WO2018062479A1 - 圧縮機の弁構造 - Google Patents

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WO2018062479A1
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valve
valve seat
reed
port
discharge
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PCT/JP2017/035461
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English (en)
French (fr)
Inventor
石田　欣之
高橋　秀行
和人 渡邉
崇之 遠藤
浩 何
Original Assignee
株式会社ヴァレオジャパン
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B39/00—Component parts, details, or accessories, of pumps or pumping systems specially adapted for elastic fluids, not otherwise provided for in, or of interest apart from, groups F04B25/00 - F04B37/00
    • F04B39/10—Adaptations or arrangements of distribution members

Definitions

  • the present invention relates to a valve structure of a compressor, and more particularly, to a valve structure in which a valve plate is disposed between a cylinder block and a cylinder head, and a port formed in the valve plate is opened and closed by a reed valve.
  • a cylinder block in which a cylinder bore is formed, a piston that reciprocates linearly in the cylinder bore, and a cylinder block on the side opposite to the side where the piston is inserted are provided to temporarily store the working fluid.
  • the cylinder bore, the suction chamber, and the discharge chamber communicate with each other via a port provided in the valve plate, and each port has a valve body (suction valve) including an elastic reed valve. , The discharge valve).
  • the leading end of the reed valve is formed to be larger than the port, and the flow of the working fluid passing through the port is shielded by closing the leading end of the reed valve against the valve plate (valve closing).
  • valve closing when the pressure on the upstream side of the port becomes higher than the pressure on the downstream side, the reed valve is separated from the valve plate due to the pressure difference of the working fluid acting on the tip of the reed valve, and the working fluid is allowed to flow (open). valve).
  • the contact width between the tip of the reed valve and the valve plate is preferably wide enough to seal the working fluid without leakage, but the area where the tip of the reed valve contacts the valve seat is large. If it is too high, the opening of the reed valve is hindered by the surface force of the surface of the reed valve due to the lubricating oil interposed between the tip of the reed valve and the valve seat when the valve is closed. For this reason, it is necessary to appropriately manage the contact width at which the tip of the reed valve contacts the valve plate.
  • an annular groove 101 is formed around the port 100 of the valve plate 3 disposed between the cylinder block and the cylinder head.
  • an annular valve seat 102 is formed on the periphery of the opening end of the port 100, and the tip end portion 103a of the reed valve 103 is brought into elastic contact with the valve seat 102 to open and close the port 100.
  • the leading end portion 103 a of the reed valve 103 is seated on the valve seat 102, the outer edge of the leading end portion 100 a protrudes from the valve body 102 and protrudes onto the annular groove 101.
  • the conventional structure Since the outer edge of the leading end portion 103a of the reed valve 103 is projected on the annular groove 101 in this way, even if the relative position of the reed valve and the valve plate varies due to manufacturing variations, the leading end portion 103a of the reed valve 103 is Therefore, the conventional structure has an advantage that the size of the valve seat 102 with which the reed valve 103 abuts can be managed to a preferable value by processing only the valve plate 3. Yes.
  • the portion of the reed valve 103 that protrudes outside the valve seat 102 swings so as to enter the inside of the annular groove 101 due to the inertial force when the reed valve 103 is seated on the valve seat 102, and FIG.
  • tensile stress and compressive stress repeatedly act in the vicinity of the protruding portion (region indicated by a broken line). For this reason, there is a concern that the bending stress may cause the tip portion of the reed valve 103 to break down due to fatigue.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides a compressor valve structure capable of maintaining stable operation without causing damage to a reed valve or a valve seat during high-speed operation. The main issue.
  • the compressor valve structure includes a cylinder block in which a cylinder bore is formed, a piston that reciprocates linearly in the cylinder bore, and a space that temporarily stores a working fluid.
  • a valve seat with which the reed valve abuts is provided on the periphery of the opening end of the port of the valve plate.
  • the side corresponding to the tip of the lead valve is set to be larger than the side corresponding to the base end of the reed valve.
  • the radial width on the distal end side of the reed valve is set larger than the radial width on the proximal end side.
  • the valve seat may be formed by providing a plurality of non-continuous recesses around the port of the valve plate.
  • the valve seat is annular around the port of the valve plate. By forming a groove, an annular valve seat may be formed around the opening periphery of the port.
  • the reed valve tip protrudes from the valve seat onto the annular groove in order to stabilize the contact area between the reed valve tip and the valve seat. It is preferable.
  • the outermost edge of the valve seat with which the tip of the reed valve abuts is a straight line perpendicular to the extending direction (axial direction) of the reed valve. It is preferable to make it into a shape. By adopting such a configuration, it is possible to deform the portion of the reed valve that protrudes from the valve seat with the straight outer edge on the tip side of the valve seat as the base end, reducing the stress during deformation of the protruding portion. It becomes possible to do.
  • the radial width on the distal end side of the reed valve is set larger than the radial width on the proximal end side. Therefore, it is possible to effectively increase only the contact area on the distal end side of the reed valve that has a large impact when the valve is closed, and to reduce the surface pressure between the reed valve and the valve seat when the valve is closed. For this reason, it is possible to avoid the disadvantage that the reed valve is damaged or the valve seat is damaged due to the impact force generated when the reed valve collides with the valve seat.
  • FIG.1 (a) is sectional drawing which shows a part of compressor provided with the valve structure which concerns on this invention
  • FIG.1 (b) is sectional drawing which shows the valve structure which concerns on this invention.
  • FIG. 2A is a view showing an end face of the valve plate on the cylinder block side
  • FIG. 2B is a view showing a suction valve seat superimposed on the end face.
  • FIG. 3 is a view showing a state in which the suction valve seat is superimposed on the valve plate.
  • FIG. 4A is a view showing an end face of the valve plate on the cylinder head side
  • FIG. 4B is a view showing a discharge valve seat superimposed on this end face.
  • FIG. 5 is a view showing a state in which the discharge valve seat is superimposed on the valve plate.
  • FIG. 6 is an enlarged view showing the valve structure
  • (a) is a plan view showing the shape of the valve seat
  • (b) is a side sectional view of the valve structure.
  • FIG. 7 is a view showing a region where a high contact pressure acts due to the impact of the reed valve seated on the valve seat in the valve structure according to the present invention.
  • FIG. 8 is a diagram showing another example of the valve structure
  • FIG. 8A is a diagram showing the shape of the outer edge of the valve seat with which the tip of the reed valve abuts
  • FIG. It is a figure which shows the area
  • FIG. 9A is a plan view showing a relationship between a valve seat having a conventional valve structure and a reed valve seated on the valve seat
  • FIG. 9B is a side sectional view of FIG. 9A. is there.
  • FIG. 10 is a diagram showing stress acting on the reed valve in the conventional valve structure
  • FIG. 10A is a diagram showing a region where high contact pressure acts due to the impact of the reed valve seated on the valve seat
  • FIG. 10B is a diagram illustrating a region where bending stress is generated due to deformation of the leading end side of the reed valve when the reed valve is seated on the valve seat.
  • the piston type compressor 1 shows a piston type compressor 1 using a valve structure according to the present invention.
  • the piston type compressor 1 is assembled so as to cover a cylinder block 2, a cylinder head 4 assembled to the rear side of the cylinder block 2 via a valve plate 3, and a front side of the cylinder block 2.
  • a front housing 6 defining a crank chamber 5 on the front side of the block 2 is provided.
  • the front housing 6, the cylinder block 2, the valve plate 3, and the cylinder head 4 are fastened in the axial direction by fastening bolts (not shown) to constitute a compressor housing 7.
  • the drive shaft 8 disposed in the crank chamber 5 is rotatably held by the front housing 6 and the cylinder block 2 via a bearing 9 (only the cylinder block side is shown). And is connected to a travel engine (not shown) via a belt and a pulley, and the power of the travel engine is transmitted to rotate.
  • the cylinder block 2 is formed with a support hole 11 in which the bearing 9 is accommodated, and a plurality of cylinder bores 12 arranged at equal intervals on a circumference around the support hole 11. 12, a single-head piston 13 is inserted so as to be reciprocally slidable.
  • a swash plate 14 that rotates in synchronization with the rotation of the drive shaft 8 is provided on the drive shaft via a hinge ball 15, and a pair of front and rear provided on the peripheral portion of the swash plate 14.
  • the engaging portion 13a of the single-headed piston 13 is moored through the shoe 16.
  • the valve plate 3 is formed with a suction port 20 and a discharge port 30 corresponding to each cylinder bore 12, and the cylinder head 4 has a suction chamber 18 for containing a working fluid supplied to the compression chamber 17, A discharge chamber 19 for accommodating the working fluid discharged from the compression chamber 17 is provided.
  • the suction chamber 18 is formed in the central portion of the cylinder head 4, and the discharge chamber 19 is formed in an annular shape around the suction chamber 18.
  • the suction chamber 18 can communicate with the compression chamber 17 via the suction port 20 opened and closed by a later-described suction valve 21, and the discharge chamber 19 is opened and closed by a later-described discharge valve 31. It is possible to communicate with the compression chamber 17 via.
  • valve plate 3 Between the valve plate 3 and the cylinder block 2, the valve plate 3 is attached to the end face of the cylinder block on the cylinder block side, and the intake valve seat 22 on which the intake valve 21 is formed is superimposed on the intake valve seat 22.
  • the gasket 23 is provided between the valve plate 3 and the cylinder block 2 so as to be clamped and fixed.
  • valve plate 3 is mounted so as to overlap the end face of the valve head 3 on the cylinder head side, and a discharge valve sheet 32 in which a discharge valve 31 is formed.
  • a gasket 34 is provided, which is overlapped and fixed between the valve plate 3 and the cylinder head 4, and a retainer 33 is integrally formed at a portion facing the discharge valve 31.
  • the cylinder block 2, the gasket 23, the suction valve seat 22, the valve plate 3, the discharge valve seat 32, the gasket 34, and the cylinder head 4 are positioned by positioning pins (not shown) and fasten the constituent members of the housing 7. It is fixed in a state where it is pressed by a bolt.
  • the suction chamber 18 communicates with a suction port (not shown) connected to the low pressure side (evaporator outlet side) of the external refrigerant circuit via a suction passage extending in the radial direction so as to penetrate the discharge chamber 19.
  • the discharge chamber 19 communicates with the discharge space 41 formed in the peripheral wall portion of the cylinder block 2 through the gasket 34, the valve plate 3, the suction valve seat 22, the gasket 23, and the passage formed in the cylinder block 2. ing.
  • the discharge space 41 is defined by the cylinder block 2 and a cover 42 attached thereto, and is connected to the high-pressure side of the external refrigerant circuit (the inlet side of the radiator) through a discharge port 43 formed in the cover 42. Has been.
  • the suction valve seat 22 is attached to be overlapped with the cylinder block side end face of the valve plate 3 shown in FIG. 2 (a), and as shown in FIG. 2 (b), a plurality of suction ports 20 are opened and closed.
  • the suction valve 21 is formed of an assembly of suction valves 21.
  • the suction valves 21 are formed at predetermined intervals in the circumferential direction in accordance with the number of cylinder bores 12, and a passage for inserting fastening bolts is provided.
  • a through hole for inserting a hole 28 or a positioning pin (not shown) is formed.
  • a through hole 24 that avoids interference with the discharge port 30 is formed at the base end portion of each intake valve 21.
  • Each suction valve 21 is constituted by a part of the suction valve seat 22, and a U-shaped punching hole 25 is formed in the vicinity of the periphery of the suction valve seat 22 so as to be integrated from the radially outer side to the inner side. It is extended to. That is, each of the intake valves 21 has a distal end portion 21a disposed radially inward of the proximal end portion 21b (the distal end portion 21a is disposed closer to the center of the intake valve seat 22 than the proximal end portion 21b).
  • the suction valve 21 is formed as a reed valve composed of a cantilever beam, and the tip 21 a is a seat portion seated on a valve seat 26 formed around the suction port 20 as shown in FIG.
  • the gasket 23 interposed between the suction valve seat 22 and the cylinder block 2 has through holes formed at predetermined intervals in the circumferential direction according to the number of the cylinder bores 12 so as to avoid interference with the cylinder bores 12.
  • a through hole for inserting a fastening bolt, a through hole for inserting a positioning pin, and the like are formed.
  • the discharge valve seat 32 is attached so as to overlap the end face on the cylinder head side of the valve plate 3 shown in FIG. 4A, and a plurality of discharges that open and close the discharge port 30 as shown in FIG. 4B. It consists of the aggregate
  • FIG. The discharge valve seat 32 is formed with a through hole 35 for avoiding interference with the suction port 20 and a through hole (not shown) for inserting a positioning pin.
  • Each discharge valve 31 is constituted by a part of the discharge valve seat 32, and extends integrally in the radial direction from the center of the seat. That is, each discharge valve 31 has a distal end portion 31a disposed radially outside the base end portion 31b (the distal end portion 31a is disposed farther from the center of the discharge valve seat 32 than the base end portion 31b).
  • the discharge valve 31 is formed as a reed valve composed of a cantilever beam, and as shown in FIG. 5, a seat for seating a tip 31 a on a valve seat 36 formed around the discharge port 30 of the valve plate 3. As a part.
  • the gasket 34 interposed between the discharge valve seat 32 and the cylinder head 4 has through holes formed at predetermined intervals in the circumferential direction according to the number of cylinder bores so as to avoid interference with the suction port 20.
  • a through hole for inserting the fastening bolt, a through hole for inserting the positioning pin, and the like are formed, and gradually away from the base end portion 31b of the discharge valve 31 to the tip end portion 31a at a position facing the discharge valve 31.
  • the retainer 33 is integrally formed.
  • the refrigerant is sucked from the suction chamber 18 to the compression chamber 17 through the suction port 20 opened and closed by the suction valve 21, and during the compression stroke, the discharge port 30 opened and closed by the discharge valve 31.
  • the compressed refrigerant is discharged from the compression chamber 17 to the discharge chamber 19.
  • FIG. 6 shows a valve structure in which a valve seat 36 on which the discharge valve 31 is seated is formed integrally with the valve plate 3.
  • the valve structure on the discharge side will be mainly described.
  • the valve seat 36 is formed in an annular shape around the opening periphery of the discharge port 30 by forming an annular groove 37 around the discharge port 30 of the valve plate 3, and the end face of the valve plate 3 on the cylinder head side. Are formed on the same plane.
  • the valve seat 36 is not formed with a uniform width (radial width) over the entire circumference, and the radial width is set larger toward the distal end side of the discharge valve (reed valve) 31. (The radial width corresponding to the distal end side of the discharge valve 31 of the valve seat 36 is set larger than the radial width corresponding to the proximal end side).
  • the discharge valve 31 extends from the radially inner side to the outer side of the discharge valve seat 32, and the distal end portion 31a is located radially outward from the proximal end portion 31b.
  • the width in the radial direction is gradually increased from the radially inner side to the outer side of the valve plate 3.
  • the outer edge of the valve seat 36 is formed in a continuous arc-shaped curve.
  • the tip of the discharge valve 31 is arranged so that the size of the seat surface of the valve seat 36 against which the discharge valve 31 (reed valve) abuts can be managed only by the valve plate 3.
  • the tip of the discharge valve 31 is slightly protruded on the annular groove 37 so that the whole can be brought into contact with the discharge valve 31.
  • the discharge valve 31 has a large impact force when the valve is closed compared to the conventional configuration in which the radial width of the valve seat 36 is uniformly formed over the entire circumference. It is possible to increase the contact area on the distal end side of the distal end portion 31a, and as shown in FIG. 7, it is possible to increase the region where the high contact pressure acts to reduce the stress. Therefore, it is possible to avoid the inconvenience that the distal end portion 31a of the discharge valve 31 and the valve seat 36 are damaged due to stress fluctuation and contact pressure, and the compression efficiency of the compressor is lowered.
  • valve seat 36 has the same width as the distal end side of the discharge valve 31 and a uniform width over the entire circumference (on the proximal end side of the discharge valve 31 of the valve seat 36).
  • the valve seat 36 has the same width as the distal end side of the discharge valve 31 and a uniform width over the entire circumference (on the proximal end side of the discharge valve 31 of the valve seat 36).
  • An equivalent effect can be obtained.
  • the width corresponding to the base end portion of the discharge valve 31 of the valve seat 36 is formed to be smaller than the width corresponding to the distal end side, so the area where the discharge valve 31 and the valve seat 36 are in contact with each other. It does not become excessively large, and the above-mentioned concern does not arise.
  • valve structure on the discharge side has been described, but the same function and effect can be obtained by adopting the same configuration in the valve structure on the suction side. That is, by forming an annular groove 27 around the suction port 20 of the valve plate 3 on the valve seat 26 on which the tip 21a of the suction valve 21 is seated, as shown in FIG. Since the suction valve 21 is formed in an annular shape and extends from the radially outer side to the inner side of the suction valve seat 22 and the distal end portion 22a is located radially inward of the proximal end portion 22b, the valve seat 26 is provided. The width in the radial direction may be gradually increased from the proximal end side to the distal end side of the intake valve 21 (from the radially outer side to the inner side of the valve plate 3).
  • the radial width of the valve seats 36 and 26 is gradually increased toward the distal end side of the reed valve (discharge valve 31 and suction valve 21).
  • the width in the radial direction may be locally increased only at the distal end side of the reed valve (discharge valve 31, suction valve 21).
  • the outer edges of the valve seats 36 and 26 are formed in an arc shape.
  • a reed valve (a discharge valve 31, a suction valve) is shown. 21) A straight straight line that is perpendicular to the extending direction (axial direction) of the reed valve (discharge valve 31, suction valve 21) at the outermost edge of the valve seats 36, 26 with which the tip ends of 21) abut.
  • the parts 36a and 26a may be provided.
  • the reed valve (discharge valve 31, suction valve 21) can be deformed with the linear outer edge portion (straight portions 36a, 26a) as the base end.
  • the arc-shaped outer edge portion is deformed as the base end.
  • the protruding portion is deformed three-dimensionally, and bending stress resulting from this is added to increase the stress.
  • the straight portions 36a, 26a are used as the base ends to deform two-dimensionally. Therefore, as shown in FIG. 8B, it is possible to reduce the bending stress due to the deformation of the portion of the reed valve (discharge valve 31, suction valve 21) that protrudes from the valve seats 36, 26.

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Abstract

【課題】高速運転時にリード弁や弁座に破損が生じることなく、安定した運転を維持させることが可能な圧縮機の弁構造を提供する。 シリンダボアが形成されたシリンダブロックと作動流体を一時的に収容する空間が形成されたシリンダヘッドとの間に設けられ、シリンダボアと空間とを連通するポートが形成された弁板と、この弁板のポートの開口端周縁に設けられた環状の弁座と、この弁座に接離することでポートを開閉するリード弁と、を備え、弁座の径方向の巾を、リード弁の先端側において基端側よりも大きく設定する。

Description

圧縮機の弁構造
　本発明は、圧縮機の弁構造に関し、特に、シリンダブロックとシリンダヘッドとの間に弁板を配置し、この弁板に形成されたポートをリード弁で開閉するようにした弁構造に関する。
　往復動式圧縮機において、シリンダボアが形成されたシリンダブロックと、シリンダボア内を往復直線運動するピストンと、シリンダブロックのピストンが挿入される側と反対側に設けられ、作動流体が一時的に収容される吸入室および吐出室が区画形成されたシリンダヘッドと、シリンダブロックとシリンダヘッドとの間に配された弁板とを備えたものが公知となっている。このような構成においては、シリンダボアと吸入室および吐出室とは、弁板に設けられたポートを介してそれぞれ連通しており、それぞれのポートは、弾性を有するリード弁からなる弁体（吸入弁、吐出弁）により開閉されるようになっている。リード弁の先端部はポートよりも大きく形成されており、リード弁の先端部が弁板に当接することによりポートを通過する作動流体の流通が遮蔽される（閉弁）。一方、ポートの上流側の圧力が下流側の圧力より高まった時は、リード弁の先端に作用する作動流体の圧力差によりリード弁が弁板から離れ、作動流体の流通が許可される（開弁）。
　リード弁の先端と弁板が当接する接触巾は、作動流体を漏れなくシールできるように十分な巾を有していることが好ましいが、リード弁の先端部と弁座部が接する面積が大きすぎると、閉弁時にリード弁の先端部と弁座部の間に介在する潤滑油による表帳面力によってリード弁の開弁が阻害され、性能低下や振動を引き起こす不都合がある。このため、リード弁の先端が弁板と当接する接触巾を適正に管理する必要がある。
　この点、例えば、特許文献１に示される圧縮機においては、図９に示されるように、シリンダブロックとシリンダヘッドとの間に配された弁板３のポート１００の周囲に環状溝１０１を形成することでポート１００の開口端周縁に環状の弁座１０２を形成し、この弁座１０２にリード弁１０３の先端部１０３ａを弾性的に当接させてポート１００を開閉させるようにしている。リード弁１０３の先端部１０３ａは、弁座１０２に着座した際に、先端部１００ａの外縁が弁体１０２からはみ出して環状溝１０１上に突出するようになっている。
　このようにリード弁１０３の先端部１０３ａの外縁を環状溝１０１上に突出させているので、製造バラつきによりリード弁と弁板の相対位置が変動したとしても、リード弁１０３の先端部１０３ａは、弁座１０２の全体に当接することになり、したがって、従来の構成においては、リード弁１０３が当接する弁座１０２の大きさを弁板３のみの加工によって好ましい値に管理できる利点を有している。
特開平１１－１１７８６７号公報
　しかしながら、近年、圧縮機には高速運転化が求められており、弁機構に求められる信頼性もより厳しいものとなっている。具体的には、高速運転時において閉弁時にリード弁１０３が弁座１０２に衝突する速度は、非常に高速となるため、表面積が小さい弁座１０２に高速でリード弁１０３が衝突することにより、リード弁１０３と弁座１０２の当接面には瞬間的に大きな面圧が作用する。特にリード弁１０３の先端側が着座する部分は衝撃力が大きくなり、図１０（ａ）に示されるように、リード弁１０３の先端側が着座する高接触圧領域に高い応力が発生する。これにより、リード弁１０３の先端部が破損したり、損傷を受けた弁座１０２に起因してリード弁１０３が２次的に破損したりする恐れがある。
　また、リード弁１０３の弁座１０２より外側にはみ出した部分は、リード弁１０３が弁座１０２に着座した際の慣性力により、環状溝１０１の内側へ入り込むように揺動し、図１０（ｂ）に示されるように、このはみ出した部分の付近（破線で示す領域）に引張り応力と圧縮応力とが繰り返し作用する。このため、この曲げ応力によって、リード弁１０３の先端部が疲労破壊するする不都合が懸念される。
　本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、高速運転時にリード弁や弁座に破損が生じることなく、安定した運転を維持させることが可能な圧縮機の弁構造を提供することを主たる課題としている。
　上記課題を達成するために、本発明に係る圧縮機の弁構造は、シリンダボアが形成されたシリンダブロックと、このシリンダボア内を往復直線運動するピストンと、作動流体を一時的に収容する空間が形成されたシリンダヘッドと、前記シリンダブロックと前記シリンダヘッドの間に設けられ、前記シリンダボアと前記空間とを連通するポートが形成された弁板と、この弁板の前記ポートを開閉するリード弁と、を備えた圧縮機に用いられる弁構造において、前記弁板の前記ポートの開口端周縁には、前記リード弁が当接する弁座が設けられ、この弁座の径方向の巾は、前記リード弁の先端に対応する側が前記リード弁の基端に対応側よりも大きくなるように設定されていることを特徴としている。
　したがって、リード弁が当接するポートの開口端周縁に設けられた環状の弁座において、リード弁の先端側の径方向の巾が基端側の径方向の巾に比べて大きく設定されているので、リード弁と弁座の当接する面積が大きくなりすぎて表面張力により開弁が阻害される不都合を抑えつつ、衝撃力が大きいリード弁の先端側での接触巾を広くして、閉弁時にリード弁が弁座に衝突するときに生じる接触面の面圧を低減することが可能となる。
　ここで、弁座は、弁板のポートの周囲に連続しない複数の凹部を設けることにより形成してもよいが、弁板の寸法管理が煩雑になるので、弁板の前記ポートの周囲に環状溝を形成することによって、ポートの開口周縁に環状の弁座を形成するとよい。
　また、リード板と弁板の相対位置のバラつきに関わらず、リード弁の先端と弁座が当接する面積を安定化させるために、前記リード弁の先端は、前記弁座から前記環状溝上に突出していることが好ましい。
　さらに、リード弁の先端が環状溝上に突出する場合には、リード弁の先端部が当接する弁座の最も先端側の外縁は、リード弁の延設方向（軸方向）に対して直交する直線状にすることが好ましい。
　このような構成とすることで、リード弁の弁座からはみ出した部分を弁座の先端側の直線状の外縁を基端として変形させることが可能となり、はみ出した部分の変形時の応力を低減することが可能となる。
　以上述べたように、本発明に係る圧縮機の弁構造によれば、環状の弁座において、リード弁の先端側の径方向の巾を基端側の径方向の巾に比べて大きく設定しているので、閉弁時の衝撃が大きいリード弁の先端側での接触面積のみを効果的に大きくして、閉弁時のリード弁と弁座の面圧を低減することが可能となる。このため、リード弁が弁座に衝突した際に生じる衝撃力により、リード弁が破損したり、弁座が損傷したりする不都合を回避することが可能となる。
図１（ａ）は、本発明に係る弁構造を備えた圧縮機の一部を示す断面図であり、図１（ｂ）は、本発明に係る弁構造を示す断面図である。 図２（ａ）は、弁板のシリンダブロック側の端面を示す図であり、図２（ｂ）は、この端面に重ね合わせる吸入弁シートを示す図である。 図３は、弁板に吸入弁シートを重ね合わせた状態を示す図である。 図４（ａ）は、弁板のシリンダヘッド側の端面を示す図であり、図４（ｂ）は、この端面に重ね合わせる吐出弁シートを示す図である。 図５は、弁板に吐出弁シートを重ね合わせた状態を示す図である。 図６は、弁構造を示す拡大図であり、（ａ）は弁座の形状を示す平面図、（ｂ）は、弁構造の側断面図である。 図７は、本発明に係る弁構造において、リード弁が弁座に着座した衝撃により高接触圧が作用する領域を示す図である。 図８は、弁構造の別例を示す図であり、図８（ａ）は、リード弁の先端部が当接する弁座の外縁の形状を示す図であり、図８（ｂ）は、リード弁が弁座に着座した際にリード弁の先端側が変形して曲げ応力が生じる領域を示す図である。 図９（ａ）は、従来の弁構造の弁座とこの弁座に着座するリード弁との関係を示す平面図であり、図９（ｂ）は、図９（ａ）の側断面図である。 図１０は、従来の弁構造において、リード弁に作用する応力を示す図であり、図１０（ａ）は、リード弁が弁座に着座した衝撃により高接触圧が作用する領域を示す図であり、図１０（ｂ）は、リード弁が弁座に着座した際にリード弁の先端側が変形して曲げ応力が生じる領域を示す図である。
　以下、本発明に係る弁構造、およびこれを用いた圧縮機について添付図面を参照しながら説明する。
　図１において、本発明に係る弁構造を用いたピストン型圧縮機１が示されている。このピストン型圧縮機１は、シリンダブロック２と、このシリンダブロック２のリア側に弁板３を介して組み付けられたシリンダヘッド４と、シリンダブロック２のフロント側を覆うように組付けられ、シリンダブロック２のフロント側でクランク室５を画成するフロントハウジング６とを有して構成されている。これらフロントハウジング６、シリンダブロック２、弁板３、及び、シリンダヘッド４は、図示しない締結ボルトにより軸方向に締結されて圧縮機のハウジング７を構成している。
　クランク室５に配される駆動軸８は、フロントハウジング６及びシリンダブロック２にベアリング９（シリンダブロック側のみを示す）を介して回転自在に保持されており、この駆動軸８は、フロントハウジング６から突出して図示しない走行用エンジンにベルト及びプーリを介して接続され、走行用エンジンの動力が伝達されて回転するようになっている。
　シリンダブロック２には、前記ベアリング９が収容される支持孔１１と、この支持孔１１を中心とする円周上に等間隔に配された複数のシリンダボア１２とが形成されており、それぞれのシリンダボア１２には、片頭ピストン１３が往復摺動可能に挿入されている。
　クランク室５には、駆動軸８の回転に同期して回転する斜板１４が駆動軸上にヒンジボール１５を介して設けられ、この斜板１４の周縁部分には、前後に設けられた一対のシュー１６を介して片頭ピストン１３の係合部１３ａが係留されている。
　したがって、駆動軸８が回転すると、これに伴って斜板１４が回転し、この斜板１４の回転運動がシュー１６を介して片頭ピストン１３の往復直線運動に変換され、シリンダボア１２内において片頭ピストン１３と弁板３との間に形成される圧縮室１７の容積を変化させるようになっている。
　前記弁板３には、それぞれのシリンダボア１２に対応して吸入ポート２０及び吐出ポート３０が形成され、また、シリンダヘッド４には、圧縮室１７に供給する作動流体を収容する吸入室１８と、圧縮室１７から吐出した作動流体を収容する吐出室１９とが画設されている。この例において、吸入室１８は、シリンダヘッド４の中央部分に形成され、吐出室１９は吸入室１８の周囲に環状に形成されている。
　吸入室１８は、後述する吸入弁２１によって開閉される前記吸入ポート２０を介して圧縮室１７に連通可能となっており、吐出室１９は、後述する吐出弁３１によって開閉される前記吐出ポート３０を介して圧縮室１７に連通可能となっている。
　弁板３とシリンダブロック２との間には、弁板３のシリンダブロック側の端面に重ね合わせて取り付けられ、吸入弁２１が形成された吸入弁シート２２と、この吸入弁シート２２に重ね合わせられ、弁板３とシリンダブロック２との間に挟持固定されるガスケット２３とが設けられている。
　また、弁板３とシリンダヘッド４との間には、弁板３のシリンダヘッド側の端面に重ね合わせて取り付けられ、吐出弁３１が形成された吐出弁シート３２と、この吐出弁シート３２に重ね合わせられ、弁板３とシリンダヘッド４との間に挟持固定されると共に、吐出弁３１と対向する部位にリテーナ３３が一体に形成されたガスケット３４とが設けられている。
　前記シリンダブロック２、ガスケット２３、吸入弁シート２２、弁板３、吐出弁シート３２、ガスケット３４、及びシリンダヘッド４は、図示しない位置決めピンによって位置決めされ、前記ハウジング７の構成部材を締結する前記締結ボルトにより圧接された状態で固定されている。
　なお、吸入室１８は、吐出室１９を貫通するように径方向に延設された吸入通路を介して外部冷媒回路の低圧側（蒸発器の出口側）に接続される図示しない吸入口と連通し、吐出室１９は、ガスケット３４や弁板３、吸入弁シート２２、ガスケット２３、及びシリンダブロック２に形成された通路を介してシリンダブロック２の周壁部に形成された吐出空間４１に連通している。この吐出空間４１は、シリンダブロック２とこれに取り付けられたカバー４２とによって画成され、カバー４２に形成された吐出口４３を介して外部冷媒回路の高圧側（放熱器の入口側）に接続されている。
　吸入弁シート２２は、図２（ａ）に示される弁板３のシリンダブロック側の端面に重ね合わせて取り付けられ、図２（ｂ）に示されるように、前記吸入ポート２０を開閉する複数の吸入弁２１の集合体からなるもので、この吸入弁シート２２には、シリンダボア１２の数に合わせて吸入弁２１が周方向に所定の間隔で形成され、また、締結ボルトを挿通するための通孔２８や図示しない位置決めピンを挿通するための通孔等が形成されている。また、それぞれの吸入弁２１の基端部には、前記吐出ポート３０との干渉を避ける通孔２４が形成されている。
　それぞれの吸入弁２１は、吸入弁シート２２の一部で構成されているもので、吸入弁シート２２の周縁近傍にＵ字状の打ち抜き孔２５を形成して径方向外側から内側に向かって一体に延設されている。すなわち、それぞれの吸入弁２１は、その先端部２１ａを基端部２１ｂよりも径方向内側に配置させている（先端部２１ａを基端部２１ｂよりも吸入弁シート２２の中心に近づくように配置させている）。
　この吸入弁２１は、片持ち梁からなるリード弁として形成され、図３にも示されるように、先端部２１ａを吸入ポート２０の周囲に形成された弁座２６に着座するシート部としている。
　なお、吸入弁シート２２とシリンダブロック２との間に介在されるガスケット２３は、シリンダボア１２との干渉を避ける通孔がシリンダボア１２の数に合わせて周方向に所定の間隔で形成され、また、締結ボルトを挿通するための通孔や位置決めピンを挿通するための通孔等が形成されている。
　吐出弁シート３２は、図４（ａ）に示される弁板３のシリンダヘッド側の端面に重ね合わせて取り付けられ、図４（ｂ）に示されるように、吐出ポート３０を開閉する複数の吐出弁３１の集合体からなるもので、シリンダボア１２の数に合わせて吐出弁３１が周方向に所定の間隔で形成されている。この吐出弁シート３２には、吸入ポート２０との干渉を避ける通孔３５と、位置決めピンを挿通するための図示しない通孔等が形成されている。
　それぞれの吐出弁３１は、吐出弁シート３２の一部で構成されているもので、シート中央部から放射方向に一体に延設されている。すなわち、それぞれの吐出弁３１は、その先端部３１ａを基端部３１ｂよりも径方向外側に配置させている（先端部３１ａを基端部３１ｂよりも吐出弁シート３２の中心から遠ざかるように配置させている）。
　この吐出弁３１は、片持ち梁からなるリード弁として形成され、図５にも示されるように、先端部３１ａを弁板３の吐出ポート３０の周囲に形成された弁座３６に着座するシート部としている。
　なお、吐出弁シート３２とシリンダヘッド４との間に介在されるガスケット３４は、吸入ポート２０との干渉を避ける通孔がシリンダボアの数に合わせて周方向に所定の間隔で形成され、また、締結ボルトを挿通するための通孔や位置決めピンを挿通するための通孔等が形成され、吐出弁３１と対峙する箇所に、吐出弁３１の基端部３１ｂから先端部３１ａにかけて徐々に離れるようにリテーナ３３が一体に形成されている。
　したがって、吸入行程時においては、吸入弁２１によって開閉される吸入ポート２０を介して吸入室１８から圧縮室１７に冷媒を吸引し、圧縮行程時においては、吐出弁３１によって開閉される吐出ポート３０を介して圧縮された冷媒を圧縮室１７から吐出室１９へ吐出するようにしている。
　このような圧縮機１において、吸入弁２１が着座する弁座２６、及び、吐出弁３１が着座する弁座３６は、弁板３の吸入ポート２０および吐出ポート３０の開口周縁にそれぞれ一体に形成されている。
　図６は、このうち、吐出弁３１が着座する弁座３６を弁板３に一体に形成した弁構造を示しており、以下、この吐出側の弁構造を中心に説明する。
　弁座３６は、弁板３の吐出ポート３０の周囲に環状溝３７を形成することで、吐出ポート３０の開口周縁に円環状に形成されているもので、弁板３のシリンダヘッド側の端面と同一面上に形成されている。この弁座３６は、全周に亘って均一な巾（径方向の巾）に形成されておらず、吐出弁（リード弁）３１の先端側に向かうほど径方向の巾が大きく設定されている（弁座３６の吐出弁３１の先端側に対応する径方向の巾が、基端側に対応する径方向の巾よりも大きく設定されている）。
　この例では、吐出弁３１は、吐出弁シート３２の径方向内側から外側へ向かって延設され、先端部３１ａが基端部３１ｂよりも径方向外側に位置しているので、弁座３６の径方向の巾は、弁板３の径方向内側から外側に向かうにつれて徐々に大きく形成されている。また、この例では、弁座３６の外縁は、連続的な円弧状の曲線に形成されている。
　さらに、吐出弁３１の先端は、この例では、吐出弁３１（リード弁）が当接する弁座３６のシート面の大きさを弁板３のみで管理できるようにするために、弁座３６の全体を吐出弁３１に当接させることができるよう、吐出弁３１の先端を環状溝３７上に僅かに突出させている。　
　したがって、このような構成とすることで、弁座３６の径方向の巾が全周に亘って均一に形成されていた従来の構成に比べて、閉弁時の衝撃力が大きい吐出弁３１の先端部３１ａの先端側の接触面積を大きくすることが可能となり、図７に示されるように、高接触圧が作用する領域を大きくして、応力を低減することが可能となる。
　したがって、応力変動や接触圧に起因して、吐出弁３１の先端部３１ａや弁座３６が破損し、圧縮機の圧縮効率が低下する不都合を回避することが可能となる。
　ここで、仮に、弁座３６が、吐出弁３１の先端側の巾と同じ巾で全周に亘って均一な巾を有していたとしても（弁座３６の吐出弁３１の基端側に対応する径方向の巾が、先端側に対応する巾と同じ大きい巾を有していたとしても）、吐出弁３１の先端部３１ａの先端側の接触面積を大きくして応力を低減することについて同等の効果が得られることとなる。しかしながら、閉弁時に吐出弁３１の先端部３１ａと弁座３６が接する面積が過度に大きくなることから、吐出弁３１の先端部３１ａと弁座部３６の間に介在する潤滑油による表帳面力によって吐出弁３１の開弁が阻害され、性能低下や振動を引き起こす不都合が懸念される。前述の例においては、弁座３６の吐出弁３１の基端部に対応する巾が、先端側に対応する巾より小さく形成されることとなるので、吐出弁３１と弁座３６の接する面積が過度に大きくなることがなく、上述の懸念は生じない。
　なお、上述においては、吐出側の弁構造について説明したが、吸入側の弁構造においても、同様の構成とすることで、同様の作用効果を奏することが可能となる。
　すなわち、吸入弁２１の先端部２１ａが着座する弁座２６を、図２に示すように、弁板３の吸入ポート２０の周囲に環状溝２７を形成することで、吸入ポート２０の開口周縁に環状に形成し、吸入弁２１は、吸入弁シート２２の径方向外側から内側へ向かって延設され、先端部２２ａが基端部２２ｂよりも径方向内側に位置しているので、弁座２６の径方向の巾を、吸入弁２１の基端側から先端側に向かうにつれて（弁板３の径方向外側から内側に向かうにつれて）徐々大きく形成するとよい。
　このような構成を採用すれば、吸入弁２１においても、吸入弁２１の先端部２１ａが当接する弁座２６の表面積を大きくすることが可能となり、表面積が小さいことに起因する高応力も緩和される。
　このため、応力変動や接触圧に起因して、吸入弁２１の先端部２１ａや弁座２６が破損して、圧縮機の圧縮効率が低下する不都合を回避することが可能となる。
　なお、上述の例では、弁座３６，２６の径方向の巾をリード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）の先端側に向かうほど徐々に大きくした例を示したが、弁座３６，２６の径方向の巾は、リード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）の先端側のみで局所的に大きくなるようにしてもよい。
　また、上述の例では、それぞれの弁座３６，２６の外縁が円弧状に形成されている例を示したが、図８（ａ）に示されるように、リード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）の先端部が当接する弁座３６，２６の最も先端側の外縁に、リード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）の延設方向（軸方向）に対して垂直となる直線状のストレート部３６ａ、２６ａを設けてもよい。
　このような構成とすることで、リード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）を直線状の外縁部分（ストレート部３６ａ，２６ａ）を基端として変形させることができる。弁座３６、２６の外縁が円弧で形成されている前述の構成の場合には、弁座３６、２６からはみ出した部分が変形する際に、円弧状の外縁部分を基端として変形するため、はみ出した部分が３次元的に変形することとなり、これに起因する曲げ応力が加わり応力が高まることになるが、本例においては、ストレート部３６ａ、２６ａを基端として２次元的に変形することとなるので、図８（ｂ）に示されるように、リード弁（吐出弁３１、吸入弁２１）の弁座３６，２６からはみ出した部分の変形による曲げ応力を低減することが可能となる。　
　１　ピストン型圧縮機
　２　シリンダブロック
　３　弁板
　４　シリンダヘッド
　１２　シリンダボア
　１８　吸入室
　１９　吐出室
　２０　吸入ポート
　２１　吸入弁
　２６　弁座
　２７　環状溝
　３０　吐出ポート
　３１　吐出弁
　３６　弁座
　３７　環状溝

Claims (4)

  1. 　シリンダボアが形成されたシリンダブロックと、このシリンダボア内を往復直線運動するピストンと、作動流体を一時的に収容する空間が形成されたシリンダヘッドと、前記シリンダブロックと前記シリンダヘッドの間に設けられ、前記シリンダボアと前記空間とを連通するポートが形成された弁板と、この弁板の前記ポートを開閉するリード弁と、を備えた圧縮機に用いられる弁構造において、
    　前記弁板の前記ポートの開口端周縁には、前記リード弁が当接する弁座が設けられ、
    　この弁座の径方向の巾は、前記リード弁の先端に対応する側が前記リード弁の基端に対応側よりも大きくなるように設定されていることを特徴とする圧縮機の弁構造。

  2. 　前記弁板の前記ポートの周囲に環状溝を形成することで、前記ポートの開口周縁に環状の弁座が形成されていることを特徴とする請求項１記載の圧縮機の弁構造。

  3. 　前記リード弁の先端は、前記弁座から前記環状溝上に突出していることを特徴とする請求項１又は２記載の圧縮機の弁構造。

  4. 　前記リード弁の先端部が当接する前記弁座の最も先端側の外縁は、前記リード弁の延設方向に対して直交する直線状になっていることを特徴とする請求項３に記載の圧縮機の弁構造。  
     
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