JP6335090B2 - 往復動圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は、往復動圧縮機に関する。

従来、流体を圧縮する往復動圧縮機においては、圧縮室を構成するシリンダの端部に、吸込み流体および吐出し流体を通過させる孔を有する弁座板と、それらの孔を開閉する弁板と、弁板の開度を規制するための弁受とを有するものがある。

例えば特許文献１には、弁座板４４の吸入孔４９を開閉する吸入弁５１を、弁座板４４のシリンダ４２側の面に設けるとともに、吐出孔５０を開閉する吐出弁５３を、弁座板４４のシリンダヘッド４１側の面に設け、吐出弁５０の開弁方向のストロークの端をストッパ５４により規制するようにした往復圧縮機が開示されている。

また、例えば特許文献２には、弁座部材８に設けられた吐出ポート７を、吐出弁板規制部材１０ａを備えた吐出弁板１０で開とし、吐出ポート７からの炭化粉あるいは摩耗粉等の堆積物を、円形凹部２１に溜めるようにした往復動圧縮機が開示されている。

また、特許文献３には、リード弁３により開閉される吐出ポート２の開口部を、フロントヘッド２２の上面の油溜め部４の底面５ａから突出するように形成し、冷媒吐出終了時の吐出ポート２の開口部を、油溜まり部４の冷凍機油でシールすることで、マフラ室４９の冷媒の逆流による、リード弁３の閉じ遅れを防止した圧縮機が開示されている。

実開昭６２−７６２９１号公報 特開平１１−２１０６２７号公報 特開２０１１−１８３０号公報

これらの弁板は、一般に鋼板製あるいは樹脂製であって、吐出し弁を代表に動作を説明すると、圧縮機の回転に伴いシリンダ内の圧力が上昇し、吐出し室の圧力を上回ったときに、弁板に働く前後差圧で以って開弁する。開弁した弁板は弁受に衝突して停止し、シリンダ内の圧縮空気が吐出されたのちに閉弁するが、このとき再び弁座板に衝突する。弁板が衝突する速度は、圧縮機本体の回転速度に比例して上昇するため、近年の圧縮機の小型高速化に伴い、弁板の開閉衝突音は、圧縮機運転時の主たる騒音源となっている。

弁板の衝突音は、衝突時の速度に加え、弁板自体の質量にも比例して大きくなる。したがって、衝突音を緩和し、圧縮機運転時の騒音を低減するには、たとえば弁板の板厚を低減し、弁板の質量を低減することが有効であると考えられる。

しかしながら、弁板の板厚を低減すると、弁板自身の曲げ変形に対するばね力も低下する。すなわち、板厚の低減により、開弁変形した際の復元力が低下し、このことは、閉弁時の速度の低下に繋がる。閉弁速度が低下すると、圧縮機がシリンダ内の圧縮空気を吐出したあとで、閉弁動作が完了しないまま次の吸込み工程に移る「閉じ遅れ」が生じる。

閉じ遅れが大きいと、吸込み工程において、吐出し室の圧縮空気がシリンダ内に逆流するため、圧縮機としては一度圧縮した流体を再び圧縮することになる。このような運転は圧縮効率の悪化を引き起こすだけでなく、圧縮熱が蓄積されることで樹脂製ピストンリングや軸受内に封入されたグリースなどの寿命低下を招く。

閉じ遅れを防止するためには、弁板自身の曲げ変形に対するばね力を上げ、その開弁時の変形モードにおける固有振動数を高くする必要がある。しかしながら、弁板の板厚を増すと前述した通りに衝突音の悪化を招くし、また弁板の全長を短くすると、必要な弁開度を維持するための曲げ角度が大きくなり、開閉動作の繰り返しによる弁板の疲労破壊の危険が生じる。

特許文献１、２では、上記したような、弁板の閉じ遅れや疲労破壊の問題に関しては、何ら考慮されていない。

また、特許文献３の構成でも、リード弁３の閉じ遅れを十分に防止するのは困難である。

そこで、本発明の目的は、流体の通過孔を開閉する弁板を有する往復動圧縮機において、弁板の開閉動作に伴う騒音を低減でき、かつ弁板の閉じ遅れに伴う圧縮効率の低下が防止された往復動圧縮機を得ることである。

上記課題を解決するための本発明の一実施形態としては、シリンダ内を往復動するピストンと、前記シリンダ端面に設けられた弁座板と、前記弁座板に固定され、前記ピストンの往復動に伴って前記弁座板の孔部を開閉する弁板と、前記弁板の開度を規制する弁受とを備え、前記弁座板には、前記弁板の固定端と前記孔部との間に、前記弁板の固定端における前記弁座板の表面よりも座面を低くした凹部が設けられており、前記弁受は、前記凹部の形成領域の範囲内に、前記弁板の回転支点となる屈曲部を有し、前記屈曲部から開放端に向けて、上方に傾斜していることを特徴とする往復動圧縮機とする。

また、本発明の一実施形態としては、シリンダ内を往復動するピストンと、前記シリンダ端面に設けられた弁座板と、前記弁座板に固定され、前記ピストンの往復動に伴って前記弁座板の孔部を開閉する弁板と、前記弁板の開度を規制する弁受とを備え、前記弁座板には、前記弁板の固定端と前記孔部との間に、前記弁板の固定端における前記弁座板の表面よりも座面を低くした凹部が設けられており、前記弁受の開放端は、前記凹部の形成領域の範囲内に位置していることを特徴とする往復動圧縮機とする。

本発明によれば、流体の通過孔を開閉する弁板の閉じ遅れに伴う圧縮効率の低下が防止された往復動圧縮機を実現することができる。

実施形態に係る往復動式の圧縮機の概略構成を示す断面図である。 図１に示す圧縮機本体を側面から見たときの内部構造を示す断面図である。 従来の吐出し弁受を備えた弁座板の外観を示す概略斜視図である。 図３中Ａ−Ａ線に沿う縦断面図である。 図４Ａに示す従来の吐出し弁板の開弁状態を示す縦断面図である。 圧縮機本体稼働時のクランクシャフトの回転角度とシリンダ内圧変化との関係を示す図である。 圧縮機本体稼働時のクランクシャフトの回転角度と吐出し弁板の吐出し孔直上における変位との関係を示す図である。 吐出し弁板の閉弁状態を示す図である。 図６Ａに示す吐出し弁板の開弁状態を示す図である。 吐出し弁板の変形状態を、梁の曲げ変形としてモデル化して示す図である。 吐出し弁板の閉弁状態を示す図である。 図８Ａに示す吐出し弁板の開弁状態を示す図である。 従来の吐出し弁板の閉弁状態を示す図である。 図９Ａに示す従来の吐出し弁板の開弁状態を示す図である。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
図１は、実施形態に係る往復動式の圧縮機の概略構成を示す断面図であり、図２は、図１に示す圧縮機本体１を側面（図１中右側）から見たときの内部構造を示す断面図である。

図１は、実施形態に係る往復動式の圧縮機の構成の一例を示す概略断面図であり、図２は、図１の側方（右側）からみた圧縮機本体１の内部構造を示す断面図である。

図１に示す往復動圧縮機１０は、圧縮機本体１と、圧縮機本体１を駆動する電動機２と、圧縮機本体１及び電動機２が上部に配置されたタンク３とを有している。圧縮機本体１は流体を圧縮するものであり、その内部構造は図２に示すように、クランク室２１と、クランク室２１から鉛直方向に突出するシリンダ２２と、シリンダ２２内に設置されたピストン２５と、シリンダ２２の上部を閉鎖するシリンダヘッド２３と、クランク室２１の中央に回転可能に支持されたクランク軸２４とを有している。

シリンダヘッド２３内部は、隔壁２６により、シリンダ２２内に吸い込まれる流体が外部から流入する吸込み室２３ａと、シリンダ２２内で圧縮された流体が吐出される吐出し室２３ｂとに隔離されており、クランク室２１内のクランク軸２４が回転すると、シリンダ２２内に設置されたピストン２５が鉛直方向に往復動し、その結果として、シリンダ２２外部から吸込み室２３ａに流入した流体がシリンダ２２内に吸引され、圧縮された後、吐出し室２３ｂに吐出される。

なお、説明の簡略化のため、図１及び図２に示す圧縮機形状は、ピストン・シリンダを一対しか持たない単気筒のものとしているが、本実施形態は、クランク軸２４に対して直列あるいは放射状に複数のピストン・シリンダを有する形態の圧縮機にも適用可能である。

圧縮機本体１は、クランク軸２４を電動機２の回転軸と並行に配置した状態でタンク３の上面に固定されており、クランク軸２４には圧縮機プーリ４が、電動機２の電動機軸（不図示）には電動機プーリ５が固定されている。圧縮機本体１に付設された圧縮機プーリ４は羽根を有しており、その回転に伴い冷却風を圧縮機本体１に向けて発生させることで、圧縮機本体１の放熱を促す。圧縮機プーリ４及び電動機プーリ５には、動力伝達のための伝動ベルト６が巻回されている。これにより、電動機２の回転にしたがって、電動機プーリ５、伝動ベルト６及び圧縮機プーリ４を介して圧縮機本体１のクランク軸２４が回転駆動される。

図２において、シリンダ２２の端面には、シリンダ２２とシリンダヘッド２３との間に挟持されるように、弁座板３１が設けられている。弁座板３１には、シリンダヘッド２３の吸込み室２３ａに連通する吸込み孔３４ａと、吐出し室２３ｂに連通する吐出し孔３４ｂとが設けられており、弁座板３１のシリンダ２２側には、吸込み孔３４ａを開閉する吸込み弁板３２ａが、弁座板３１のシリンダヘッド２３側には、吐出し孔３４ｂを開閉する吐出し弁板３２ｂが、それぞれ設けられている。クランク軸２４の回転に伴いピストン２５が上下動すると、シリンダ２２内部の圧力が変動し、吸込み弁板３２ａ又は吐出し弁板３２ｂが開閉する。

具体的には、ピストン２５が上下動し、シリンダ２２内部の圧力が吸込み室２３ａ内の圧力を下回ると、吸込み弁板３２ａが開弁し、吸込み室２３ａ内の流体が吸込み孔３４ａを通過してシリンダ２２内に流入する。シリンダ２２内への流体の流入に伴いシリンダ２２内の圧力が上昇すると、弁板自身のばね力により吸込み弁板３２ａが閉弁する。同様に、シリンダ２２内部の圧力が吐出し室２３ｂの圧力を上回ると、吐出し弁板３２ｂが開弁し、シリンダ２２内の圧縮流体が吐出し孔３４ｂを通過して吐出し室２３ｂに吐出される。シリンダ２２からの流体の流出に伴いシリンダ２２内の圧力が下降すると、弁板自身のばね力により吐出し弁板３２ｂが閉弁する。すなわち、全閉状態の弁板に開弁動作を行わせる駆動力が、シリンダ内の圧力上昇によって生じる弁板前後差圧であるのに対して、前開状態の弁板に閉弁動作を行わせる駆動力は、主に弁板自身のばね力である。

以降、図３〜図９は、吐出し弁板の開閉動作を例として説明を行うが、吸込み弁板についても、以下に説明するのと同様の内容を適用可能である。

図３に、従来の弁受１３３ｂを備えた弁座板１３１の外観を概略斜視図として示す。弁座板１３１には、吐出し弁板１３２ｂ（以下、単に弁板１３２ｂと示す。）の開度を規制し、過度の曲げ変形を回避するためのストッパとして弁受１３３ｂが取り付けられている。図３において、弁受１３３ｂは弁板１３２ｂの固定端から開放端（吐出し孔１３４ｂ側）に向けて上方に傾斜している。図４は、図３に示す従来の弁板１３２ｂの開閉挙動を示す図であり、図４Ａは、図３中Ａ−Ａ線に沿う縦断面図であり、図４Ｂは、図４Ａに示す弁板１３２ｂの開弁状態を示す縦断面図である。図４Ａ及び図４Ｂに示すように、弁板１３２ｂは、その開閉動作時に弁受１３３ｂ又は弁座板１３１に衝突する。

弁板１３２ｂが弁受１３３ｂ又は弁座板１３１に衝突するときの衝突音は、弁板１３２ｂの衝突直前の運動エネルギーＥに比例し、次式（１）に示すように、弁板１３２ｂの質量ｍ及び衝突速度Ｖに比例して増加する。

式（１）における弁板１３２ｂの衝突速度Ｖは、圧縮機本体１の回転速度Ｎに比例して増加するため、圧縮機の小型高速化が進むにつれ、式（１）の運動エネルギーＥも加速度的に増加する。弁板１３２ｂ等の弁板が衝突した際のエネルギーは、弁座板１３１から、隣接するシリンダ２２やシリンダヘッド２３へ伝播し、機械音となって放射される。以上の経緯によって、一般の往復動圧縮機における弁の開閉衝突音は、運転時の主たる騒音源となる。

弁板の衝突音を低減するためには、式（１）中の質量ｍを下げることが有効であり、この観点からいえば、弁板の板厚は薄いほど良い。また一般に、弁板には、衝突にともなう衝撃疲労への耐久性が求められるため、その材質としては、清浄度を上げた特殊なステンレス鋼板や、スーパーエンプラなどの高価な樹脂材が使用される。したがって、弁板の板厚低減は、製品原価面でも利点となる。

しかしながら、弁板の板厚を低減すると、図４Ｂに示すように弁板が開弁したときに働く、弁板自身のばね性による復元力が低下する。この復元力の低下により、閉弁速度も低下する。図５Ａは、圧縮機本体稼働時のクランクシャフト２４の回転角度とシリンダ２２内圧変化との関係を示す図である。また、図５Ｂは、圧縮機本体稼働時のクランクシャフト２４の回転角度と吐出し弁板の吐出し孔直上における変位との関係を示す図である。

図５Ａ及び図５Ｂは、一般的な往復動圧縮機に図３及び図４に示す形態の弁板及び弁受を有する弁座板を備えたものについて、シャフト回転角度の変化に伴うシリンダ内圧変化と吐出し弁板の弁変位とをそれぞれシミュレーションしたものであり、両図において、回転角度１８０度はピストン変位の上死点に相当する。図５Ａに示すように、シリンダ２２内の圧力は、クランクシャフト２４の回転角度の増加に伴い増加し、上死点である１８０度に達しピストン２５が下降するに伴い、シリンダ２２内圧も低下する。

図５Ｂには、弁板の板厚を０．４ｍｍとした場合の弁板の変位と、弁板の板厚を０．２ｍｍとした場合の弁板の変位の双方について示している。図５Ｂに示すように、板厚が０．２ｍｍである場合には、板厚が０．４ｍｍである場合と比較して、閉弁が完了するタイミングが遅くなっており、ピストンが下降を始め吸込み工程に移った時点（回転角度１８０度）で漸く閉弁動作が開始している。一方、図５Ａに示すように、シリンダ２２の内圧は、回転角度１８０度を境にピストン２５が下降するのに伴い低下するため、ピストン２５が上死点を通過してから閉弁するまでの間に、シリンダ２２内から一度吐出し室２３ｂに送り出された圧縮空気が、再度シリンダ２２内に逆流する。このような、弁板の閉じ遅れに伴う圧縮空気の逆流は、圧縮効率の低下だけでなく、圧縮熱の停滞による、圧縮機本体の温度上昇を引き起こす。圧縮機本体の温度上昇は、軸受に封入されたグリースや樹脂製ピストンリングの寿命低下などの不具合の原因となる。

図１、２で説明したように、全開状態の弁板に閉弁動作を行わせる駆動力は、主に弁板自身のばね力である。弁板のばね力は、弁開時の弁板の形状を一種の振動モード形状と捉えたときの固有振動数に相当し、固有振動数を高めることで、弁板のばね力が高められる。図４Ｂに示す弁板１３２ｂの開弁形状は、弁板１３２ｂ自体を根元固定された片持ち梁と捉えれば、一次の振動モード形状と考えられ、その固有振動数ｆは次式（２）によって表される。

式（２）において、λ＝１．８７５であり、πは円周率、Ｌは弁板の全長、Ｅは弁板のヤング率、Ｉは弁板の断面二次モーメント、ρは弁板の密度、Ａは弁板の断面積である。

式（２）において、弁板１３２ｂの板厚を低減すると、断面二次モーメントと断面積との比である、Ｉ／Ａも低下するため、固有振動数ｆが低下し、閉じ遅れが発生する。弁板の閉弁速度を向上させ、弁板の閉じ遅れを低減するためには、弁板の固有振動数ｆを向上させて、弁板が開弁変形したときに働く復元力を高める必要がある。

図６は、第１の実施形態に係る往復動圧縮機に備えられた吐出し弁板３２ｂの開閉挙動を示す図であり、図６Ａは、吐出し弁板３２ｂの閉弁状態を示す図であり、図６Ｂは、図６Ａに示す吐出し弁板３２ｂの開弁状態を示す図である。図６Ａ、６Ｂにおいて、弁座板３１には、吐出し弁板３２ｂ（以下、単に弁板３２ｂと示す。）の固定端と吐出し孔３４ｂとの間の領域に、固定端における弁座板３１表面よりも座面を低くした凹部３１ａが設けられており、凹部３１ａの上方には、弁板３２ｂの開度を規制する弁受３３が設けられている。

弁受３３は、その略中央に屈曲部３３ａを有している。屈曲部３３ａは、凹部３１ａの形成領域の範囲内に設けられており、この屈曲部３３ａを始点として、その開放端側に向けて上方に傾斜するように形成されている。弁板３２ｂは、その開弁動作時には、図６Ｂに示すように、弁受３３の屈曲部３３ａ（傾斜開始点）にその一部を支持されながら、屈曲部３３ａを回転支点として開弁する。このとき、弁板３２ｂは、屈曲部３３ａによる支持点を含む部分が、凹部３１ａの深さ方向に沈み込む。

図６Ａ、６Ｂに示すように、弁板３２ｂは、その一部を弁受３３の屈曲部３３ａ（傾斜開始点）で支持されながら開弁するため、上記と同様に弁板３２ｂ自体を根元固定された片持ち梁として捉えると、全開時の開弁形状は、二次の振動モードに近くなる。このときの固有振動数ｆは、式（２）においてλ＝４．６９４として求められ、その数値は、図４Ｂに示す従来の形状の弁受１３３ｂを有する形態における固有振動数ｆの６．３倍となる。したがって、固有振動数ｆの上昇分だけ、弁板３２ｂの板厚を低減することが可能となる。

弁座板３１の凹部３１ａは、弁板３２ｂが全開したときに、その中央部分が沈み込む範囲よりも広く、かつ沈み込む深さよりも深くして設けることが必要である。弁座板３１の凹部３１ａが、弁板３２ｂの沈み込み範囲よりも狭い場合、又は沈み込み深さより浅い場合には、弁板３２ｂと凹部３１ａとが干渉し、弁板３２ｂの摩耗が生じたり、又は開弁時に弁板３２ｂが設計開度に到達しないなど、種々の問題を生ずるおそれがある。

したがって、凹部３１ａとしては、図６Ａ及び次式（３）に示すとおり、凹部３１ａの弁板固定端側の端部Ｘから弁板開放端側（吐出し孔３４ｂ側）の端部Ｙまでの距離βが、凹部３１ａの弁板固定端側の端部Ｘから弁受３３の屈曲部３３ａまでの距離αより大きくなるよう設定する。

凹部３１ａの深さＤとしては、弁板３２ｂの全開時に、弁板３２ｂが凹部３１ａの底面に接触しないようにするため、弁板３２ｂの全開時の沈み込み量をＳとしたとき、下記式（４）を満たす必要がある。

弁板３２ｂの沈み込み量Ｓは、弁板３２ｂを、図７中破線で示すように、一様断面形状を有しかつ片側固定、途中支持の板梁にモデル化して求められる。図７は、弁板の変形状態を、梁の曲げ変形としてモデル化して示す図であり、図７において、途中支持点Ｑは、図６Ｂに示す弁受３３の屈曲部（傾斜開始点）３３ａに相当する。沈み込み量Ｓは、この梁モデルにおいて、先端に仮想的な荷重Ｐを受けるものとして、先端変位量が弁板全開時の設計変位ｈとなったときの、凹部３１ａへの沈み込みが最大となる位置での沈み込み量として求めることができる。

弁板３２ｂの固定端から距離ｘの位置における梁の撓みｗは、ａ≦ｘ≦Ｌの範囲においては次式（５）で表される。

ここで、Ｒは途中支持点Ｑの反力であって、次式（６）で表される。また、ａは弁板３２ｂの固定端から弁受３３の屈曲部３３ａ（途中支持点Ｑ）までの距離、Ｌは弁板３２ｂの固定端から開放端までの長さである。

ｘ＝Ｌの点でｗ＝ｈとなることから、式（５）、（６）よりＰを逆算すると、下記式（７）が得られる。

次に、弁板３２ｂの沈み込みが最大となる位置での沈み込み量を求める。固定端から距離ｘの位置における梁の撓みｗは、ｘ≦ａの範囲においては次式（８）で表される。

沈み込み量が最大となる点では、ｄｗ／ｄｘ＝０であることから、上記式（８）より、次式（９）が導出される。

式（６）、（７）、（９）を式（８）に代入すれば、沈み込み量Ｓは次式（１０）のように求められる。

したがって、凹部深さＤとしては、式（４）、式（１０）より、下記式（１１）を満たすように設定することで、開弁時における弁板３２ｂと凹部３１ａとの干渉を抑制することができる。

図６Ａ及び図６Ｂに示すように、弁受３３は、弁板３２ｂとの接触面３３Ｂが、その固定端から屈曲部３３ａまでの領域において、弁座板３１の表面と平行となるように設けられている。これにより、屈曲部３３ａによる弁板３２ｂの支持点と、弁板３２ｂの固定端とが、この固定端を含む水平面からの弁板３２ｂ開閉方向の高さに関して、略同等の高さとなり（図６Ｂ参照。）、全開時における弁板３２ｂの傾斜角が十分に確保される。したがって、図６Ａ、図６Ｂに示すように弁受３３を設けることで、弁板３２ｂを凹部３１ａに十分に沈み込ませることができ、閉弁時における弁板３２ｂのばね力を、より効果的に向上させることができる。

なお、本明細書において、「弁板の全開時の変位」と示しているものは、必ずしも弁板先端が弁受に接触したときの変位だけを意味するものではない。圧縮機の運転条件によっては、弁板先端は弁受に接触しないまま閉弁することも起こり得る。このため、「弁板の全開時の変位」は、あくまでも圧縮機の運転時に弁板先端が取り得る最大変位と定義する。

次に、本発明の第２の実施形態について説明する。
なお、第２の実施形態は、弁座板に設けられる弁受の形状を、図６Ａ及び図６Ｂに示す形状（第１の実施形態）から変更したものであり、その他の構成は、第１の実施形態と同様の構成が採用される。

図８は、第２の実施形態に係る往復動圧縮機に備えられた吐出し弁板８２の開閉挙動を示す図であり、図８Ａは、吐出し弁板８２の閉弁状態を示す図であり、図８Ｂは、図８Ａに示す吐出し弁板８２の開弁状態を示す図である。図８において、弁座板８１には、第１の実施形態に係る弁座板３１と同様、吐出し孔８４を開閉する吐出し弁板８２（以下、単に弁板８２と示す。）が設けられており、弁板８２の固定端と吐出し孔８４との間の領域には、固定端における弁座板８１表面よりも座面を低くした凹部８１ａが設けられている。

図８Ａに示すように、凹部８１ａの上方には、弁板８２の開度を規制する弁受８３が設けられており、弁受８３は、その固定端からその開放端８３ａまでの距離が、この固定端から弁板８２の開放端までの距離よりも短く形成されており、その途中に屈曲点を有しておらず、水平に伸びるように設けられている。

本実施形態では、弁板８２は、その開弁動作時には、図８Ｂに示すように、弁受８３の開放端８３ａを回転支点として開弁するものであり、弁受８３は、その開放端８３ａが凹部８１ａの形成領域の範囲内に位置するように設けられている。第２の実施形態においても、弁板８２は、開放端８３ａによる支持点を含む部分が、凹部８１ａの深さ方向に沈み込む。

第２の実施形態に係る構成では、弁板８２は、開弁動作の途中で弁受８３に衝突しないため、第１の実施形態と比較して、弁板８２開閉時の騒音を大幅に低減することが可能となる。

弁受８３の開放端８３ａ（先端部分）は、弁板８２と接触し、かつ弁板８２の開閉動作の支点となることを考慮すると、開放端８３ａの形状が鋭角であると、弁板８２に応力集中を生じ折損の危険性がある。したがって、弁受８３の開放端８３ａは、図８Ａ、図８Ｂに示すように、丸みを帯びた形状であることが望ましい。

図８Ａ及び図８Ｂに示すように、弁受８３は、弁板８２との接触面８３Ｂが、弁座板８１の表面と平行となるように設けられている。これにより、開放端８３ａによる弁板８２の支持点と、弁板８２の固定端とが、この固定端を含む水平面からの弁板８２開閉方向の高さに関して、略同等の高さとなり（図８Ｂ参照。）、全開時における弁板８２の傾斜角が十分に確保される。したがって、図８Ａ、図８Ｂに示すように弁受８３を設けることで、弁板８２を凹部８１ａに十分に沈み込ませることができ、閉弁時における弁板８２のばね力を、より効果的に向上させることができる。

第２の実施形態においても、弁板８２の全開時における、弁板８２と凹部８１ａとの干渉を防止するためには、第１の実施形態と同様、弁座板８１の凹部８１ａは、弁板８２が全開したときに、その中央部分が沈み込む範囲よりも広く、かつ沈み込む深さよりも深くして設けることが必要である。

したがって、凹部８１ａとしては、図８Ａ及び上記式（３）に示すとおり、凹部８１ａの弁板固定端側の端部Ｘから弁板開放端側（吐出し孔８４側）の端部Ｙまでの距離βが、凹部８１ａの弁板固定端側の端部Ｘから弁受８３の開放端８３ａまでの距離αより大きくなるように設定する。

また、凹部８１ａの深さＤは、第１の実施形態と同様、弁板８２の全開時の沈み込み量をＳとするとき、上記式（４）を満たす必要がある。第２の実施形態における弁板８２の全開時の沈み込み量Ｓは、上記式（１０）中の「ａ」を、弁板８２の固定端から弁受８３の開放端８３ａまでの距離として、式（１０）により求めることができる。したがって、第２の実施形態においては、弁板８２の固定端から弁受８３の開放端８３ａまでの距離を「ａ」としたときに、凹部深さＤが上記式（１１）満たすように設定することで、開弁時における弁板３２ｂと凹部３１ａとの干渉を抑制することができる。

なお、開弁動作時に弁板を弁受に衝突させない弁構成としては、例えば図９Ａ及び図９Ｂに示すように、弁板１９２の開度を規制する弁受を使用しないものが、一般の構成として公知である。図９は、従来の往復圧縮機に備えられた弁板１９２の開閉挙動を示す図であり、図９Ａは、吐出し弁板１９２の閉弁状態を示す図であり、図９Ｂは、図９Ａに示す吐出し弁板１９２の開弁状態を示す図である。

しかしながら、図９Ａ及び図９Ｂに示す構成では、弁受との衝突時の衝突音低減の効果は得られるものの、開弁時の主たる変形のモード次数が一次であるため、固有振動数が低く、依然として、閉じ遅れによる圧縮効率低下などの性能低下が問題となる。また、圧縮機の高速化や高圧化に伴い、開弁動作時に弁板１９２に働く力が大きくなると、弁板１９２の開度が過大となり、弁板１９２の根元付近において、曲げ疲労による破損が生じるおそれがある。また、開弁時に弁板１９２全体が開放されるため、開閉挙動が不安定となるおそれもある。

本実施形態に係る構成では、図８Ｂで示すように、弁板８２が、弁受８３の開放端を支持点として開弁することで、その開弁挙動が規制されている。このため、弁板８２の開度が過大となるのが抑制されており、曲げ疲労による破損や開閉挙動の不安定化を防止することができる。また、本実施形態では、第１の実施形態と同様、開弁時の変形のモード次数が二次であるため、弁板８２の板厚を低減した場合でも、固有振動数ｆを高く維持することができる。したがって、弁板の開閉に伴う騒音を抑制しつつ、弁板８２の閉じ遅れによる圧縮効率等の性能の低下を防止することが可能である。

本発明に係る圧縮機は、主に空気等の気体を圧縮することが可能であるが、圧縮処理が可能な流体としては、必ずしも空気に限定されず、種々の流体の圧縮に適用することが可能である。

なお、本発明は、必ずしも上記した実施形態に記載した構成に限られず、上記した各実施形態に、他の構成要素を含むことも可能である。

１…圧縮機本体、２…電動機、３…タンク、４…圧縮機プーリ、５…電動機プーリ、６…伝動ベルト、１０…往復動圧縮機、２１…クランク室、２２…シリンダ、２３…シリンダヘッド、２３ａ…吸込み室、２３ｂ…吐出し室、２４…クランク軸、２５…ピストン、２６…隔壁、３１、８１…弁座板、３１ａ、８１ａ…凹部、３２ａ…吸込み弁板、３２ｂ、８２…吐出し弁板、３３、８３…弁受、３３ａ…屈曲部、３４ａ…吸込み孔、３４ｂ、８４…吐出し孔、８３ａ…弁受８３の開放端、１３１、１９１…従来の弁座板、１３２ｂ、１９２…従来の吐出し弁板、１３３ｂ…従来の弁受、１３４ｂ、１９４…従来の吐出し孔、Ｘ…凹部３１ａの弁板固定端側の端部、Ｙ…凹部３１ａの弁板開放端側の端部、α…端部Ｘから屈曲部３３ａ（開放端８３ａ）までの距離、β…端部Ｘから端部Ｙまでの距離、ａ…弁板３２ｂの固定端から屈曲部３３ａまでの距離（弁板８２の固定端から弁受８３の開放端８３ａまでの距離）、Ｌ…弁板３２ｂの固定端から開放端までの長さ、Ｓ…弁板の全開時の沈み込み量、Ｑ…途中支持点

Claims (10)

1. シリンダ内を往復動するピストンと、
   前記シリンダ端面に設けられた弁座板と、
   前記弁座板に固定され、前記ピストンの往復動に伴って前記弁座板の孔部を開閉する弁板と、
   前記弁板の開度を規制する弁受と、を備え、
   前記弁座板には、前記弁板の固定端と前記孔部との間に、前記弁板の固定端における前記弁座板の表面よりも座面を低くした凹部が設けられており、
   前記弁受の開放端は、前記凹部の形成領域の範囲内に位置していることを特徴とする往復動圧縮機。
2. 前記弁板は、開弁動作に伴い前記凹部の深さ方向に沈み込む部分を有することを特徴とする請求項１に記載の往復動圧縮機。
3. 前記弁座板の凹部の深さは、前記弁板が全開となったときの前記沈み込み部分の沈み込み深さよりも深くなっていることを特徴とする請求項２に記載の往復動圧縮機。
4. シリンダ内を往復動するピストンと、
   前記シリンダ端面に設けられた弁座板と、
   前記弁座板に固定され、前記ピストンの往復動に伴って前記弁座板の孔部を開閉する弁板と、
   前記弁板の開度を規制する弁受と、を備え、
   前記弁座板には、前記弁板の固定端と前記孔部との間に、前記弁板の固定端における前記弁座板の表面よりも座面を低くした凹部が設けられており、
   前記弁受は、前記凹部の形成領域の範囲内に、前記弁板の回転支点となる屈曲部を有し、前記屈曲部から開放端に向けて、上方に傾斜しており、
   前記弁板は、開弁動作時にその一部が前記凹部の深さ方向に沈み込む挙動を伴い、
   前記弁座板の凹部の深さＤは、前記弁板の固定端から前記弁受の屈曲部までの距離をａ、前記弁板の固定端から開放端までの長さをＬ、前記弁板の全開時における開放端の変位をｈとしたとき、次式（１１）を満たすことを特徴とする往復動圧縮機。
   

   
5. 前記弁板は、開弁動作時にその一部が前記凹部の深さ方向に沈み込む挙動を伴い、
   前記弁座板の凹部の深さＤは、前記弁板の固定端から前記弁受の開放端までの距離をａ、前記弁板の固定端から開放端までの長さをＬ、前記弁板の全開時における開放端の変位をｈとしたとき、次式（１１）を満たすことを特徴とする請求項１に記載の往復動圧縮機。
   

   
6. 前記凹部の前記弁板固定端側端部から前記弁板開放端側の端部までの距離は、前記凹部の前記弁板固定端側端部から前記弁受の屈曲部までの距離よりも長いことを特徴とする請求項４に記載の往復動圧縮機。
7. 前記凹部の前記弁板固定端側端部から前記弁板開放端側の端部までの距離は、前記凹部の前記弁板固定端側端部から前記弁受の開放端までの距離よりも長いことを特徴とする請求項１、２、３、５のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
8. 前記弁受は、その固定端から前記屈曲部までの領域における、前記弁板との接触面が、前記弁座板の表面と平行に設けられていることを特徴とする請求項４、６のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
9. 前記弁受は、前記弁板との接触面が、前記弁座板の表面と平行に設けられていることを特徴とする請求項１，２，３，５，７のいずれか１項に記載の往復動圧縮機。
10. シリンダ内を往復動するピストンと、
    前記シリンダ端面に設けられた弁座板と、
    前記弁座板に固定され、前記ピストンの往復動に伴って前記弁座板の孔部を開閉する弁板と、
    前記弁板の開度を規制する弁受と、を備え、
    前記弁座板には、前記弁板の固定端と前記孔部との間に、前記弁板の固定端における前記弁座板の表面よりも座面を低くした凹部が設けられており、
    前記弁受は、前記凹部の形成領域の範囲内に、前記弁板の回転支点となる屈曲部を有し、前記屈曲部から開放端に向けて、上方に傾斜しており、
    前記弁板は、開弁動作に伴い前記凹部の深さ方向に沈み込む部分を有し、
    前記弁座板の凹部の深さは、前記弁板が全開となったときの前記沈み込み部分の沈み込み深さよりも深くなっている
    ことを特徴とする往復動圧縮機。

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