CN114688304A - 旋转式切换阀 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种旋转式切换阀。在流路切换时使主阀上升并旋转的旋转式切换阀中，降低在承受主阀的上升力的部位的摩擦转矩，降低消耗电力且实现驱动部的小型化。具备：在壳体部件(4)的阀室(4A)内以轴线(X)为中心能够旋转地配设在阀座(31)上的主阀(1)；以及中心轴(6)、即主轴，其在主阀的副阀室(12A)内配设于壳体部件与阀座之间，并且将上述主阀保持在轴线上，并能够与主阀一起旋转地配设。通过使主阀从阀座上升并旋转，切换与阀座的端口连通的流路。利用中心轴承受主阀上升时的上升力且由中心轴的壳体部件侧的端部的球(61)承受主阀上升时的上升力。

Description

旋转式切换阀

技术领域

本发明涉及使用于热泵式的冷冻循环等、切换制冷剂流路的旋转式切换阀。

背景技术

一直以来，作为这种旋转式切换阀(四通切换阀)例如有日本特开2005-256853号公报(专利文献1)中公开的技术。专利文献1的方案构成为，在从制冷切换为制热或从制热切换为制冷时，降低主阀的上部空间(阀室)的压力并通过来自阀座的高压端口的压力使主阀从阀座上升，使主阀旋转并在预定位置着座于阀座。并且，在使该主阀浮起时，使与主阀接触的副阀与阀主体抵接。

现有技术文献

专利文献1：日本特开2005-256853号公报

在专利文献1的方案中，在使主阀上升并旋转时，经由副阀以主体的宽面承受主阀的上升力，因此产生较大的摩擦转矩，需要确保较大的驱动转矩。因此，存在驱动部也大型化的问题。

发明内容

本发明的课题在于，在流路切换时使主阀上升并旋转的旋转式切换阀中，降低在承受主阀的上升力的部位的摩擦转矩，降低消耗电力且实现驱动部的小型化。

本发明的旋转式切换阀具备：具有阀室的壳体部件；与上述阀室对置设置的阀座；在上述阀室内以轴线为中心能够旋转地配设在上述阀座上的主阀；配设于上述壳体部件与上述阀座之间且将上述主阀保持在上述轴线上并能够与上述主阀一起旋转地配设的主轴，通过使上述主阀从上述阀座上升并旋转，切换与上述阀座的端口连通的流路，该旋转式切换阀的特征在于，由上述主轴承受上述主阀上升时的上升力并且由该主轴的上述壳体部件侧的端部承受上述主阀上升时的上升力。

此时，优选上述主轴的上述壳体部件侧的端部通过点接触向上述壳体部件侧传递上述上升力。

另外，优选在上述主轴的上述壳体部件侧的端部，通过球面构成上述点接触。

另外，优选在上述主轴的中央部的台阶部接受上述主阀。

另外，优选在上述主轴的台阶部与上述主阀之间配设有垫圈。

本发明的效果如下。

根据本发明的旋转式切换阀，降低在承受主阀的上升力的部位的摩擦转矩，能够降低消耗电力且实现驱动部的小型化。

附图说明

图1是本发明的实施方式中的旋转式切换阀的主阀的着座状态的主要部分纵向剖视图。

图2是实施方式中的旋转式切换阀的均压孔打开状态的主要部分纵向剖视图。

图3是实施方式中的旋转式切换阀的中心轴端部的放大图。

图4是表示实施方式中的旋转式切换阀的初期状态的图。

图5是表示实施方式中的旋转式切换阀的流路切换中的前段的状态的图。

图6是表示实施方式中的旋转式切换阀的流路切换中的后段的状态的图。

图7是表示实施方式中的旋转式切换阀的流路切换的完成状态的图。

图8是表示实施方式中的旋转式切换阀的中心轴端部的变形例的图。

图9是表示实施方式的冷冻循环系统的图。

图中：1—主阀，11A—低压流路，11B—高压空间，11a—均压孔，11b—贯通孔，113—止动销抵接部，12—活塞部，121—主阀凸部，2—副阀，21—凸缘部，211—副阀凸部，3—阀座部件，31—阀座，31D—D端口，31S—S端口，31E—E切换端口，31C—C切换端口，31a—止动销，4—壳体部件，4A—阀室，42—圆筒孔，5—驱动部，51—涡轮，51a—凸轮部，52—蜗杆齿轮，53—螺旋弹簧，6—中心轴，61—球，X—轴线，50—压缩机，60—室外热交换器，70—膨胀阀，80—室内热交换器，100—旋转式切换阀。

具体实施方式

其次，参照附图关于本发明的旋转式切换阀以及冷冻循环系统的实施方式进行说明。图1是本发明的实施方式中的旋转式切换阀的均压孔关闭状态(主阀的着座状态)的主要部分纵向剖视图，图2是本发明的实施方式中的旋转式切换阀的均压孔打开状态(主阀的上浮状态)的主要部分纵向剖视图，图3是表示同一旋转切换阀的中心轴端部的放大图，图4至图7是表示与同一旋转式切换阀的流路切换时的动作相应的状态变化的图。在图4(C)至图7(C)中标注斜线(剖面线)的部位表示主阀着座于阀座并接触的部分。并且，以下说明中的“上下”的概念与图1以及图2的图中的上下对应。

该实施方式的旋转式切换阀100具有主阀1、副阀2、阀座部件3、壳体部件4、驱动部5、作为“主轴”的中心轴6。阀座部件3由薄型圆柱状的阀座31和形成于该阀座31的外周的凸缘部32构成。另外，在壳体部件4上形成有大致圆筒状的阀室4A。在阀室4A内收纳主阀1、副阀2、驱动部5以及中心轴6，中心轴6贯通主阀1、副阀2以及驱动部5，配置于阀座部件3与壳体部件4之间。并且，阀座31嵌合于壳体部件4的阀室4A的开口部，以使凸缘部32与壳体部件4的下端抵接的方式将阀座部件3安装于壳体部件4。

主阀1是由树脂形成的外周为圆形的部件，一体地形成阀座31侧的袴部11、圆筒状的活塞部12、轴承部13而构成，在活塞部12的周围配置活塞环12a。并且，通过中心轴6贯通中心的轴承部13，主阀1绕中心轴6的轴线X转动自如地配设。另外，阀室4A上部的收纳活塞部12的空间成为圆柱状的导向孔41，主阀1使活塞环12a在导向孔41的侧面滑动并能够在中心轴6的轴线X方向上移动。另外，在主阀1的轴承部13的上端供中心轴6插通地配设有垫圈14。并且，若主阀1在轴线X方向上上升，则主阀1经由垫圈14与中心轴6的上下方向长度的中央部的台阶部6a抵接。因此，该主阀1上升时的上升力经由垫圈14传递到中心轴6。

另外，在主阀1的袴部11上，在轴线X的一侧形成有圆顶状地穿透的低压流路11A，在相比于低压流路11A的顶部的中央靠近轴线X侧形成有连通于活塞部12的内侧的副阀收纳室12A的均压孔11a(通过贯通孔11b形成均压孔11a)。另外，在袴部11的阀座部件3侧的底面上以包围低压流路11A的外周的方式形成滑动肋111，并且在与滑动肋111的轴线X相反侧的两个位置形成滑动肋112、112。而且，袴部11在相对于低压流路11A为轴线X的相反侧形成后述的D端口31D常开的高压空间11B，在该高压空间11B的外侧在大致90°的范围中开口，该开口部分的绕轴线X方向的两端分别为止动销抵接部113。该止动销抵接部113与设置于阀座31的止动销31a抵接。

另外，活塞部12的内侧为大致圆柱状的副阀收纳室12A，在该副阀收纳室12A的底部，在绕轴线X的圆周上形成向副阀2侧突出的主阀凸部121。该主阀凸部121的绕圆周的剖面形状为梯形形状，绕圆周方向的左右两方的端部为圆锥面。并且，在该主阀凸部121上形成向副阀收纳室12A开口的上述均压孔11a。该主阀凸部121可以是一个，但在该实施方式中，除该主阀凸部121以外，绕圆周等间隔(等角度)地形成外形与主阀凸部121相同且没有均压孔的三个主阀凸部。另外，在副阀收纳室12A的内周面的两个位置形成向轴线X侧突出的副阀止动件122、122。

副阀2具有收纳于主阀1的活塞部12的副阀收纳室12A内的大致半圆盘状的凸缘部21与其中央的凸台部22，在该凸台部22的中心形成从上观察大致长方形的方孔22a。另外，在凸缘部21的主阀1侧的面上，在与主阀凸部121相同的圆周上形成向主阀1侧突出的两个副阀凸部211、211。该两个副阀凸部211、211的绕圆周的剖面形状为梯形形状，绕圆周方向的左右两方向的端部为圆锥面。并且，该两个副阀凸部211、211以夹持主阀凸部121的方式绕圆周分离地形成。并且，在该两个副阀凸部211、211之间(中间位置)形成能够与主阀1的均压孔11a连通的均压流路21a。另外，副阀凸部211、211的轴线X方向的端部为封闭主阀1的主阀凸部121的均压孔11a的副阀密封部。而且，凸缘部21的绕轴线X的端部为主阀抵接部212、212，该主阀抵接部212、212选择性地与主阀1的副阀止动件122、122抵接。

如图4至图7(C)所示，在阀座31上分别形成连通于阀室4A与压缩机制冷剂的喷出侧的D端口31D、连通于低压流路11A与压缩机制冷剂的吸入侧的S端口31S、连通于室外热交换器侧的C切换端口31C以及连通于室内热交换器侧的E切换端口31E。并且，这些端口分别向各间隔90度的位置开口。

如图1所示，驱动部5具有能够转动地配置于中心轴6的涡轮51、啮合于该涡轮51的蜗杆齿轮52，该蜗杆齿轮52被固定于未图示的电机的驱动轴。涡轮51具有向副阀2侧突出的凸轮部51a，涡轮51通过该凸轮部51a能够旋转地配置于中心轴6。另外，该凸轮部51a嵌合于副阀2的上述大致长方形的方孔22a。由此，副阀2在相对于涡轮51限制绕轴线X转动的状态下仅可在轴线X方向上滑动，该副阀2与涡轮51一起协作而转动。另外，在涡轮51与副阀2之间配置有向主阀1侧对副阀2加力的螺旋弹簧53。

图4表示流路切换的初期状态，图5表示流路切换中的前段状态，图6表示流路切换中的后段状态，图7表示流路切换的完成状态。另外，在图4至图7中，(B)图是从(A)图所示的箭头A方向观察的局部剖视图。

首先，在图1以及图4的状态下，副阀2的副阀凸部211关闭主阀凸部121的均压孔11a。并且，若驱动部5动作(从图1上方观察向逆时针方向旋转)，则蜗杆齿轮52与涡轮51的驱动力通过涡轮51的凸轮部51a向副阀2施加旋转力，副阀2向绕轴线X的逆时针方向旋转。并且，此时是均压孔11a关闭，主阀1因压力差而被推向阀座31的状态，因此，即使副阀2旋转，主阀1也不会因与阀座31的摩擦力而旋转，仅副阀2旋转。若副阀2旋转，则副阀凸部211在主阀凸部121上滑动，主阀凸部121的均压孔11a被均压流路21a打开。由此，主阀1的上部的流体压力向低压流路11A内(低压侧)逃逸。由此，由于主阀1的上部侧为低压，因此，因高压空间11B与阀室4A的高压的压力差而在主阀1上产生向上的力，如图2以及图5所示，主阀1从阀座31上浮，副阀凸部211与主阀凸部121交错地啮合。

并且，通过再次向逆时针方向旋转，副阀2的另一副阀凸部211的绕轴线X的圆周方向的左右两端部即圆锥面(斜面)一侧(由于逆时针旋转，因此为右端部的圆锥面)抵接于主阀凸部121的圆周方向的左右两端部即圆锥面(斜面)的一侧(由于逆时针旋转，因此为左端部的圆锥面)，主阀1与副阀2一起旋转，如图6所示，主阀1的止动销抵接部113抵接于止动销31a。在该状态下若再次以逆时针旋转使副阀2旋转，则由于主阀1与止动销31a抵接，因此不能再次向逆时针方向旋转，因此，副阀凸部211使用与主阀凸部121抵接的互为圆锥面的倾斜而搭乘在主阀凸部121上，通过再次旋转，如图7所示，副阀2的主阀抵接部212在圆周方向上与主阀1的副阀止动件122抵接而副阀2停止旋转，并且，另一副阀凸部211关闭主阀凸部121的均压孔11a。由此，高压流体通过活塞环12a(以及活塞部12)与导向孔41的间隙流入活塞部12的上部的流不能从均压孔11a向低压流路11A逃逸，因此主阀1的上侧变为高压，如图7所示，因主阀1的上部与低压流路11A内(低压侧)的压力差，主阀1着座于阀座31。

图3是图2中以“P”表示的单点划线的圆的部分(中心轴6的端部)的放大图。在壳体部件4的顶部的中央形成有具有与中心轴6的外径整合的内径的圆筒孔42。另外，在中心轴6的端部通过对圆环状的轮圈部进行铆接而固定有球61。壳体部件4的圆筒孔42的底面42a通过研磨等形成为平面状，在上述主阀1以及中心轴6上升时，球61与底面42a抵接。即，通过球61与圆筒空格42的底面42a点接触，利用壳体部件4经由中心轴6承受主阀1的上升力。因此，该中心轴6的球61与壳体部件4(底面42a)之间的绕轴线X的摩擦力几乎没有，用于使主阀1旋转的旋转转矩可以小。因此，能够使驱动部5小型化。

图8是表示中心轴6的端部的变形例的图。图8(A)的变形例一不对壳体部件4的圆筒孔42的底面42a实施研磨等，通过圆筒孔42的切削加工而删除形成的毛刺，在底面42a通过删除毛刺而形成凹部42b。在该变形例一种，使中心轴6的球61以线状与圆锥状的凹部42b的开口圆周上部抵接。因此，与上述点接触时相比，摩擦力稍微变大。相对于此，图8(B)的变形例二在圆筒孔42的里面还形成圆筒孔42′，在该圆筒孔42′内的凹部42b′与中心轴6的球61之间配设第二球61′。在该变形例二中，球61与第二球61′在轴线X上点接触。由于为点接触，因此，与形成变形例一的圆锥状凹部42b时的线接触相比，摩擦力变小，旋转转矩也变小。

另外，在图3的点接触的实施方式中，壳体部件4通常由硬度比硬度高(SUS440C等)的球61低的材质制作，因此，随着使用时间的增加，壳体部件4侧磨耗、变形，球61与壳体部件4的接触面积增加，摩擦力变大，但在该变形例二的结构中，通常是硬度高的球彼此的点接触，与图3的实施方式相比，难以磨耗，耐久性优异，能够维持小旋转转矩。另外，在主阀1以及中心轴6在轴线X方向上上升时，构成为在中心轴6的上下方向长度的中央部的台阶部6a接受主阀1，因此，与在中心轴6的下方部(的台阶部等)接受主阀1的结构的情况相比，没有中心轴6向左右的晃动，能为稳定的旋转动作。另外，通过在中心轴6的台阶部6a与主阀1之间配设垫圈14，能够利用比中心轴6的台阶部6a面积宽的垫圈面承受主阀1以及中心轴6在轴线X方向上上升时的上升力并传递到中心轴6。因此，将主阀1的上升力传递到中心轴6的抵接面的面压力比没有垫圈的台阶部6a的面压力低，能够防止主阀1的表面抵接部的咬入，提高动作稳定性。另外，由于仅在之间配设便宜的垫圈14防止咬入，因此，能够避免为了没有垫圈而增大中心轴6的台阶部6a的面积导致的轴的大径化、由于对轴实施凸缘部加工等的切削加工等引起的成本上升的情况。

如以上，由于构成为利用中心轴6(主轴)并且利用中心轴6(主轴)的壳体部件4侧的端部承受主阀1的上升时的上升力，因此具有球61的情况下自不必说，在没有球61的情况下的中心轴6与圆筒孔42的底面42a的接触面积至少为中心轴6的与轴线X正交的面的截面积以下的大小，并且，该接触面积为极其接近轴线X的范围，因此，能够将摩擦转矩降低为极小。

另外，如图1所示，均压孔11a在贯通孔11b的上部导通，主阀凸部121的均压孔11a形成于相对于从低压流路11A向轴线X方向(上方向)打开的贯通孔11b靠近轴线X的位置(向轴线X侧偏移的位置)。即，主阀凸部121与副阀凸部211均形成于靠近轴线X的位置(向轴线X侧偏移的位置)。因此，与在贯通孔11b的位置(距离轴线X的位置)打开了均压孔的情况相比，副阀凸部211搭乘到主阀凸部121上时的旋转转矩变小，能够减小驱动部5的动力。另外，在图1等的实施方式中，贯通孔11b为在轴线方向(上方向)上打开的孔，但并未限定于在轴线方向上打开的孔，可以为相对于轴线方向倾斜的斜孔。另外，在本实施方式中，在副阀2中的两个副阀凸部211之间形成能够与主阀凸部121的均压孔11a连通的均压流路21a带来的效果如下。即使在未形成均压流路21a的情况下，在均压孔11a打开时，也能在主阀与副阀的狭小的间隙流动，能够使低压流路11A和副阀收纳室12A为均压，但通过形成均压流路21a，能够更可靠且迅速地使低压流路11A和副阀收纳室12A为均压。

图9是表示实施方式的冷冻循环系统的图，是空调的冷冻循环系统的示例。空调具有压缩机50、室外热交换器60、膨胀阀70、室内热交换器80、实施方式的旋转式切换阀100，这些元件如图所示各自通过导管进行连接，构成热泵式的冷冻循环系统。

冷冻循环系统的流路通过实施方式的旋转式切换阀100切换为制冷运转以及制热运转的两通流路，通过在制冷运转时如上述说明使主阀1向逆时针方向旋转而成为图9(A)的状态，通过在制热运转时向与上述说明相反的顺时针方向使主阀1旋转而成为图9(B)的状态。另外，该图9所示的旋转式切换阀100作为从阀座部3的背侧观察的状态，仅表示主要部分的位置关系，主阀1的一部分的虚线和实线图示与阀座抵接的部分。另外，上述S端口31S、D端口31D、E切换端口31E、C切换端口31C省略符号，分别用“S”、“D”、“E”、“C”的符号表示。

在图9(A)的制冷运转时，在旋转式切换阀100中通过主阀的低压流路11A而S端口“S”连接于E切换端口“E”，通过高压空间11B而D端口“D”连接于C切换端口“C”。并且，如图中箭头所示，作为在压缩机50中被压缩的流体的制冷剂流入旋转式切换阀100的D端口“D”，从C切换端口“C”流入室外热交换器60，从室外热交换器60流出的制冷剂流入膨胀阀70。并且，在该膨胀阀70中制冷剂膨胀，向室内热交换器80供给。从该室内热交换器80中流出的制冷剂因旋转式切换阀100而从E切换端口“E”向S端口“S”流动，从S端口“S”向压缩机50循环。

在图9(B)的制热运转时，在旋转式切换阀100中通过主阀的低压流路11A而S端口“S”连接于C切换端口“C”，通过高压空间11B而D端口“D”连接于E切换端口“E”。并且，如图中箭头所示，作为在压缩机50中被压缩的制冷剂流入旋转式切换阀100的D端口“D”，从E切换端口“E”流入室内热交换器80，从室内热交换器80流出的制冷剂流入膨胀阀70。并且，在该膨胀阀70中制冷剂膨胀，向室外热交换器60供给。从该室外热交换器60流出的制冷剂因旋转式切换阀100而从C切换端口“C”向S端口“S”流动，从S端口“S”向压缩机50循环。

在以上的实施方式中，通过在中心轴(主轴)的端部设置球实现点接触，但可以仅对中心轴的端部进行球面加工。另外，在实施方式中，说明了通过主阀凸部与副阀凸部的卡合使主阀旋转的例子，但使主阀旋转的构造也可以是其他结构。

以上，关于本发明的实施方式参照附图详细地叙述，但具体结构并不限于这些实施方式，即使有未脱离本发明的宗旨的范围的设计变更等也包含于本发明中。

Claims (5)

1.一种旋转式切换阀，具备：

具有阀室的壳体部件；

与上述阀室对置设置的阀座；

在上述阀室内以轴线为中心能够旋转地配设在上述阀座上的主阀；以及

主轴，其配设于上述壳体部件与上述阀座之间，并且将上述主阀保持在上述轴线上，并能够与上述主阀一起旋转地配设，

通过使上述主阀从上述阀座上升并旋转，切换与上述阀座的端口连通的流路，

该旋转式切换阀的特征在于，

构成为，由上述主轴承受上述主阀上升时的上升力并且由该主轴的上述壳体部件侧的端部承受上述主阀上升时的上升力。

2.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，

上述主轴的上述壳体部件侧的端部通过点接触向上述壳体部件侧传递上述上升力。

3.根据权利要求2所述的旋转式切换阀，其特征在于，

在上述主轴的上述壳体部件侧的端部，通过球面构成上述点接触。

4.根据权利要求1至3任一项所述的旋转式切换阀，其特征在于，

在上述主轴的中央部的台阶部接受上述主阀。

5.根据权利要求4所述的旋转式切换阀，其特征在于，

在上述主轴的台阶部与上述主阀之间配设有垫圈。

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