(57)【要約】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（吐出ポート３０）が形成された弁板３と、この弁板３のポート（吐出ポート３０）の開口端周縁に設けられた環状の弁座３６と、この弁座３６に接離することでポート（吐出ポート３０）を開閉するリード弁（吐出弁３１）と、を備え、弁座３６の径方向の巾を、リード弁（吐出弁３１）の先端側において基端側よりも大きくし、リード弁（吐出弁３１）によってポート（吐出ポート３０）を閉じた状態において、リード弁（吐出ポート３０）の先端部の外縁を弁座３６の外縁よりも内側に位置させる。【選択図】        図６
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【特許請求の範囲】
【請求項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環状の弁座が設けられ、  この弁座の径方向の巾は、前記リード弁の先端部に対応する側が前記リード弁の基端部に対応する側よりも大きく形成され、  前記リード弁によって前記ポートを閉じた状態において、前記リード弁の先端部の外縁は前記弁座の外縁よりも内側に位置していることを特徴とする圧縮機の弁構造。
【請求項２】
前記リード弁は、その基端側の断面二次モーメントが先端側の断面二次モーメントよりも大きくなるように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。
【請求項３】
前記リード弁は、前記先端部から前記基端部にかけて巾が漸次大きく形成されていることを特徴とする請求項２記載の圧縮機の弁構造。
【請求項４】
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乃至３のいずれかに記載の圧縮機の弁構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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）。【０００３】
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面張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。【０００４】
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。また、リード弁１０３の先端部１０３ａの外縁を弁座１０２の外縁（環状溝１０１の内縁）と一致させ、リード弁１０３の先端部１０３ａが環状溝１０１にはみ出さないようにしている。【０００５】
このようにリード弁１０３の先端部１０３ａの外縁を弁座１０２の外縁（環状溝１０１の内縁）に一致させているので、リード弁１０３が閉じた状態においては、リード弁１０３の外縁が環状溝１０１に溜まった潤滑油と接触し難くなり、弁座面とリード弁１０３の先端部の外縁との間への潤滑油の供給が絶たれる。このため、弁座１０２とリード弁１０３の先端部との間に介在される潤滑油による密着力が低減され、潤滑油によるリード弁１０３の張り付きによる開弁タイミングの乱れを抑えることが可能となる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１０−１６９０７７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、上述した従来の構成においては、製造バラつきによりリード弁１０３と弁板３の相対位置が変動すると、リード弁１０３の先端部１０３ａが環状溝１０１にはみ出しやすいものとなる。リード弁１０３の先端部１０３ａ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、このはみ出した部分の付近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。
また、環状溝１０１にはみ出したリード弁１０３の外縁に潤滑油が付着すると、この付着した潤滑油が外縁を伝って弁座１０２とリード弁１０３の先端部との間に導かれ、潤滑油の粘着力によって開弁タイミングの乱れが生じやすくなる不都合もある。【０００８】
これらの不都合を避けるために、リード弁１０３の先端部１０３ａの外縁を環状溝１０１の内縁よりも内側で弁座に当接させることも考えられるが、従来の環状の弁座１０２では、リード弁１０３の先端部１０３ａと弁座１０２の接触面積が小さくなり、リード弁１０３と弁座１０２の当接部位に瞬間的に大きな面圧が作用する。
特に高速運転時において、閉弁時にリード弁１０３の先端部が弁座１０２に衝突する速度は、非常に高速となるため、弁座１０２との当接面積が小さくなると、リード弁１０３が弁座１０２に高速で衝突するため、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。
このため、リード弁１０３の先端部１０３ａや弁座１０２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。【０００９】
本発明は、係る事情に鑑みてなされたものであり、高速運転時においてもリード弁や弁座に破損が生じることなく、また、リード弁の潤滑油による張り付きをも低減でき、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。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
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であって、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環状の弁座が設けられ、この弁座の径方向の巾は、前記リード弁の先端部に対応する側が前記リード弁の基端部に対応する側よりも大きく形成され、前記リード弁によって前記ポートを閉じた状態において、前記リード弁の先端部の外縁は前記弁座の外縁よりも内側に位置していることを特徴としている。【００１１】
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。【００１２】
また、リード弁の先端部の外縁を弁座の外縁よりも内側に位置させているので、リード弁がポートを閉じた状態においてはリード弁の外縁を伝って潤滑油がリード弁と弁座との間に流れ込みにくくなり、リード弁が張り付く不都合（潤滑油の粘着力により開弁タイミングが乱れる不都合）が低減されると共に、リード弁と弁座との間に潤滑油が流れ込んだ場合でも、弁座面の全体が吸着面とならないため、潤滑油の粘着力による開弁タイミングの乱れを抑えることが可能となる。【００１３】
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。【００１４】
また、リード弁の閉弁時における弁座に着座する速度（閉弁速度）を低減してリード弁が弁座に衝突するときに生じる衝撃力（当接部位の面圧）を低減するために、リード弁は、その基端側の断面二次モーメントが先端側の断面二次モーメントよりも大きくなるように形成されることが好ましい。
例えば、リード弁の巾を、先端部から基端部にかけて漸次大きくすることで、基端側の断面二次モーメントを大きくするようにしてもよい。【００１５】
このような構成とすることで、リード弁の閉弁タイミングを早め、シリンダ圧が吐出室圧を下回る前に閉弁させることが可能となり、リード弁が弁座に衝突する速度が過大になることを抑えることが可能となる。
【発明の効果】
【００１６】
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形成すると共に、リード弁の先端部の外縁を弁座の外縁よりも内側としたので、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。【００１７】
また、リード弁の先端部の外縁が弁座の外縁からはみ出さないようにしたので、閉弁時に潤滑油がリード弁と弁座との間に流入する恐れが少なくなり、また、リード弁と弁座との間に潤滑油が流入した場合でも、弁座面の全体が吸着面とならないため、潤滑油の粘着力によりリード弁が弁座に張り付き、開弁タイミングが乱れる不都合を無くすことが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】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】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】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】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】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】図６は、弁構造を説明する拡大図であり、（ａ）は弁座の形状や吐出弁と弁座との位置関係を説明する平面図、（ｂ）は（ａ）の弁構造の側断面図である。
【図７】図７は、高速運転時における、従来の弁構造と本発明に係る弁構造のシリンダ圧と弁リフトの特性線図を重ね合わせた図である。
【図８】図８（ａ）は、従来の弁構造のシリンダ圧と弁リフトの特性を示す線図であり、図８（ｂ）は、本発明の弁構造のシリンダ圧と弁リフトの特性を示す線図である。
【図９】図９は、従来の弁構造を示す図であり、（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説明する平面図、（ｂ）は、（ａ）の弁構造の側断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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いる。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。
【００２２】
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とが形成されている。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。
【００２３】
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を介して設けられている。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。
【００２４】
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。
【００２５】
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が形成されている。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。
【００２６】
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いる。また、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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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ている。また、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。
【００３１】
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るもので、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の集合体によって構成される。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。
【００３２】
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）。
それぞれの吸入弁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を弁板３の吸入ポート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。
【００３３】
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。
【００３４】
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の集合体によって構成される。吐出弁３１は、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ている。また、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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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）。
【００４０】
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。
【００４１】
さらに、この例では、吐出弁３１が吐出ポート３０を閉じた状態において、吐出弁３１の先端部の円弧状の外縁が、弁座３６の外縁よりも内側、すなわち、環状溝３７の内縁よりも内側に位置するように形成されている。このため、吐出弁３１の先端部の外縁は、環状溝３７にはみ出すことはなく、吐出弁３１の先端側に対応する巾広の弁座面に当接されることになる。
【００４２】
したがって、このような構成とすることで、吐出弁３１の先端部の外縁が弁座３６の外縁からはみ出さないにも拘わらず、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の先端側と弁座３６との接触面積を大きくすることが可能となり、高接触圧が作用する領域を大きくして、面圧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。
【００４３】
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３６の間に介在する潤滑油による表面張力によって吐出弁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。前述の構成例においては、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も小さく形成されているので、吐出弁３１の先端部の外縁が弁座３６の外縁よりも内側に位置していることと相俟って、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。
【００４４】
さらに、この例において吐出弁３１は、先端部から基端部にかけて巾を漸次大きく形成することで、先端側の断面二次モーメントよりも基端側の断面二次モーメントを大きくするようにしている。
このような構成とすることで、以下詳述するように、先端部から基端部にかけて巾が等しい従来の吐出弁（リード弁）に比べて、吐出弁の閉弁タイミングを早め、シリンダ圧が吐出圧を下回る前に閉弁させることが可能となり、吐出弁３１が弁座３６に衝突する速度が過大になることを抑えることが可能となる。
【００４５】
図７および図８は、高速運転時における、シャフトの回転角に対する圧縮室１７内の圧力（シリンダ圧）および吐出弁の開弁高さ（弁リフト）の挙動を、解析により算出したものである。この例では、解析条件を、回転数：９０００ｒｐｍ、吐出室圧：１５ｂａｒ、吸入圧：２ｂａｒ、吐出弁の最大開弁高さ（最大開度）：１ｍｍとしている。
【００４６】
先端部から基端部にかけて巾が等しい（先端部から基端部にかけて断面二次モーメントが等しい）従来の吐出弁（リード弁）の挙動について、図  ８（ａ）を参照しながら以下説明する。
圧縮工程（シャフト回転角が０°〜１８０°の区間）において、シリンダ圧が吐出室圧を超えて吐出弁３１が開き始めると（図中、Iで示す回転角を経過すると）、シリンダ内の冷媒ガスが吐出室１９に吐出され始めるが、吐出弁３１の開き遅れや吐出弁自身の抵抗によって、シリンダ内の冷媒は速やかに吐出室１９に吐出されず、シリンダ内の圧力は吐出室圧（この例では、１．５Bar）よりも高くなる。
【００４７】
吐出弁３１の開度は、弁の前後に作用する圧力差（シリンダ圧と吐出室圧との差）に基づく力と吐出弁３１のバネ力との釣り合いに加え、吐出弁自体の質量に由来する慣性力の影響を受けて変化し、吐出弁３１がリテーナ３３に到達すると、吐出弁３１は最大開度に維持される（図中、IIで示す回転角）。
【００４８】
その後、ピストン１３の速度は、上死点に近づくにつれて遅くなってくるため、シリンダ圧は低下し始める。そして、吐出弁３１の前後に作用する圧力差に基づく力が吐出弁３１の最大開度時のバネ力を凌駕できなくなると、吐出弁３１の開度は小さくなり始める（図中、IIIで示す回転角以降）。
【００４９】
そして、シリンダ圧が吐出室圧を下回ると、吐出弁３１に吐出室圧とシリンダ圧の圧力差による力が閉弁方向へ作用するため、吐出弁自体のバネ力と相俟って閉弁速度が加速され（図中、IVで示す回転角以降）、吐出弁３１は、弁座３６に強く衝突する。このため、吐出弁３１の先端部が弁座３６に衝突した衝撃力により、吐出弁３１や弁座３６の破損が懸念される。
【００５０】
上述した懸念は、シリンダ圧が吐出室圧を下回る前に吐出弁の閉弁が完了する低〜中速運転では見られない事象であり、従来の吐出弁自身のバネ力による自然の閉弁反応では、高速運転による圧力変化に追随できないことに由来している。
【００５１】
次に、先端部から基端部にかけて巾を漸次大きく形成した（先端側の断面二次モーメントよりも基端側の断面二次モーメントを大きくした）吐出弁３１の挙動について、図８（ｂ）を参照しながら以下説明する。
圧縮工程（シャフト回転角が０°〜１８０°の区間）において、シリンダ圧が吐出室圧を超えて吐出弁３１が開き始めると（図中、I’で示す回転角を経過すると）、シリンダ内の冷媒ガスが吐出弁３１が開くことによって吐出室１９に吐出されるが、吐出弁３１の開き遅れや吐出弁自身の抵抗によって、シリンダ内の冷媒は速やかに吐出室１９に吐出されず、シリンダ内の圧力は吐出室圧よりも高くなる。しかも、吐出弁３１の基端側の断面二次モーメントを先端側よりも大きくしているため、シリンダ内の圧力は従来よりもやや高くなる。
【００５２】
吐出弁３１の開度は、弁の前後に作用する圧力差（シリンダ圧と吐出室圧との差）に基づく力と吐出弁３１のバネ力との釣り合いに加え、吐出弁自体の質量に由来する慣性力の影響を受けて変化し、吐出弁３１がリテーナ３３に到達すると、吐出弁は最大開度に規制される（図中、II’で示す回転角）。このような吐出弁３１においても、基端側の断面二次モーメントが先端側よりも大きくなっているため、最大リフトに到達する時間は、従来よりも遅くなる。
【００５３】
その後、ピストンの速度は、上死点に近づくにつれて遅くなってくるため、シリンダ圧が低下し始め、吐出弁３１の前後に作用する圧力差に基づく力が吐出弁の最大開度時のバネ力を凌駕できなくなると、吐出弁３１の開度は小さくなり始める（図中、III’で示す回転角以降）。吐出弁２１は、基端側の断面二次モーメントが先端側よりも大きく形成されているため、従来の吐出弁よりも早く閉じ始める。また、弁の先端部側の巾は基端部側の巾に対して小さいため、先端部側の弁の質量はさほど大きくならず、吐出弁の反応速度を効果的に高めることができる。
【００５４】
このため、シリンダ圧が吐出室圧を下回るIV’で示される回転角よりも前に、吐出弁３１は弁座３６に着座するため、吐出弁３１に吐出室圧とシリンダ圧の圧力差による力が閉弁方向へ作用して吐出弁３１の閉弁速度が加速される不都合は無くなり、吐出弁３１が弁座３６に強く衝突することを避けることが可能となる。このため、吐出弁３１の先端部３１aが弁座３６に衝突した衝撃力によって吐出弁３１や弁座３６が破損する事態を回避することが可能となる。
【００５５】
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、弁座の径方向の巾については、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。また、吸入弁２１によって吸入ポート２０を閉じた状態において、吸入弁２１の先端部２１aの外縁を弁座２６の外縁よりも内側に位置させるようにしてもよい。
【００５６】
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が緩和される。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。
【００５７】
また、吸入弁２１の基端側に対応する弁座２６の径方向の巾が吸入弁２１の先端部に対応する側よりも小さく形成されているので、潤滑油の張り付きを小さくでき、開弁タイミングの乱れを低減することが可能となる。
【００５８】
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。
【００５９】
また、上述の例では、リード弁（吐出弁３１）の先端部から基端部にかけて巾を漸次大きく形成することで、リード弁（吐出弁３１）の基端側の断面二次モーメントを先端側の断面二次モーメントよりも大きくしたが、基端側の断面二次モーメントを大きくする形態はこれに限定されず、例えば、リード弁の厚さを基端側にかけて漸次厚くするものであってもよい。
【符号の説明】
【００６０】
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
【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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【国際調査報告】
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