述压缩机中，根据驱动轴16的转速，能够通过旋转斜盘40的倾角产生所述功能和效果，同时可产生本发明的功能和效果。其余的功能和效果与实施方式1的相同。
实施方式4
在根据实施方式4的旋转斜盘式压缩机中，驱动轴16形成有共用孔94和流出孔95，如图16中所示。共用孔94沿驱动轴16的径向设置，以定位在轴密封装置28的后方一点。流出孔95穿过驱动轴16设置，以便延伸到其后端，并与驱动轴16的轴线同轴。
平行于驱动轴16的轴线延伸的两个通孔34b设置在凸耳板34的内周。相应的通孔34b通过凸耳板34和前壳体12之间连通至导油孔12c。如图17和18中所示，相应的通孔34b相对于驱动轴16的轴线设置在对称的位置中。导油槽12b、导油孔12c、共用孔94、通孔34b、流出孔95和节流孔18a构成如图16中所示的释放通道。导油槽12b、导油孔12c、共用孔94、流出孔95和节流孔18a构成第一通道。并且，两个通孔34b、导油孔12c、共用孔94、流出孔95和节流孔18a构成第二通道。
如图17和18中所示，在凸耳板34的一侧上朝前壳体12固定有阀机构96。阀机构96包括圆环部96a和一对引导部96b，圆环部96a与驱动轴16的轴线同轴并呈环形，该对引导部96b弯曲并从圆环部96a朝驱动轴16的轴线延伸以便与驱动轴16的轴线同轴从而呈半环形。在圆环部96a的外表面上形成有一对突起96c，其沿彼此远离的方向突出，两个突起96c均配合到凸耳板34的凸台34c中。在相应的引导部96b的末端分别形成有扩大部96d，相应的扩大部96d相对于驱动轴16的轴线设置在对称的位置。相应的扩大部96d是质量体。引导部96d通过离心力沿远离轴线的方向移动，借此，相应的扩大部96d能够封闭通孔34b。此外，省略了对油分离器的说明。其余的结构与实施方式1的相同。
在所述压缩机中，如图18中所示，随着驱动轴16的转速增加，阀机构96的两个引导部96b克服它们自身的弹力与轴线分离，并且两个扩大部96d减小两个通孔34d的开度。
并且，如图17中所示，随着驱动轴16的转速减小，阀机构96的两个引导部96b由于它们自身的弹力而接近轴线，并且两个扩大部96增大两个通孔34d的开度。
由此，在所述压缩机中，机械阀机构96可设置在沿径向较大的凸耳板34上，并且可使阀机构96与驱动轴16的轴线相距的较大距离。因此，可将较大的离心力施加到阀机构96的两个扩大部96d，并且小尺寸的阀机构96可以根据驱动轴16的转速开启和封闭两个通孔34b。
并且，在所述压缩机中，由于阀机构96是引导型的，因此，阀机构96几乎不会由于卡到异物而出现故障，能够稳定地操作。其余的功能和效果与实施方式1的相同。
实施方式5
根据实施方式5的旋转斜盘式压缩机通过体现图2的实施例来获得。在所述压缩机中，在驱动轴16上形成有第一孔62和流出孔13，如图19中所示。流出孔13穿过驱动轴16设置以延伸到其后端，并与驱动轴16的轴线同轴。并且，在驱动轴16的后部沿径向设有阀孔29，以连通至流出孔13。间隔物31固定至驱动轴16的后端以封闭流出孔13。
如图20和21中所示，在阀孔29上设有阀机构17。在阀孔29中以可滑动的方式设有阀座25，阀座25通过在阀孔29中延伸的连杆21连接至阀体19。在阀座25的凸缘和驱动轴16的外表面之间设有弹簧23，以便沿阀体19与驱动轴16的外表面分离的方向提供偏压。阀体19还用作质量体。阀体19通过弹簧23坐置在驱动轴16的外表面上。
并且，如图19中所示，代替实施方式1至实施方式4中的滑动轴承38、30，在前壳体12和凸耳板34之间设有利用滚子的径向轴承11，并在缸体10和驱动轴16之间设有利用滚子的径向轴承15。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、流出孔13、轴向孔29、径向轴承15和节流孔18a构成释放通道。导油槽12b、导油孔12c、第一孔62、流出孔13、轴向孔29和节流孔18a构成了第一通道。并且，径向轴承15和节流孔18a构成第二通道。
并且，在后壳体14上形成有连通至排放室22的阀室57a，并在阀室57a中设有止回阀57。止回阀57包括阀体27和弹簧31，阀体27可坐置在通孔57b上，在排放室22和阀室57a之间提供连通，弹簧31朝通孔57b偏压阀体27。此外，省略了对油分离器的说明。其余结构与实施方式1的相同。
在所述压缩机中，当车辆高速行驶或类似状况时，驱动轴16高速旋转时，较大的离心力导致阀机构17的阀体19克服弹簧23的偏压远离驱动轴16的轴线，借此，如图21中所示，阀体19增大阀孔29的开度。因此，单个阀机构17增大第一孔62占据释放通道的比率，并减小第二孔占据释放通道的比率。
并且，当车辆低速行驶或类似状况时，驱动轴16低速旋转时，阀机构17的阀体19受到弹簧23的偏压克服较小的离心力接近驱动轴16的轴线，由此阀体19减小阀孔29的开度，如图20中所示。当驱动轴16进一步低速旋转时，阀19坐置在阀孔29上。因此，单个阀机构17减小第一孔62占据释放通道的比率，并增大第二孔占据释放通道的比率。
因此，当驱动轴16以高速旋转时，压缩机也能够实现卓越的滑动特性，并在驱动轴16以低速旋转时，压缩机也能够实现较高的制冷能力。其余的功能和效果与实施方式1的相同。
尽管已经参照实施方式1至实施方式5说明了本发明，但不言而喻，本发明并不限于实施方式1至实施方式5，而是能够在不背离其要点的范围内进行适当地改变和应用。
例如，在所谓的无离合器型压缩机中，在这种压缩机中，当车辆的驱动源旋转时，总是通过皮带轮旋转驱动轴16，在车辆的空调开关处于关闭状态时旋转斜盘40提供较小的排量，并且关闭止回阀57，从而在压缩机内循环制冷剂气体。更具体而言，通过曲柄室24、释放通道、排放室22、存储室54、供应通道52将制冷剂气体循环至曲柄室24。在这种情况下，如图22中所示，优选地，提供旁通通道31，该旁通通道31旁通止回阀57，以便将排放室22连接到冷凝器58，并且旁通通道上设有旁通阀33。
在这种构造中，在压缩机高速旋转时车辆的空调开关处于关闭状态且排放室22中的温度升高超过设定温度的情况下，开启旁通阀33。因此，通过吸入室20和压缩室从曲柄室24排到排放室22中的润滑油不通过止回阀57排放到压缩机外部的制冷回路。因此，当压缩机高速旋转时，能够抑制曲柄室24内的温度升高。并且，在就压缩机的结构而言无法确保排放室22中存在相当大的空间的情况下，可减少从排放室22返回到曲柄室24的润滑油量，因此对于抑制温度而言，该布置是优选的。此外，能够采用诸如双金属型、蜡型、电磁型之类的各种配置用于旁通阀33。
并且，在所谓的无离合器型压缩机中，在该压缩机中，当车辆的驱动源旋转时，总是通过皮带轮旋转驱动轴16，在车辆的空调开关处于关闭状态时关闭止回阀57，从而在压缩机内循环制冷剂气体。在这种情况下，优选地，采用电磁型排量控制阀，它包括位于排量控制阀48中的电磁线圈，并且来自外部的信号使电磁线圈加电以减小供应通道52的开度，从而使得能够增大压缩机的排量。可以进行如下的控制：即，在压缩机的内部或外部例如曲柄室24等安装有温度传感器并且温度传感器检测的温度超过特定的临界值的情况下，使电磁线圈加电以增大压缩机的排量，从而开启止回阀57。
当进行这种控制时，当压缩机高速旋转时，从曲柄室24排到吸入室20中的润滑油通过压缩室、排放室22和止回阀57排到压缩机外部的制冷回路。并且由于循环了来自压缩机外部的制冷回路的制冷剂气体，所以当压缩机以高速旋转同时车辆的空调开关处于关闭状态时，能够进一步抑制曲柄室24中的温度升高。此外，在就压缩机的结构而言无法确保排放室22中存在相当大的空间的情况下，可减少从排放室22返回到曲柄室24的润滑油量，因此对于抑制曲柄室24中的温度而言，该布置是优选的。
并且，在所谓的无离合器型压缩机中，在该压缩机中，当车辆的驱动源旋转时，总是通过皮带轮旋转驱动轴16，在车辆的空调开关处于关闭状态时关闭止回阀57，从而在压缩机内以上述方式循环制冷剂气体。在这种情况下，优选地，将形式为固定于驱动轴16的环带形平板的簧环35和插在旋转斜盘40和簧环35之间的垫片37设置成规定旋转斜盘40的最小倾角的部件，如图23中所示。尽管垫片37在常规操作状态下像簧环35一样为环带形的平板，但它由形状记忆合金制成，在曲柄室24中的温度上升超过设定温度的情况下，其沿驱动轴16的轴向长度变长(例如，变成漏斗形)。
在这种构造中，在压缩机高速旋转同时车辆的空调开关处于关闭状态且曲柄室24中的温度升高超过设定温度的情况下，垫片37变形以便偏压处于最小倾角的旋转斜盘40，借此，增大了旋转斜盘40的倾角。因此，增大了压缩机的排量，并开启了止回阀57。由此，当压缩机高速旋转时，从曲柄室24排到吸入室20中的润滑油通过压缩室、排放室22和止回阀57排到压缩机外部的制冷回路。并且，由于循环了来自压缩机外部的制冷回路的制冷剂气体，因此在车辆的空调开关处于关闭状态的情况下压缩机高速旋转时，能够进一步抑制曲柄室24中的温度升高。此外，在就压缩机的结构而言无法确保在排放室22中存在相当大的空间的情况下，可减少从排放室22返回到曲柄室24的润滑油量，因此这种布置对于抑制曲柄室24中的温度而言是优选的。此外，能够采用诸如双金属型等之类的各种配置用于垫片37。
并且，根据本发明的旋转斜盘式压缩机包括作为进一步变型的图3的实施例。并且在根据实施方式1至实施方式4的压缩机中，代替滑动轴承38、30，可采用利用滚子的径向轴承，可在相应的滚子之间限定释放通道，并且可改变第一通道和第二通道占据释放通道的比率。并且，联动装置42不限于实施例中的联动装置，而是可采用各种结构。代替驱动轴16后端的间隔物80，可采用推力轴承和弹簧。
工业实用性
本发明可用于车用空调设备。