(57)【要約】【課題】  シリンダーの内部で圧縮及び吐出されるガスの吐出効率を向上すると共に、騷音の発生を最小化し得る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体を提供しようとする。【解決手段】  ピストン２３０が挿合されるシリンダー２００に覆蓋される吐出カバー２１０、２６０と、該吐出カバー２１０、２６０の内部に収納挿合されてガスが圧縮されるシリンダー２００の内部空間を開閉する吐出バルブ２２０、２７０と、該吐出バルブ２２０、２７０がシリンダー２００の接触面Ｓ１に接触する時に作用する接触圧力により吐出バルブ２２０、２７０を不均衡に弾支する不均衡弾支手段と、を含んで往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体を構成する。【選択図】      図１
2005155483.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンが挿合されるシリンダーに覆蓋された吐出カバーと、該吐出カバーの内部に収納挿合されてガスの圧縮により前記シリンダーの内部空間を開閉する吐出バルブと、該吐出バルブを前記シリンダーの接触面に接触する時の接触圧力により不均衡に弾支させる不均衡弾支手段と、を含んで構成されることを特徴とする往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項２】
前記不均衡弾支手段は、前記吐出バルブに一方側が結合され、他方側は前記吐出カバーの内側面に接触支持されることで、中心を基準に両方側のターン数が異なるように形成されたバルブスプリングと、該バルブスプリングが支持される内側面が傾斜して形成された前記吐出カバーの傾斜面と、から構成されることを特徴とする請求項１記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項３】
前記吐出カバーの傾斜面の傾斜角は、４度以上であることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項４】
前記バルブスプリングは、中心を基準に両方側の剛性が異なるように形成されることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項５】
前記吐出カバーの傾斜面は、前記吐出バルブが接触されるシリンダーの接触面を基準に傾斜して形成され、シリンダーの接触面と最も近い傾斜面に前記バルブスプリングの剛性が強く作用されることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項６】
前記吐出カバーの傾斜面は、前記吐出バルブが接触されるシリンダーの接触面を基準に傾斜して形成され、それら吐出カバーの傾斜面とシリンダーの接触面間の距離が最大の部分に前記バルブスプリングの剛性が最も弱く作用されることを特徴とする請求項４記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項７】
前記吐出カバーの傾斜面には、前記バルブスプリングの回転を防止する回転防止突条が形成されることを特徴とする請求項４記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項８】
前記吐出カバーの傾斜面の外側面は、該傾斜面と相応するように傾斜して形成され、前記吐出カバーの傾斜面及び外側面により形成される壁は、所定厚さに形成されることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項９】
前記シリンダーの接触面と前記吐出カバーの傾斜面とが最も近接した吐出カバーの一方側には、ガスが吐出される吐出孔が穿孔形成されることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１０】
前記バルブスプリングは、円筒状のコイルスプリングであることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１１】
前記バルブスプリングは、円錐状のコイルスプリングであることを特徴とする請求項２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１２】
前記不均衡弾支手段は、前記吐出カバーの内側面に一方側が接触支持され、他方側は前記吐出バルブに支持されることで、中心を基準に両方側のターン数が異なるように形成されたバルブスプリングと、該バルブスプリングが支持される吐出バルブの傾斜面と、から構成されることを特徴とする請求項１記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１３】
前記吐出バルブの傾斜面の傾斜角は、４度以上であることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１４】
前記バルブスプリングは、中心を基準に両方側の剛性が異なるように形成されることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１５】
前記吐出バルブの傾斜面は、前記シリンダーの接触面と接触される前記吐出バルブの圧縮底面に対して傾斜して形成され、該圧縮底面と最も近い傾斜面に前記バルブスプリングの剛性が弱く作用されることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１６】
前記吐出バルブの傾斜面は、前記シリンダーの接触面と接触される前記吐出バルブの圧縮底面に対して傾斜して形成され、前記吐出バルブの傾斜面と前記吐出バルブの圧縮底面間の距離が最小の部分に前記バルブスプリングの剛性が最も弱く作用されることを特徴とする請求項１４記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１７】
前記吐出カバーの内側面の一方側又は前記吐出バルブの傾斜面の一方側には、前記バルブスプリングの回転を防止する回転防止突条が形成されることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１８】
前記吐出バルブの傾斜面と前記吐出バルブの圧縮底面とが最も近い吐出カバーの一方側には、ガスが吐出される吐出孔が穿孔形成されることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項１９】
前記バルブスプリングは、円筒状のコイルスプリングであることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【請求項２０】
前記バルブスプリングは、円錐状のコイルスプリングであることを特徴とする請求項１２記載の往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体に係るもので、詳しくは、シリンダーの内部で圧縮及び吐出されるガスの吐出効率を向上して、騷音の発生を最小化し得る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、往復動式圧縮機は、シリンダーの内部でピストンが直線状往復運動をすることで、冷媒ガスを吸入及び圧縮する機械である。このような往復動式圧縮機は、駆動メカニズムに従って、モータの回転運動が直線状往復運動に変換されてピストンに伝達される方式と、モータの直線状往復運動が直接ピストンに伝達される方式とに大別される。
図８は一般の往復動式圧縮機の構造を示した縦断面図で、図示するように、前記往復動式圧縮機は、ガス吸入管１とガス吐出管２とが結合されたケーシング１０と、該ケーシング１０の内部に所定間隔を有して収納弾支された前方フレーム２０及び中間フレーム３０と、それら前方フレーム２０と中間フレーム３０間に装着されて直線状往復駆動力を発生する駆動モータ４０と、前記前方フレーム２０に挿合されたシリンダー５０と、前記駆動モータ４０の駆動力を受けて前記シリンダー５０の内部で直線状往復運動をするピストン６０と、該ピストン６０を覆蓋する後方フレーム７０と、該後方フレーム７０の内部に挿入されて、前記ピストン６０を弾支することで共振を誘導する共振スプリング８０と、前記ピストン６０の先端面に結合されて、前記ピストン６０の直線状往復運動によって前記シリンダー５０の内部に流入されるガスの流れを制御する吸入バルブ９０と、前記シリンダー５０の一方側に装着されて、前記ピストン６０の直線状往復運動によって前記シリンダー５０の内部で圧縮される圧縮ガスの吐出を制御する吐出バルブ組立体１００と、を含んで構成されている。
【０００３】
前記駆動モータ４０は、前記前方フレーム２０と中間フレーム３０間に装着される外側固定子４１と、該外側固定子４１の内部に挿合されて前記前方フレーム２０に装着される内側固定子４２と、前記外側固定子４１に結合される巻線コイル４３と、前記外側固定子４１と内側固定子４２間に直線状運動自在に挿合される可動子４４と、から構成される。又、前記可動子４４は、円筒状のホルダー４５と、該ホルダー４５に結合される複数のマグネット４６と、から形成されることで、前記ピストン６０に連結されている。
【０００４】
前記吐出バルブ組立体１００は、前記シリンダー５０の内部空間を覆蓋する吐出カバー１０１と、該吐出カバー１０１の内部に装着されて前記シリンダーの内部空間を開閉する吐出バルブ１０２と、該吐出バルブ１０２を弾支するバルブスプリング１０３と、から構成され、前記ガス吐出管２は前記吐出カバー１０１と連結される。
図中、未説明符号１０４は締結ボルト、１０５はナットをそれぞれ示している。
【０００５】
以下、このように構成された往復動式圧縮機の動作を説明する。
まず、圧縮機に電源が印加されると、前記駆動モータ４０から直線状往復駆動力が発生し、前記駆動モータの可動子４４が直線状往復運動をすることで、前記可動子４４の直線状往復駆動力が前記ピストン６０に伝達され、該ピストン６０がシリンダー５０の内部空間で直線状往復運動をする。次いで、前記ピストン６０の直線状往復運動により前記シリンダー５０の内部から発生する圧力差によって、吸入バルブ９０及び吐出バルブ組立体１００がガス流路を開閉することで、そのガスがシリンダー５０の内部に吸入されて、圧縮及び吐出される。次いで、前記シリンダー５０から吐出された圧縮ガスは、吐出カバー１０１の内部を経てガス吐出管２を通して放出され、このような過程が継続して反復されることで、ガスが圧縮されるようになる。
【０００６】
一方、前記往復動式圧縮機で前記ピストン６０の直線状往復運動により圧縮されたガスを吐出させる吐出バルブ組立体１００の動作によって、騷音の発生の程度及び吐出ガスの流動抵抗が左右されることで、ガスの吐出流量に影響を及ぼすようになる。従って、前記吐出バルブ組立体１００は、圧縮機の信頼性及び効率を向上するのに重要な要素として多様な研究が活発に進行されている。
【０００７】
図９は従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の構造を示した図で、図示するように、従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体は、前記シリンダー５０の内部空間に覆蓋された吐出カバー１１０と、該吐出カバー１１０の内部に収納挿合されて前記シリンダー５０の内部空間を開閉する吐出バルブ１２０と、該吐出バルブ１２０を弾支するバルブスプリング１３０と、から構成され、前記吐出カバー１１０は、所定厚さを有するキャップ状に形成されている。即ち、前記吐出カバー１１０には、所定長さ及び外径を有する中空円筒部１１１の一方側から屈曲延長されて前方フレーム２０に固定部１１２が係合され、前記円筒部１１１の一方側には、前記ガス吐出管２と結合される吐出孔１１３が穿孔形成され、前記円筒部１１１の他方側には、該円筒部１１１を覆蓋する支持壁部１１５が屈曲形成されている。
【０００８】
前記吐出バルブ１２０は、半球状の半球体１２１の一方側にスプリング結合部１２２が突出形成され、前記半球体１２１の下方側には、シリンダー５０の内部を塞ぐように円状の圧縮底面１２３が形成されている。
【０００９】
前記バルブスプリング１３０は、所定長さのコイルスプリングであって、一方側が前記吐出バルブのスプリング結合部１２２に係合され、他方側が前記吐出カバーの支持壁部１１５の内側面１１４に接触支持されている。このとき、前記吐出バルブの圧縮底面１２３は、前記シリンダー５０の接触面Ｓ１に接触され、前記バルブスプリング１３０と接触される吐出カバー１１０の支持壁部１１５の内側面１１４は、前記吐出バルブ１０２の圧縮底面１２３と接触されるシリンダー５０の接触面Ｓ１と平行をなしている。
【００１０】
以下、このように構成された従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の動作を説明する。
まず、前記ピストン６０が上死点から下死点に移動すると、図１０に示すように、前記シリンダー５０の内部空間の圧力差により前記吐出バルブ１２０の圧縮底面１２３がシリンダー５０の接触面Ｓ１に密着されて、前記吸入バルブ９０が開放することで、ガスがピストン６０の内部の流路を通してシリンダー５０の内部空間に流入される。
【００１１】
一方、前記ピストン６０が下死点から上死点に移動すると、図１１に示すように、前記吸入バルブ９０がピストン６０のガス流路を塞ぐことで、シリンダー５０の内部空間に吸入されたガスが漸次圧縮され、そのガスが既設定された圧縮状態になると、前記バルブスプリング１３０に支持される吐出バルブ１２０が開放することで、圧縮ガスが吐出される。このような過程が継続して反復されることで、ガスが圧縮されるようになる。
【００１２】
このような吐出バルブ組立体は、ガスの圧縮されるシリンダー５０の内部空間が断面円状で、それを開閉する吐出バルブ１２０が円状に形成され、シリンダーの内部空間及び該内部空間を開閉する吐出バルブ９０の形状が最大の吐出面積を有して形成されるため、吐出ガスの流れが円滑になるだけでなく、多量の吐出ガスが一度に流出されて効率が優秀であるという長所がある。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
然るに、このような従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体においては、吐出バルブの動きを円滑にするために、前記吐出バルブを弾支するバルブスプリングの剛性が弱く設計されているため、前記吐出バルブが動くと、その幅が大きくなることで、前記シリンダーと接触される衝撃量が増加し、よって、高周波成分のバルブ接触騷音が大きく発生するという問題がある。
【００１４】
本発明は、このような従来の課題に鑑みてなされたもので、シリンダーの内部で圧縮及び吐出されるガスの吐出効率を向上すると共に、騷音の発生を最小化し得る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体を構成することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１５】
このような目的を達成するため、本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体においては、ピストンが挿合されるシリンダーに覆蓋された吐出カバーと、該吐出カバーの内部に収納挿合されてガスの圧縮によりシリンダーの内部空間を開閉する吐出バルブと、該吐出バルブを前記シリンダーの接触面に接触する時の接触圧力により不均衡に弾支させる不均衡弾支手段と、を含んで構成されることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１６】
本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体においては、吐出バルブを弾支するスプリングの弾性力が前記吐出バルブに不均衡に作用することで、ピストンの往復運動によって圧力差が発生して前記シリンダーの内部空間を開閉する時、それら吐出バルブとシリンダー間の衝撃量を減少させることで、吐出バルブの接触騷音の発生が減少されて、製品の信頼性を向上し得るという効果がある。
圧縮された吐出ガスを迅速且つ円滑に吐出させることで、圧縮機の効率を向上し得るという効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１７】
以下、添付図面を参照して、本発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の第１実施形態を示した一部縦断面図で、図２は図１のＡ−Ｂ線断面図である。
【００１８】
図示するように、本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体は、シリンダー２００に覆蓋された吐出カバー２１０と、該吐出カバー２１０の内部に収納されてシリンダー２００の接触面に係合された吐出バルブ２２０と、該吐出バルブ２２０がシリンダー２００の接触面Ｓ１に接触する時に作用する接触圧力により吐出バルブ２２０を不均衡に弾支する不均衡弾支手段と、を含んで構成されている。
【００１９】
シリンダー２００は、フレーム２４０に支持されることで、シリンダー２００の内部にピストン２３０の挿合される挿合穴２０２が穿孔形成された本体部２０１が形成され、該本体部２０１の一方側面には吐出バルブ２２０に接触される接触面Ｓ１が形成され、シリンダーの挿合穴２０２にはピストン２３０が直線状往復運動自在に挿合される。
【００２０】
ピストン２３０は、内部にガス流路２３１が貫通形成され、それらガス流路２３１を開閉する吸入バルブ２３２がピストン２３０の前面に装着される。
吐出カバー２１０は、所定厚さ及び長さを有して円筒状に形成された円筒部２１１と、該円筒部２１１の前面に覆蓋される支持壁部２１２と、円筒部２１１の下方からシリンダーの接触面Ｓに屈曲延長形成された固定部２１３とから構成され、支持壁部２１２の内側面は、シリンダーの接触面Ｓに対し所定角傾斜された傾斜面２１４として形成される。
【００２１】
吐出バルブ２２０は半球状に形成されて、該半球体２２１の底面は、シリンダーの接触面Ｓ１に接触される圧縮底面２２２に形成され、該圧縮底面２２２の他方側上面に半球体２２１と一体に結合部２２３が突成される。即ち、吐出バルブ２２０は、圧縮底面２２２がシリンダー２００の内部空間を密封するように、シリンダーの接触面Ｓ１に接触される。
【００２２】
不均衡弾支手段は、吐出バルブ２２０に一方側が結合され、他方側は吐出カバー２１０の支持壁部２１２の内側面に接触支持されることで、中心を基準に両方側のターン数が異なるように形成されたバルブスプリング２５０と、該バルブスプリング２５０が支持される傾斜された内側面の吐出カバー２１０の支持壁部２１２の傾斜面２１４と、から構成されている。
【００２３】
即ち、吐出カバー２１０の内側面である傾斜面２１４は、吐出バルブ２２０が接触されるシリンダーの接触面Ｓ１を基準に傾斜して形成されるが、その傾斜角は４度以上に、吐出カバー２１０の支持壁部２１２及び外側面２１５が、所定厚さを有してシリンダーの接触面Ｓ１に対して傾斜して形成される。
【００２４】
バルブスプリング２５０は、コイルの始端と終端とが相互重畳されるように円錐状のコイルスプリングとして巻かれるが、そのコイルの終端及び始端側のターン数と反対側のターン数とは相違して形成することで、バルブスプリング２５０の剛性は、ターン数の多い部分がターン数の少ない部分より相対的に弱くなるように構成する。
【００２５】
バルブスプリング２５０の一方端を吐出バルブの結合部２２３に係合し、その他方端を吐出カバーの傾斜面２１４に係合する時、シリンダーの接触面Ｓ１と最も遠い吐出カバーの傾斜面２１４にターン数の多い、且つスプリング剛性の弱いバルブスプリング２５０を係合し、シリンダーの接触面Ｓ１と最も近い吐出カバーの傾斜面２１４にターン数の少ない、且つスプリング剛性の強いバルブスプリング２５０を係合する。従って、バルブスプリング２５０により弾支されてシリンダーの接触面Ｓ１に係合される吐出バルブ２２０は、剛性の弱いバルブスプリング２５０により係合される側に小さい圧力が作用し、剛性の強いバルブスプリング２５０により支持される側に大きい圧力が作用する。
【００２６】
バルブスプリング２５０が支持される吐出カバーの傾斜面２１４には、バルブスプリング２５０の回転を防止する回転防止突条２１６が突成されることで、バルブスプリング２５０のコイルの一方端が回転防止突条２１６に係合するようになる。
【００２７】
一方、バルブスプリングの変形例として円筒状のコイルスプリングを適用し得るが、該円筒状のコイルスプリングは、中心を基準に両方側の剛性を相違して形成する。即ち、円筒状のコイルスプリングの始端と終端とを相互重畳させて、それら始端と終端とが重畳される側のターン数を多くさせ、その反対側のターン数を少なくさせる。このとき、ターン数の多い部分の剛性が弱くなり、ターン数の少ない部分の剛性が強くなる。
【００２８】
吐出カバーの円筒部２１１に、ガスを放出する吐出孔２１７を穿孔形成するが、このとき、該吐出孔２１７は、シリンダーの接触面Ｓ１と吐出カバーの傾斜面２１４とが最も近接した吐出カバーの円筒部２１１に形成することで、吐出孔２１７から放出する吐出ガスの流れをより円滑にさせる。
【００２９】
図３は本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の第２実施形態を示した断面図で、図中、既述した第１実施形態と同様な部分に対しては同様な符号を付した。
以下、図３に基づいて、本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の第２実施形態を説明する。
フレーム２４０に結合されるシリンダー２００にピストン２３０が挿合され、シリンダー２００の一方側を覆蓋する吐出カバー２６０がフレーム２４０に結合される。
【００３０】
吐出カバー２６０は、所定厚さを有した中空の円筒部２６１と、該円筒部２６１の一方側に覆蓋された支持壁部２６２と、円筒部２６１の他方側に屈曲延長形成された固定部２６３と、から構成され、支持壁部２６２は、円筒部２６１と垂直に屈曲形成される。且つ、円筒部２６１の一方側にガスが吐出される吐出孔２６４が穿孔形成される。又、吐出カバー２６０には、シリンダー２００の一方側端の接触面Ｓ１を覆蓋するように、固定部２６３がフレーム２４０に結合される。このとき、吐出カバーの支持壁部２６２の内側面２６５とシリンダーの接触面Ｓ１とは平行をなすようになる。
【００３１】
吐出カバー２６０の内部にシリンダー２００の内部空間を開閉する吐出バルブ２７０が収納してシリンダー２００の前面に係合されるが、該吐出バルブ２７０は半球状に形成されて、その半球体２７１の底面は、シリンダーの接触面Ｓ１に接触される圧縮底面２７２であって、該圧縮底面２７２の他方側上面の半球体２７１に所定面積を有する傾斜面２７３が形成され、該傾斜面２７３の中央に突条部２７４が形成される。又、吐出バルブの傾斜面２７３は、圧縮底面２７２に対して傾斜して形成され、その傾斜角は４度以上である。又、吐出バルブ２７０は、圧縮底面２７２がシリンダーの接触面Ｓ１に接触されて係合される。
【００３２】
吐出カバー２６０の内部に吐出バルブ２７０を弾支するバルブスプリング２８０が収納して結合されるが、該バルブスプリング２８０は、その一方側が吐出カバーの内側面２６５に係合支持され、他方側が吐出バルブの突条部２７４に結合されることで、傾斜面２７３に接触支持される。
【００３３】
バルブスプリング２８０は、その中心を基準に両方側の剛性が異なるコイルスプリングであって、円錐状又は円筒状に形成される。
バルブスプリング２８０の一方側が吐出カバーの内側面２６５に係合支持され、他方側が吐出バルブ２７０に結合される時、吐出バルブ２７０の圧縮底面２７２と最も近い傾斜面２７３に剛性の弱いバルブスプリング２８０を位置させ、その反対側に剛性の強いバルブスプリング２８０を位置させる。このとき、バルブスプリング２８０により弾支されてシリンダーの接触面Ｓ１に圧着される吐出バルブ２７０は、剛性の弱いバルブスプリング２８０により支持される側に小さい圧力が作用し、剛性の弱いバルブスプリング２８０により支持される側に大きい圧力が作用するようになる。
【００３４】
吐出カバーの内側面の一方側又は吐出バルブの傾斜面の一方側には、バルブスプリングの回転を防止する回転防止突条が形成される。
吐出孔２６４は、吐出バルブの傾斜面と吐出バルブの圧縮底面とが最も近い吐出カバーの一方側に穿孔形成される。
【００３５】
以下、本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の作用効果を説明する。
まず、駆動モータの駆動力を受けてピストン２３０がシリンダー２００の内部で直線状往復運動を行うことで、ピストン２３０が上死点から下死点に移動され、図４に示すように、シリンダー２００の内部空間の圧力差により吐出バルブの圧縮底面２２２がシリンダーの接触面Ｓ１に密着されると共に、吸入バルブ２３２が開放することで、ガスがピストン２３０のガス流路２３１を通してシリンダー２００の内部空間に流入される。
【００３６】
一方、ピストン２３０が下死点から上死点に移動すると、図５に示すように、吸入バルブ２３２がピストン２３０のガス流路２３１を塞ぐことで、シリンダー２００の内部空間に吸入されたガスが漸次圧縮され、そのガスが既設定された圧縮状態になると、バルブスプリング２５０により支持された吐出バルブ２２０が開放することで、圧縮されたガスが吐出される。このとき、吐出バルブ２２０は、バルブスプリング２５０により不均衡な圧力が作用するため、吐出バルブの圧縮底面２２２に均一に作用するガス圧力に対して、スプリングの弾性力が小さく作用する側の開放時期が速くなり、よって、多量のガスを迅速に吐出させるようになる。
【００３７】
ピストン２３０が再び上死点から下死点に移動すると、シリンダー２００の内部空間の圧力差及びバルブスプリング２５０の弾性力により開放された吐出バルブ２２０がシリンダーの接触面Ｓ１に密着され、シリンダー２００の内部空間を塞ぐようになる。このとき、吐出バルブ２２０は、バルブスプリング２５０から発生する不均衡な弾性力によって、該弾性力が大きく作用する部分が先にシリンダーの接触面Ｓ１に接触され、吐出バルブの圧縮底面２２２がシリンダーの接触面Ｓ１に密着される。よって、吐出バルブ２２０がシリンダー２００の内部空間を塞ぐ時、それら吐出バルブ２２０とシリンダー２００間の衝撃量が緩和される。
このような過程が継続して反復されることで、ガスが吸入、圧縮及び吐出される。
【００３８】
図６は吐出カバーの傾斜面及び吐出バルブの傾斜面の傾斜角による騷音及び吐出効率の変化を示したグラフで、図示するように、吐出効率は傾斜角が５度の時に最大であって、騷音は傾斜角が大きくなるにつれて減少される。図７は従来吐出バルブ組立体及び本発明に係る吐出バルブ組立体の騷音発生を示したグラフで、図示するように、本発明に係る吐出バルブ組立体の騒音発生が従来よりも低下されている。
【図面の簡単な説明】
【００３９】
【図１】本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の第１実施形態を示した一部縦断面図である。
【図２】図１のＡ−Ｂ線断面図である。
【図３】本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の第２実施形態を示した一部縦断面図である。
【図４】本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の動作説明図である。
【図５】本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の動作説明図である。
【図６】本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の騷音及び吐出効率を示したグラフである。
【図７】従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体と本発明に係る往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体との騷音を比較実験して示したグラフである。
【図８】一般の往復動式圧縮機を示した断面図である。
【図９】従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体を示した一部縦断面図である。
【図１０】従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の動作説明図である。
【図１１】従来技術による往復動式圧縮機の吐出バルブ組立体の動作説明図である。
【符号の説明】
【００４０】
２００…シリンダー
２１０…吐出カバー
２６０…吐出カバー
２１４…吐出カバーの傾斜面
２１６…回転防止突条
２１７…吐出孔
２２０…吐出バルブ
２７０…吐出バルブ
２２２…吐出バルブの圧縮底面
２７２…吐出バルブの圧縮底面
２３０…ピストン
２５０…バルブスプリング
２８０…バルブスプリング
Ｓ１…シリンダーの接触面
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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