CN110073105B - 压缩机的阀构造 - Google Patents

Abstract

提供一种压缩机的阀构造，在高速运行时能够不使簧片阀或阀座发生破损地减轻由润滑油造成的簧片阀的粘附，维持稳定的运行。具备：阀板3，其设置在形成有缸膛的缸体与形成有暂时收纳工作流体的空间的缸盖之间，并且形成有将缸膛与空间连通的通道(排出通道30)；环状的阀座36，其设置在该阀板3的通道(排出通道30)的开口端周缘；簧片阀(排出阀31)，其通过与该阀座36接触分离而开闭通道(排出通道30)；阀座36的径向的宽度在簧片阀(排出阀31)的前端侧比基端侧大，在通过簧片阀(排出阀31)关闭通道(排出通道30)的状态下，簧片阀(排出通道30)的前端部的外缘比阀座36的外缘位于内侧。

Description

压缩机的阀构造

技术领域

本发明涉及压缩机的阀构造，尤其是涉及在缸体与缸盖之间配置阀板，通过簧片阀来开闭在该阀板上形成的通道的阀构造。

背景技术

在往复运动式压缩机中，公知具备形成有缸膛的缸体、在缸膛内进行往复直线运动的活塞、与缸体的插入有活塞的一侧设置在相反侧且隔出形成暂时收纳工作流体的吸入室和排出室的缸盖、在缸体与缸盖之间配置的阀板的结构。在这样的结构中，缸膛与吸入室和排出室分别经由设置于阀板的通道连通，各个通道通过具有弹性且由簧片阀构成的阀体(吸入阀、排出阀)开闭。簧片阀的前端部形成为比通道大，簧片阀的前端部与阀板抵接而将在通道中通过的工作流体的流通切断(闭阀)。另一方面，在通道的上游侧的压力比下游侧的压力高时，由于作用在簧片阀的前端的工作流体的压力差而使簧片阀从阀板离开，容许工作流体的流通(开阀)。

优选簧片阀的前端与阀板所抵接的接触宽度具有充足的宽度从而能够不使工作流体泄漏地进行密封，但如果簧片阀的前端部与阀座部所接触的面积过大，则在闭阀时介于簧片阀的前端部与阀座部之间的润滑油的表面张力会阻碍簧片阀的开阀，存在引起性能降低或振动的不良情况。因此，需要适当地管理簧片阀的前端与阀板抵接的接触宽度。

例如，在专利文献1所示的压缩机中，如图9所示，在配置于缸体与缸盖之间的阀板3的通道100的周围形成环状槽101，从而在通道100的开口端周缘形成环状的阀座102，使簧片阀103的前端部103a与该阀座102弹性抵接而开闭通道100。并且，使簧片阀103的前端部103a的外缘与阀座102的外缘(环状槽101的内缘)一致，不使簧片阀103的前端部103a伸出到环状槽101。

这样，使簧片阀103的前端部103a的外缘与阀座102的外缘(环状槽101的内缘)一致，因此在簧片阀103关闭的状态下，簧片阀103的外缘难以与在环状槽101中存留的润滑油接触，润滑油向阀座面与簧片阀103的前端部的外缘之间的供给被切断。因此，介于阀座102与簧片阀103的前端部之间的润滑油的粘着力降低，能够抑制由润滑油粘附于簧片阀103而造成的开阀时机的不稳定。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)特开2010-169077号公报

发明内容

发明所要解决的技术问题

然而，在上述以往的结构中，在簧片阀103与阀板3的相对位置由于制造偏差而发生变动时，簧片阀103的前端部103a容易伸出到环状槽101。簧片阀103的前端部103a的比阀座102伸出到外侧的部分由于簧片阀103落座于阀座102时的惯性力而以进入环状槽101的内侧的方式摆动，在该伸出的部分附近反复作用拉伸应力和压缩应力。因此，担心由该弯曲应力造成簧片阀103的前端部疲劳破坏。

并且，如果润滑油附着于伸出到环状槽101的簧片阀103的外缘，则该附着的润滑油经过外缘而被引导到阀座102与簧片阀103的前端部之间，存在由于润滑油的粘着力而容易产生开阀时机不稳定的不良情况。

为了避免这些不良情况，考虑使簧片阀103的前端部103a的外缘在比环状槽101的内缘靠近内侧的位置与阀座抵接，但是在以往的环状的阀座102中，簧片阀103的前端部103a与阀座102的接触面积小，在簧片阀103与阀座102的抵接部位会瞬时作用有大的面压力。

尤其是在高速运行时，在闭阀时簧片阀103的前端部与阀座102碰撞的速度成为非常高的速度，因此如果与阀座102的抵接面积变小，则簧片阀103以高速碰撞于阀座102，因此在簧片阀103与阀座102的抵接面瞬时作用有大的面压力。

因此，担心簧片阀103的前端部103a或阀座102发生破损、发生了破损的阀座102造成簧片阀103二次破损。

本发明是鉴于上述情况而做出的，其主要课题在于提供一种压缩机的阀构造，在高速运行时能够不使簧片阀或阀座发生破损地减轻由润滑油造成的簧片阀的粘附，维持稳定的运行。

用于解决技术问题的技术方案

为了解决上述技术问题，本发明的压缩机的阀构造在具备缸体、活塞、缸盖、阀板以及簧片阀的压缩机中使用，所述缸体形成有缸膛，所述活塞在该缸膛内进行往复直线运动，所述缸盖形成有暂时收纳工作流体的空间，所述阀板设置在所述缸体与所述缸盖之间，并且形成有将所述缸膛与所述空间连通的通道，所述簧片阀开闭该阀板的所述通道，该阀构造的特征在于，在所述阀板的所述通道的开口端周缘设有供所述簧片阀抵接的环状的阀座，该阀座的径向的宽度形成为与所述簧片阀的前端部对应的一侧比与所述簧片阀的基端部对应的一侧大，在通过所述簧片阀关闭所述通道的状态下，所述簧片阀的前端部的外缘比所述阀座的外缘位于内侧。

因此，在供簧片阀抵接的、设置于通道的开口端周缘的环状的阀座中，设定为使簧片阀的前端侧的径向的宽度比基端侧的径向的宽度大，因此能够抑制由于簧片阀与阀座的抵接面积变得过大而由表面张力造成开阀受阻的不良情况，并且能够增大冲击力大的簧片阀的前端侧的接触宽度，降低在闭阀时簧片阀与阀座碰撞时产生的接触面的面压力。

并且，使簧片阀的前端部的外缘比阀座的外缘位于内侧，因此在簧片阀关闭通道的状态下润滑油难以经由簧片阀的外缘流入簧片阀与阀座之间，能够减轻簧片阀粘附的不良情况(由润滑油的粘着力造成开阀时机不稳定的不良情况)，并且即使在润滑油流入簧片阀与阀座之间的情况下，阀座面整体不会成为吸附面，因此能够抑制由润滑油的粘着力造成的开阀时机的不稳定。

在这里，阀座可以通过在阀板的通道的周围设置不连续的多个凹部而形成，但这样会使阀板的尺寸管理变得麻烦且复杂，因此可以通过在阀板的所述通道的周围形成环状槽而在通道的开口周缘形成环状的阀座。

并且，为了降低簧片阀闭阀时落座于阀座的速度(闭阀速度)从而降低簧片阀与阀座碰撞时产生的冲击力(抵接部位的面压力)，优选簧片阀形成为其基端侧的截面二次矩比前端侧的截面二次矩大。

例如，可以通过使簧片阀的宽度从前端部到基端部逐渐变大来增大基端侧的截面二次矩。

通过采用这样的结构，能够使簧片阀的闭阀时机提前，在缸压低于排出室压力之前闭阀，抑制簧片阀与阀座碰撞的速度变得过大。

发明的效果

如上所述，根据本发明的压缩机的阀构造，在环状的阀座中，使簧片阀的前端侧的径向的宽度形成为比基端侧的径向的宽度大，并且使簧片阀的前端部的外缘比阀座的外缘位于内侧，因此能够有效地增大闭阀时冲击大的簧片阀的前端侧的接触面积，降低闭阀时簧片阀与阀座的面压力。因此，能够避免由于簧片阀与阀座碰撞时产生的冲击力造成簧片阀破损或阀座受损的不良情况。

并且，不使簧片阀的前端部的外缘从阀座的外缘伸出，因此在闭阀时润滑油流入簧片阀与阀座之间的可能性变小，并且，即使在润滑油流入簧片阀与阀座之间的情况下，阀座面整体也不会成为吸附面，因此能够消除由于润滑油的粘着力而使簧片阀粘附于阀座、开阀时机不稳定的不良情况。

附图说明

图1(a)是表示具备本发明的阀构造的压缩机的一部分的剖视图，图1(b)是表示本发明的阀构造的剖视图。

图2(a)是表示阀板的缸体侧的端面的图，图2(b)是表示与该端面重叠的吸入阀片的图。

图3是表示使吸入阀片与阀板重叠的状态的图。

图4(a)是表示阀板的缸盖侧的端面的图，图4(b)是表示与该端面重叠的排出阀片的图。

图5是表示使排出阀片与阀板重叠的状态的图。

图6是对阀构造进行说明的放大图，其中，(a)为对阀座的形状、排出阀与阀座的位置关系进行说明的平面图，(b)为(a)的阀构造的侧剖视图。

图7是使高速运行时的、以往的阀构造与本发明的阀构造的缸压与阀升程的特性线图重叠的图。

图8(a)是表示以往的阀构造的缸压与阀升程的特性的线图，图8(b)是表示本发明的阀构造的缸压与阀升程的特性的线图。

图9是表示以往的阀构造的图，(a)是对以往的阀构造的阀座与落座于该阀座的簧片阀的关系进行说明的平面图，(b)为(a)的阀构造的侧剖视图。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的阀构造以及使用该阀构造的压缩机进行说明。

在图1中表示的是使用了本发明的阀构造的活塞式压缩机1。该活塞式压缩机1构成为具有缸体2、经由阀板3组装于该缸体2的后侧的缸盖4、以覆盖缸体2的前侧的方式组装并且通过缸体2的前侧隔出曲柄轴室5的前壳6。这些前壳6、缸体2、阀板3以及缸盖4被未图示的连接螺栓在轴向上连接而构成压缩机的壳体7。

配置于曲柄轴室5的驱动轴8经由轴承9(仅表示缸体侧)旋转自如地保持于前壳6和缸体2。该驱动轴8从前壳6突出而经由皮带和带轮连接于未图示的行驶用发动机，并且传递有行驶用发动机的动力而旋转。

在缸体2形成有收纳所述轴承9的支承孔11和在以该支承孔11为中心的圆周上等间隔地配置的多个缸膛12。在各个缸膛12能够往复滑动地插入有单头活塞13。

在曲柄轴室5，在驱动轴上经由铰链球15设有与驱动轴8的旋转同步地旋转的斜盘14。在该斜盘14的周缘部分经由在前后设置的一对接触子16系留在单头活塞13的卡合部13a。

因此，在驱动轴8旋转时，伴随于此，斜盘14旋转，该斜盘14的旋转运动经由接触子16变换为单头活塞13的往复直线运动，使缸膛12内在单头活塞13与阀板3之间形成的压缩室17的容积发生变化。

在所述阀板3与各个缸膛12对应地形成有吸入通道20和排出通道30。并且，在缸盖4划设有收纳向压缩室17供给的工作流体的吸入室18和收纳从压缩室17排出的工作流体的排出室19。在该例子中，吸入室18形成在缸盖4的中央部分，排出室19在吸入室18的周围呈环状形成。

吸入室18能够经由被后述吸入阀21开闭的所述吸入通道20与压缩室17连通。并且，排出室19能够经由被后述排出阀31开闭的所述排出通道30与压缩室17连通。

在阀板3与缸体2之间设有吸入阀片22和垫圈23，该吸入阀片22与阀板3的缸体侧的端面重叠地安装，并且形成有吸入阀21，该垫圈23与该吸入阀片22重叠，并且夹持固定在阀板3与缸体2之间。

并且，在阀板3与缸盖4之间设有排出阀片32和垫圈34，该排出阀片32与阀板3的缸盖侧的端面重叠地被安装，并且形成有排出阀31，该垫圈34与该排出阀片32重叠，夹持固定在阀板3与缸盖4之间，并且在与排出阀31相对的部位一体地形成有止动件33。

所述缸体2、垫圈23、吸入阀片22、阀板3、排出阀片32、垫圈34以及缸盖4被未图示的定位销定位，并且在被将所述壳体7的构成部件连接的所述连接螺栓压接的状态下固定。

此外，吸入室18经由以贯穿排出室19的方式在径向上延伸设置的吸入通路连通于与外部冷媒回路的低压侧(蒸发器的出口侧)连接的未图示的吸入口。并且，排出室19经由形成于垫圈34、阀板3、吸入阀片22、垫圈23以及缸体2的通路与在缸体2的周壁部上形成的排出空间41连通。该排出空间41通过缸体2和安装于该缸体2的罩42隔成，经由在罩42上形成的排出口43与外部冷媒回路的高压侧(散热器的入口侧)连接。

吸入阀片22如图2(a)所示地与阀板3的缸体侧的端面重叠地被安装，如图2(b)所示，通过开闭所述吸入通道20的多个吸入阀21的集合体构成。在该吸入阀片22，与缸膛12的数量相应地在周向上以规定的间隔形成有吸入阀21，并且，形成有用于插入连接螺栓的通孔28和用于插入未图示的定位销的通孔等。并且，在各个吸入阀21的基端部形成有避免与所述排出通道30的干涉的通孔24。

各个吸入阀21通过吸入阀片22的一部分构成，在吸入阀片22的周缘附近形成U形状的冲裁孔25而从径向外侧向内侧一体地延伸设置。即，各个吸入阀21使其前端部21a比基端部21b靠径向内侧配置(使前端部21a比基端部21b靠近吸入阀片22的中心地配置)。

各个吸入阀21作为由悬臂梁构成的簧片阀形成，如图3所示，成为使前端部21a落座于在阀板3的吸入通道20周围形成的阀座26的片部。

需要说明的是，在介于吸入阀片22与缸体2之间的垫圈23上，与缸膛12的数量相应地在周向上以规定的间隔形成有避免与缸膛12干涉的通孔，并且，形成有用于插入连接螺栓的通孔和用于插入定位销的通孔等。

排出阀片32如图4(a)所示地与阀板3的缸盖侧的端面重叠地被安装，如图4(b)所示，通过开闭排出通道30的多个排出阀31的集合体构成。排出阀31与缸膛12的数量相应地在周向上以规定的间隔形成。并且，在排出阀片32形成有避免与吸入通道20的干涉的通孔35和用于插入定位销的未图示的通孔等。

各个排出阀31通过排出阀片32的一部分构成，从片中央部向放射方向一体地延伸设置。即，各个排出阀31使其前端部31a比基端部31b靠径向外侧配置(使前端部31a比基端部31b远离排出阀片32的中心地配置)。

该排出阀31作为由悬臂梁构成的簧片阀形成，如图5所示，成为使前端部31a落座于在阀板3的排出通道30周围形成的阀座36的片部。

需要说明的是，在介于排出阀片32与缸盖4之间的垫圈34上，与缸膛的数量相应地在周向上以规定的间隔形成有避免与吸入通道20的干涉的通孔，并且，形成有用于插入连接螺栓的通孔和用于插入定位销的通孔等，在与排出阀31相对的部位，以从排出阀31的基端部31b向前端部31a逐渐离开的方式一体地形成有止动件33。

因此，在吸入行程时，经由通过吸入阀21开闭的吸入通道20将冷媒从吸入室18吸引到压缩室17，在压缩行程时，经由通过排出阀31开闭的排出通道30使所压缩的冷媒从压缩室17向排出室19排出。

在这样的压缩机1中，供吸入阀21落座的阀座26以及供排出阀31落座的阀座36分别与阀板3的吸入通道20和排出通道30的开口周缘一体地形成。

图6表示其中在阀板3上一体地形成供排出阀31落座的阀座36的阀构造，以下，以该排出侧的阀构造为中心进行说明。

阀座36通过在阀板3的排出通道30的周围形成环状槽37而在排出通道30的开口周缘呈圆环状形成，与阀板3的缸盖侧的端面形成在同一面上。该阀座36并不是在整周以均一的宽度(径向的宽度)形成，设定为越是朝向排出阀(簧片阀)31的前端侧、径向的宽度越大(阀座36的与排出阀31的前端侧对应的径向的宽度比与基端侧对应的径向的宽度大)。

在该例子中，排出阀31从排出阀片32的径向内侧向外侧延伸设置，前端部31a比基端部31b位于径向外侧，因此阀座36的径向的宽度形成为从阀板3的径向内侧向外侧逐渐增大。并且，在该例子中，阀座36的外缘以连续的圆弧状曲线形成。

另外，在该例子中，在排出阀31关闭排出通道30的状态下，排出阀31的前端部的圆弧状的外缘形成为比阀座36的外缘位于内侧，即，比环状槽37的内缘位于内侧。因此，排出阀31的前端部的外缘不伸出到环状槽37而抵接于与排出阀31的前端侧对应的宽度大的阀座面。

因此，通过采用这样的结构，尽管排出阀31的前端部的外缘不从阀座36的外缘伸出，与阀座36的径向的宽度在整周均一地形成的以往的结构相比，能够增大闭阀时的冲击力大的排出阀31的前端部31a的前端侧与阀座36的接触面积、增大高接触压力作用的区域，降低面压力。

因此，能够避免由于应力变动和接触压力引起排出阀31的前端部31a或阀座36发生破损而使压缩机的压缩效率降低的不良情况。

在这里，即使阀座36在整周具有与排出阀31的前端侧的宽度相同的均一的宽度(阀座36的与排出阀31的基端侧对应的径向的宽度具有同与前端侧对应的宽度相同大小的宽度)，增大排出阀31的前端部31a的前端侧的接触面积也能够得到同等的减低应力的效果。然而，由于闭阀时排出阀31的前端部31a与阀座36相接触的面积变得过大，介于排出阀31的前端部31a与阀座36之间的润滑油的表面张力导致排出阀31的开阀受阻，担心引起性能降低和振动。在前述构成例中，阀座36的与排出阀31的基端部对应的宽度形成为比与前端侧对应的宽度小，并且排出阀31的前端部的外缘比阀座36的外缘位于内侧，因此排出阀31与阀座36接触的面积不会变得过大，不会产生上述问题。

另外，在该例子中排出阀31形成为宽度从前端部向基端部逐渐变大，与前端侧的截面二次矩相比使基端侧的截面二次矩增大。

通过采用这样的结构，如以下详细说明的那样，与从前端部到基端部宽度相等的以往的排出阀(簧片阀)相比，能够使排出阀的闭阀时机提前，在缸压低于排出压力之前闭阀，从而抑制排出阀31与阀座36碰撞的速度变得过大。

图7和图8是通过解析对高速运行时相对于轴的旋转角的、压缩室17内的压力(缸压)和排出阀的开阀高度(阀升程)的动向进行计算的结构。在该例子中，解析条件为转速：9000rpm、排出室压力：15bar、吸入压力：2bar、排出阀的最大开阀高度(最大开度)：1mm。

以下参照图8(a)对从前端部到基端部宽度相等的(从前端部到基端部截面二次矩相等的)以往的排出阀(簧片阀)的动向进行说明。

在压缩工序(轴旋转角为0°～180°的区间)中，如果缸压超过排出室压力而排出阀31开始打开(附图中经过I所示的旋转角)，则缸内的冷媒气体开始向排出室19排出，但由于排出阀31的打开缓慢和排出阀自身的阻力，缸内的冷媒不能迅速地排出到排出室19，缸内的压力变得比排出室压力(在该例子中，1.5Bar)高。

排出阀31的开度除了受到基于作用在阀前后的压力差(缸压与排出室压力的差)的力与排出阀31的弹簧力的平衡的影响之外，还会受到源于排出阀自身质量的惯性力的影响而发生变化，如果排出阀31到达止动件33，则排出阀31维持最大开度(附图中II所示的旋转角)。

之后，活塞13的速度随着接近上死点而变慢，缸压开始降低。而且，如果基于作用在排出阀31前后的压力差的力不能克服排出阀31的最大开度时的弹簧力，则排出阀31的开度开始变小(附图中II所示的旋转角之后)。

而且，如果缸压低于排出室压力，则基于排出室压力与缸压的压力差的力向闭阀方向作用于排出阀31，同时由于排出阀自身的弹簧力，闭阀速度加速(附图中IV所示的旋转角之后)，排出阀31与阀座36强力地碰撞。因此，担心排出阀31的前端部与阀座36碰撞的冲击力造成排出阀31或阀座36破损。

上述问题是在缸压低于排出室压力之前排出阀的闭阀就已完成的低～中速运行中不会出现的现象，在由以往的排出阀自身弹簧力进行的自然的闭阀反应中，不能追随高速运行的压力变化。

接着，以下参照图8(b)对从前端部到基端部使宽度逐渐增大的(与前端侧的截面二次矩相比使基端侧的截面二次矩增大的)排出阀31的动向进行说明。

在压缩工序(轴旋转角为0°～180°的区间)中，如果缸压超过排出室压力而排出阀31开始打开(附图中经过I’所示的旋转角)，则缸内的冷媒气体由于排出阀31的打开而向排出室19排出，但由于排出阀31的打开缓慢和排出阀自身的阻力，缸内的冷媒不能迅速地排出到排出室19，缸内的压力变得比排出室压力高。而且，由于排出阀31的基端侧的截面二次矩比前端侧大，缸内压力比以往稍高。

排出阀31的开度除了受到基于作用在阀前后的压力差(缸压与排出室压力的差)的力与排出阀31的弹簧力的平衡的影响之外，还会受到源于排出阀自身质量的惯性力的影响而发生变化，如果排出阀31到达止动件33，则排出阀31维持最大开度(附图中II’所示的旋转角)。在这样的排出阀31中，由于基端侧的截面二次矩比前端侧大，因此到达最大升程的时间比以往迟。

之后，活塞的速度随着接近上死点而变慢，缸压开始降低，如果基于作用在排出阀31前后的压力差的力不能克服排出阀的最大开度时的弹簧力，则排出阀31的开度开始变小(附图中III’所示的旋转角之后)。由于排出阀21形成为基端侧的截面二次矩比前端侧大，与以往的排出阀相比更早地开始关闭。并且，由于阀的前端部侧的宽度相对于基端部侧的宽度来说要小，因此前端部侧的阀的质量并没有那么大，能够有效地提高排出阀的反应速度。

因此，由于在缸压低于排出室压力的IV’所示的旋转角之前排出阀31就落座于阀座36，因此能够消除基于排出室压力与缸压的压力差的力向闭阀方向作用于排出阀31而使排出阀31的闭阀速度加速的不良情况，能够避免排出阀31与阀座36强力地碰撞。因此，能够避免排出阀31的前端部31a与阀座36碰撞的冲击力造成排出阀31或阀座36破损的情况。

需要说明的是，以上对排出侧的阀构造进行了说明，但对于阀座的径向的宽度，在吸入侧的阀构造中也能够采用同样的结构而起到同样的作用效果。

即，如图2所示，通过在阀板3的吸入通道20周围形成环状槽27而使供吸入阀21的前端部21a落座的阀座26在吸入通道20的开口周缘形成为环状，吸入阀21从吸入阀片22的径向外侧向内侧延伸设置且使前端部21a比基端部21b位于径向内侧，由此阀座26的径向的宽度从吸入阀21的基端侧到前端侧(从阀板3的径向外侧到内侧)逐渐变大。并且，在通过吸入阀21关闭吸入通道20的状态下，可以使吸入阀21的前端部21a的外缘比阀座26的外缘位于内侧。

如果采用这样的结构，则在吸入阀21中，能够增大供吸入阀21的前端部21a抵接的阀座26的表面积，缓和由于表面积小而引发的高应力。因此，能够避免由于应力变动和接触压力引起吸入阀21的前端部21a或阀座26发生破损而使压缩机的压缩效率降低的不良情况。

并且，与吸入阀21的基端侧对应的阀座26的径向的宽度形成为比与吸入阀21的前端部对应的一侧小，因此能够减小润滑油的粘附，能够减轻开阀时机的不稳定。

需要说明的是，在上述例子中，例示的是阀座36,26的径向的宽度朝向簧片阀(排出阀31、吸入阀21)的前端侧逐渐变大的情况，但阀座36,26的径向的宽度可以仅在簧片阀(排出阀31、吸入阀21)的前端侧局部地变大。

并且，在上述例子中，通过从簧片阀(排出阀31)的前端部到基端部使宽度逐渐增大，来使簧片阀(排出阀31)的基端侧的截面二次矩比前端侧的截面二次矩大，但不限于增大基端侧的截面二次矩的形态，例如，也可以使簧片阀的厚度向基端侧逐渐变厚。

附图标记说明

1 活塞式压缩机，

2 缸体，

3 阀板，

4 缸盖，

12 缸膛，

18 吸入室，

19 排出室，

20 吸入通道，

21 吸入阀，

26 阀座，

27 环状槽，

30 排出通道，

31 排出阀，

36 阀座，

37 环状槽。

Claims (2)

1.一种压缩机的阀构造，在具备缸体、活塞、缸盖、阀板以及簧片阀的压缩机中使用，所述缸体形成有缸膛，所述活塞在该缸膛内进行往复直线运动，所述缸盖形成有暂时收纳工作流体的空间，所述阀板设置在所述缸体与所述缸盖之间，并且形成有将所述缸膛与所述空间连通的通道，所述簧片阀开闭该阀板的所述通道，该阀构造的特征在于，

在所述阀板的所述通道的开口端周缘设有供所述簧片阀抵接的环状的阀座，

该阀座的径向的宽度形成为与所述簧片阀的前端部对应的一侧比与所述簧片阀的基端部对应的一侧大，

在通过所述簧片阀关闭所述通道的状态下，所述簧片阀的前端部的外缘比所述阀座的外缘位于内侧，

所述簧片阀为排出阀，

所述簧片阀形成为其基端侧的截面二次矩比前端侧的截面二次矩大，

所述簧片阀形成为宽度从所述前端部到所述基端部逐渐变大，

在所述阀板与所述缸盖之间设有排出阀片和垫圈，该排出阀片与所述阀板的所述缸盖侧的端面重叠地被安装，并且形成有所述排出阀，该垫圈与所述排出阀片重叠，夹持固定在所述阀板与所述缸盖之间，并且在与所述排出阀相对的部位一体地形成有对所述排出阀的最大开度进行限制的止动件，

所述止动件在与所述排出阀相对的部位，以从所述排出阀的所述基端部向所述前端部逐渐离开的方式一体地形成于所述垫圈。

2.根据权利要求1所述的压缩机的阀构造，其特征在于，

通过在所述阀板的所述通道的周围形成环状槽，从而在所述通道的开口周缘形成环状的阀座。

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