(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
弁孔を区画する区画体と、前記弁孔を開閉可能な弾性舌片状の弁部材と、前記弁部材の背面と向き合う規制面を持ったリテーナとを備え、前記リテーナに接近する方向に湾曲した弁部材の背面を該リテーナの規制面に当接させて弁部材の湾曲を制限する弁構造において、
弁孔を閉じた状態の弁部材及び区画体の延在方向をＸ軸方向とし、前記延在方向と直交する弁部材の湾曲方向をＹ軸方向とし、前記弁部材の根元付近から始まる前記リテーナ規制面のプロフィルの始点を前記Ｘ軸及びＹ軸からなる二次元座標系（ｘ，ｙ）の原点とすると共に、前記原点から前記弁孔中心までの距離をＬとし、前記弁孔中心に対応するｘ座標位置で前記弁部材をＹ軸方向に押圧して区画体から離間させたときの当該弁部材の自由曲げ形状を座標（ｘ，ｆ（ｘ））で表し、自由曲げ時におけるｘ＝Ｌでの前記弁部材と前記区画体との離間長をＨ（即ちｆ（Ｌ）＝Ｈ）とし、前記原点と前記弁孔中心との間にあってｆ（ｘ’）＝Ｈ／２の関係を満たすｘ座標をｘ’とし、更にｙ軸方向へのずれ量をＫ（但し０＜Ｋ）とするとき、
前記リテーナ規制面のプロフィルは、座標（ｘ’，ｆ（ｘ’）−Ｋ）を含むように設定されることで前記原点から弁孔中心までのｘ座標範囲において前記弁部材の自由曲げ時の想定ラインよりも前記区画体に接近する側に張り出しており、前記ずれ量Ｋは、ｘ＝Ｌでの弁部材と区画体との前記離間長Ｈの３％〜２０％に設定されていることを特徴とする弁構造。
【請求項２】
前記リテーナ規制面のプロフィルは前記座標（ｘ’，ｆ（ｘ’）−Ｋ）の他に、座標（Ｌ，ｆ（Ｌ））をも含むように設定されていることを特徴とする請求項１に記載の弁構造。
【請求項３】
前記原点から前記弁孔中心までのｘ座標範囲における前記弁部材の自由曲げ形状のｙ座標を示す関数ｆ（ｘ）は、下記数１の式：
【数１】
0003769975.tif 000003
で表されることを特徴とする請求項１又は２に記載の弁構造。
【請求項４】
前記弁孔中心から前記弁部材の先端方向に向かうｘ座標範囲においては、前記リテーナ規制面のプロフィルは、前記弁部材の自由曲げ時の想定ラインよりも前記区画体から離れる側に後退していることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の弁構造。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、弁孔を持った区画体と、弁部材と、規制面を持ったリテーナとを備え、前記リテーナに接近する方向に湾曲した弁部材の背面を該リテーナの規制面に当接させて弁部材の湾曲を制限する弁構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特開平７−１５１２６４号公報は、ピストン型圧縮機の排出弁組立体を開示する。その排出弁組立体は、根元が固定されると共に自由端たる先端部で排出孔を閉塞可能な排出用弁部材と、その弁部材が一定限度以上に開くのを制限すべく弁部材と向き合って設けられた弁止め（リテーナ）とを備えている。この先行技術では、ピストンシリンダからの圧縮ガスの排出時に弁部材が開いて弁止めに衝突することに起因する騒音を低減することを目的として、弁止めの形状を最大許容応力時の弁部材の湾曲形状に対応させている。即ち、弁止めのプロフィルをそのプロフィルの各接触点において弁部材が最大許容応力に達するように設計することで、弁部材の位置エネルギーが最大となる一方で運動エネルギーが最小となる瞬間に弁部材が弁止めに衝突するようにし、両者の衝突に起因する騒音を抑制している。もっと簡単に言うと、この先行技術は、弁止めのプロフィルを、弁部材の先端部を閉位置から垂直に押し上げていったときの弁部材の自由曲げ形状にほぼ一致させたものである。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、リテーナを併設した弁構造においては、弁とリテーナとの衝突による騒音の問題以前に基本的に解決すべき課題がある。それは、繰り返し開閉動作にさらされる弁構造の耐久性を向上させることである。弁構造の耐久性向上とは具体的には、弁部材が根元で折れるという事態を未然防止することであり、又、弁部材が閉じて排出孔（弁孔）の区画体に衝突することに起因する弁部材及び／又は区画体の欠損を極力防止することである。このような基本的技術要請の観点から見れば、前記先行技術は満足すべき耐久性を備えたものとは言えず、弁部材の曲げ疲労破壊（根元での折れ）や閉弁時の衝撃疲労破壊（欠損）に対する耐久性に不安を残していた。
【０００４】
本発明の目的は、従来よりも弁部材の曲げ疲労破壊や衝撃疲労破壊に対する耐久性を向上させることができる弁構造を提供することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明（請求項１）は、弁孔を区画する区画体と、前記弁孔を開閉可能な弾性舌片状の弁部材と、前記弁部材の背面と向き合う規制面を持ったリテーナとを備え、前記リテーナに接近する方向に湾曲した弁部材の背面を該リテーナの規制面に当接させて弁部材の湾曲を制限する弁構造において、弁孔を閉じた状態の弁部材及び区画体の延在方向をＸ軸方向とし、前記延在方向と直交する弁部材の湾曲方向をＹ軸方向とし、前記弁部材の根元付近から始まる前記リテーナ規制面のプロフィルの始点を前記Ｘ軸及びＹ軸からなる二次元座標系（ｘ，ｙ）の原点とすると共に、前記原点から前記弁孔中心までの距離をＬとし、前記弁孔中心に対応するｘ座標位置で前記弁部材をＹ軸方向に押圧して区画体から離間させたときの当該弁部材の自由曲げ形状を座標（ｘ，ｆ（ｘ））で表し、自由曲げ時におけるｘ＝Ｌでの前記弁部材と前記区画体との離間長をＨ（即ちｆ（Ｌ）＝Ｈ）とし、前記原点と前記弁孔中心との間にあってｆ（ｘ’）＝Ｈ／２の関係を満たすｘ座標をｘ’とし、更にｙ軸方向へのずれ量をＫ（但し０＜Ｋ）とするとき、前記リテーナ規制面のプロフィルは、座標（ｘ’，ｆ（ｘ’）−Ｋ）を含むように設定されることで前記原点から弁孔中心までのｘ座標範囲において前記弁部材の自由曲げ時の想定ラインよりも前記区画体に接近する側に張り出しており、前記ずれ量Ｋは、ｘ＝Ｌでの弁部材と区画体との前記離間長Ｈの３％〜２０％に設定されていることを特徴とする。
【０００６】
この構成によれば、前記二次元座標系（ｘ，ｙ）の原点と弁孔中心との間にあってｆ（ｘ’）＝Ｈ／２の関係を満たすｘ座標値（ｘ’）に対応するリテーナ規制面プロフィルのｙ座標値が、自由曲げ時に湾曲した弁部材のｙ座標値よりも正のずれ量Ｋだけ少なくなっている。そして、その結果、リテーナ規制面のプロフィルは、原点から弁孔中心までのｘ座標範囲において、弁部材の自由曲げ時の想定ラインよりも区画体に接近する側に張り出す格好となっている。このため、開弁動作時に弁部材がリテーナに向けて湾曲するに従い、弁部材がその根元付近から徐々にリテーナの規制面に接触していく。このとき、弁部材が湾曲の度合いを高めるにつれて、弁部材背面とリテーナ規制面との当接点（曲げ支点となる）が前記原点から弁部材の先端部に向けて次第に移動する。従って、この構成によれば、弁部材の開弁時に、座標原点（リテーナ規制面のプロフィル始点）に位置する弁部材の根元に対する応力の集中が回避又は緩和され、弁部材の曲げ疲労破壊や衝撃疲労破壊に対する耐久性が向上する。これに対し、仮にリテーナ規制面のプロフィルとして弁部材の自由曲げ形状に一致するプロフィルを採用した場合（つまり従来技術の場合）には、弁部材の曲げ支点は常に二次元座標系（ｘ，ｙ）の原点にあって移動することがないため、弁部材の根元への応力集中は避けられない。又、請求項１は、ずれ量Ｋの好ましい範囲について言及したものであり、ずれ量Ｋの上限値及び下限値の臨界的意義については後述の「発明の実施の形態」の説明で明らかとなる。
【０００７】
請求項２〜４に記載の各発明は、本発明をより好ましい構成に限定するものであり、各々の技術的意義は後述の「発明の実施の形態」の説明で明らかとなる。
そこでの説明に先んじて若干付言するとすれば、請求項２の弁構造によれば、弁孔中心に対応するｘ座標位置（ｘ＝Ｌ）でのリテーナ規制面と区画体との離間長はＨ（＝ｆ（Ｌ））となって自由曲げ形状のプロフィルと一致する。又、請求項４の弁構造によれば、座標の原点から弁孔中心までのｘ座標範囲におけるリテーナ規制面のプロフィルと、弁孔中心以降のｘ座標範囲におけるリテーナ規制面のプロフィルとの滑らかな連続性を確保し易くなる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明を車輌用空調装置に用いられる斜板式圧縮機に適用した一実施形態について説明する。図１は斜板式圧縮機の一例である１０気筒の両頭ピストン型斜板式圧縮機を示す。図１に示すように、圧縮機を構成するフロント側のシリンダブロック１とリヤ側のシリンダブロック２とは図の中央部で接合されている。シリンダブロック１，２の各々には、複数のシリンダボア８（各五つ）がスラスト方向の中心軸の周りに等角度間隔にて貫通形成されている。フロント側シリンダブロック１の前端面には弁構成体３を介してフロントハウジングカバー５が、リヤ側シリンダブロック２の後端面には弁構成体４を介してリヤハウジングカバー６がそれぞれ接合されている。これら弁構成体３，４によって各シリンダボア８の一端が封止される。そして、前記部材１，２，３，４，５及び６は複数の通しボルト７（一つのみ図示）により互いに締付固定され、これらにより圧縮機のハウジングが構成されている。
【０００９】
各シリンダボア８の内部には両頭型ピストン９の片頭部が往復動可能に収容されている。ピストン９の各端面と弁構成体３又は４との間において各シリンダボア８内には、ピストン９の往復動に応じて容積変化する圧縮室が確保される。他方、両シリンダブロック１，２の接合域にはクランク室１０が区画形成されている。このクランク室１０内には駆動軸１１が回転可能に設けられている。駆動軸１１の前端部は圧縮機ハウジングの外に突出し、図示しない動力伝達機構（電磁クラッチ等）を介して外部駆動源（車輌エンジン等）に作動連結されている。クランク室１０内において、駆動軸１１上にはカムプレートとしての斜板１２が一体回転可能に固定されている。この斜板１２の外周部は前後一対のシュー１３を介して各ピストン９に係留されている。この構成により、駆動軸１１の回転運動が斜板１２及びシュー１３を介してピストン９の往復直線運動に変換される。
【００１０】
フロント及びリヤの各ハウジングカバー５，６内には環状隔壁１４が形成されている。この環状隔壁１４により、各ハウジングカバー５，６とそれに対応する弁構成体３，４とによって囲まれた空間は、その隔壁１４の内側に位置する吐出室１５と、その隔壁１４の外側に位置する吸入室１６とに区画されている。吸入室１６と吐出室１５とは図示しない外部冷媒回路によって接続されており、この外部冷媒回路と当該圧縮機とで車輌用空調装置の冷房回路が構成される。外部冷媒回路から吸入室１６に戻された冷媒ガスは、各ピストン９の往動に伴って後述する各弁構成体３，４の吸入ポート及び吸入弁を介してシリンダボア８内に吸入される。吸入されたガスは各ピストン９の復動に伴って圧縮されると共に、後述する各弁構成体３，４の吐出ポート及び吐出弁を介して吐出室１５に吐出され、その高圧冷媒ガスは前記外部冷媒回路に再び送り出される。
【００１１】
前記二つの弁構成体３，４は構造も機能も等価な組立て体である。図１及び図４に示すように、各弁構成体は、内側ガスケット２１と、吸入弁形成板２２と、区画体としての中央バルブプレート２３と、吐出弁形成板２４と、外側ガスケットを兼ねるリテーナプレート２５とからなり、この順にシリンダボア側から重ね合わせて構成されている。
【００１２】
中央バルブプレート２３には、各シリンダボア８に対応して吸入ポート１７及び吐出ポート（弁孔）１８がそれぞれ形成されている。吸入ポート１７は吸入室１６を各シリンダボア８内の圧縮室に連通させる。又、吐出ポート１８は各シリンダボア８内の圧縮室を吐出室１５に連通させる。内側ガスケット２１にも、中央バルブプレート２３の吸入ポート１７及び吐出ポート１８に対応して各シリンダボア毎に透孔が形成されている。吸入弁形成板２２には、中央バルブプレート２３の各吸入ポート１７を開閉可能な吸入弁２２ａが形成されている。他方、吐出弁形成板２４には、中央バルブプレート２３の各吐出ポート（弁孔）１８を開閉可能な吐出弁２４ａが形成されている。吸入弁２２ａも吐出弁２４ａも、各々に対応するポートを開閉可能な弾性舌片状の弁部材であり、より好ましくはフラッパ型のリード弁である。
【００１３】
各弁構成体において吐出弁形成板２４の外側に隣接配置された外側ガスケット兼用のリテーナプレート２５は、図２に示すような全体形状を持つ。このリテーナプレート２５は、吐出弁形成板２４に設けられた各吐出弁２４ａに対応して略放射状に延びる複数のリテーナ２６（本例では５つ）を有している。リテーナ２６は、それに対応する吐出弁２４ａの湾曲の最大限度を定めて吐出弁の最大開度を規制することにより吐出弁２４ａの保護を図るための部位又は要素である。このため各リテーナ２６は、吐出弁２４ａの背面と向き合うと共にそのリテーナに向かって湾曲してきた吐出弁２４ａの背面を受け止め（当接）可能な規制面２７を有している（図２及び図４参照）。尚、リテーナプレート２５の外形状は金属母材を加工した時点で得られるものであるが、その付形加工後のプレート表面には、膜厚が数十〜数百ミクロンのゴム製コーティング層（図示略）が形成され、リテーナプレート２５がガスケットの役目をも兼ねるようにしている。
【００１４】
図１，図３及び図４に示すように、各リテーナ２６の根元（基端部）は、ハウジングカバー５，６の一部（吐出室１５の区画壁部）と、吐出弁形成板２４以下の弁構成体及びシリンダブロック１，２との間に挟圧状態で介在されている。また、各リテーナ２６の先端部は、前記隔壁１４と中央バルブプレート２３以下の弁構成体との間に挟圧状態で介在されている。各リテーナ２６は概して、その基端部から先端部に向かうにつれて（つまり図４の左から右に向かうにつれて）中央バルブプレート２３から次第に離れるように反った形状をなしており、規制面２７のプロフィルもその反りにほぼ対応している。そして、各リテーナ２６の規制面２７の長手方向中央付近は、吐出弁２４ａを挟んで吐出ポート１８と対向している。
【００１５】
本件の特徴点は、吐出弁２４ａの背面と対向するリテーナ規制面２７のプロフィル（輪郭）の設定にある。この点を図４及び図５を参照して説明する。図５では、Ｘ軸及びＹ軸からなる二次元座標系（ｘ，ｙ）を用いてリテーナ規制面２７のプロフィル（実線で示す）を数学的に記述している。該座標系のＸ軸は、吐出ポート（弁孔）１８を閉じた状態の吐出弁（弁部材）２４ａ及び中央バルブプレート（区画体）２３の延在方向と一致している。又、座標系のＹ軸は、前記Ｘ軸と直交して吐出弁２４ａの湾曲方向に向かっている。尚、この二次元座標系では数学的記述を容易にするために、吐出弁２４ａの根元付近から始まるリテーナ規制面２７のプロフィルの始点を当該座標系（ｘ，ｙ）の原点（０，０）とみなしている。更に原点から吐出ポート１８の中心Ｃまでの距離をＬとしている。
【００１６】
図５のグラフには、本件のリテーナ規制面２７のプロフィル（実線）の他に、参考例たる従来技術に従ったリテーナのプロフィル（破線）も示されている。この参考例は、前記従来技術（特開平７−１５１２６４号）に開示された弁止めと等価なものと考えて良い。即ち、図５の参考例は、図４の構成からリテーナ２６を除いた状況下で、弁孔中心Ｃに対応するｘ座標位置（つまり吐出ポート１８の中心位置）で吐出弁２４ａをＹ軸方向（つまりボア８側から吐出室１５側に向かう方向）に押圧して中央バルブプレート２３から離間させたときの当該吐出弁２４ａの自由曲げ形状を座標（ｘ，ｆ（ｘ））で表し、グラフ上にプロットしたものである。このときの吐出弁２４ａの自由曲げ形状のｙ座標を示す関数ｆ（ｘ）は、原点から弁孔中心Ｃまでのｘ座標範囲においてはほぼ下記数２の式で表すことができる。
【００１７】
【数２】
0003769975.tif 000002
但し、弁孔中心Ｃよりも先のｘ座標範囲においては、ｙ座標関数ｆ（ｘ）は必ずしも上記数２の式に一致するとは限らない。なお、図５に示すように、自由曲げ時における押圧位置（ｘ＝Ｌ）での吐出弁２４ａと中央バルブプレート２３との離間長をＨとすると、ｆ（Ｌ）＝Ｈとなる。
【００１８】
このような自由曲げ形状に対し、本件のリテーナ規制面２７のプロフィルは、原点から弁孔中心Ｃまでのｘ座標範囲において、吐出弁２４ａの自由曲げ時の想定ライン（図５の破線）よりも中央バルブプレート２３に接近する側に張り出すように設定されている。より具体的には、前記自由曲げ関数曲線ｆ（ｘ）上において吐出弁２４ａの押圧点と中央バルブプレート２３との離間長Ｈの半分の距離（Ｈ／２）にあたる位置［つまり座標（ｘ’，ｆ（ｘ’））］を基準とし、それよりもリテーナ規制面２７の位置をずれ量Ｋ（但し０＜Ｋ）だけ中央バルブプレート２３寄りに接近させている。換言すれば、原点と弁孔中心Ｃとの間にあってｆ（ｘ’）＝Ｈ／２の関係を満たすｘ座標値をｘ’とした場合、座標（ｘ’，ｆ（ｘ’）−Ｋ）を通過するような曲線に沿って、リテーナ規制面２７のプロフィルが設定されている。このプロフィルは、原点及び前記座標（ｘ’，ｆ（ｘ’）−Ｋ）の他に、座標（Ｌ，ｆ（Ｌ））＝（Ｌ，Ｈ）をも含むものとなっている。尚、Ｙ軸方向への前記ずれ量Ｋは、前記離間長Ｈの３％〜２０％（より好ましくは５％〜１８％）程度に設定されている。ずれ量Ｋが離間長Ｈの３％未満では、自由曲げ形状曲線との差が少なく、ずれ量Ｋだけ意図して接近させることの意味合いが薄れる。他方、ずれ量Ｋが離間長Ｈの２０％を超えると、開弁時に吐出弁２４ａに却って無理な応力がかかるおそれがある。
【００１９】
弁孔中心Ｃから更に吐出弁の先端方向に向かうｘ座標範囲では、本件のリテーナ規制面２７のプロフィルは特に限定されるものではない。しかしながら、原点から弁孔中心Ｃまでのｘ座標範囲において中央バルブプレート２３寄りに張り出したプロフィルとの滑らかな連続性を担保するためには、図５のように、吐出弁２４ａの自由曲げ時の想定ライン（図５の破線）よりも中央バルブプレート（区画体）２３から離れる側に後退したプロフィルを設定することが好ましいであろう。ちなみに、原点から弁孔中心Ｃまでのｘ座標範囲におけるプロフィルを基準として、それに対する座標（Ｌ，Ｈ）での接線を描くことで、弁孔中心Ｃから先のｘ座標範囲における本件のプロフィル（図５の実線）を容易に設定することができる。
【００２０】
本件と参考例とのプロフィルの違いがリテーナの機能面に与える影響は、吐出弁２４ａの開閉動作時における弁の曲げ支点の移動の有無として現われる。図６は、参考例において弁孔中心Ｃでの吐出弁のリフト量を前記離間長Ｈの５／８及び７／８とした場合の吐出弁の反り状況を概念的に示す。同様に図７は、本件において弁孔中心Ｃでの吐出弁のリフト量を前記離間長Ｈの５／８及び７／８とした場合の吐出弁の反り状況を概念的に示す。図６（参考例）の場合には、吐出弁のリフト量をいかように変化させても、吐出弁の曲げ支点Ｐは常にｘ−ｙ座標系の原点にありこれが移動することはない。これに対し図７（本件）の場合には、吐出弁のリフト量を増大させるに従い、吐出弁の実質的な曲げ支点がＰ０→Ｐ１→Ｐ２と弁孔中心Ｃに次第に近づいていく。このような使用時特性の違いが、吐出弁２４ａにおける曲げ応力や、吐出弁２４ａが弁孔１８を再閉塞するときに中央バルブプレート２３に衝突する速度の違いを生み出す。
【００２１】
図８のグラフは、弁孔中心Ｃ位置での吐出弁２４ａのリフト量と、リフト時に吐出弁に生じた曲げ応力の実測値との関係を示す。曲げ応力は、リテーナ２６の根元付近（図３に一点鎖線で示す）にゲージを設定して測定した。図８からわかるように、参考例の場合には、リフト量の増大にほぼ比例して曲げ応力が増大している。これに対し、本件の場合にはリフト量を増大していったときでも、リフト量が０．３Ｈを超える辺りから曲げ応力の増大傾向が非常に緩やかになっている。従って、例えば吐出弁２４ａの構成材料等の事情によりその疲労限界が仮に１０００ＭＰａであるとするならば、最大リフト量が０．７Ｈ以上の場合には参考例では弁折れの可能性が高いのに対し、その場合でも本件では弁の曲げ応力が弁折れレベルにまで達しない。このように本件構成によれば、リフト量の増大に伴う吐出弁の曲げ応力の上昇が抑制され、結果として曲げ疲労に起因する弁部材の折れが生じ難くなる。
【００２２】
図９は、本件リテーナにおいてプロフィールの前記ずれ量Ｋを０、０．０５Ｈ及び０．１０Ｈとした各場合における、弁孔１８の再閉塞時に吐出弁２４ａが中央バルブプレート２３に衝突するときの速度を示したものである。図９のグラフの黒丸は、シリンダボア８から吐出室１５へ吐出されるガス圧（吐出圧Ｐｄ）が１．９ＭＰａのときのデータである。又、黒三角は吐出圧Ｐｄが２．５ＭＰａ、白丸は吐出圧Ｐｄが３．１ＭＰａのときのデータである。なお、Ｋ＝０の場合とは参考例に他ならない。図９からわかるように、いずれの吐出圧Ｐｄの場合も、本件構成での衝突速度が参考例の場合よりも低下している。更に一般的傾向として、ずれ量Ｋを大きくするほど衝突速度が低下している。このように本件構成によれば、吐出弁２４ａの中央バルブプレート２３に対する衝突速度が低下して、衝撃疲労に起因する弁部材の欠けが生じ難くなる。
【００２３】
本件構成の方が参考例の構成よりも前記衝突速度が低下傾向にあることは、図１０のグラフを参酌して合理的な説明が可能である。図１０は、本件と参考例の各場合における吐出弁２４ａのリフト量の時間的変化を表している。
【００２４】
吐出弁２４ａの開閉動作（つまりリフト量変化）は、ピストン９が下死点位置から上死点位置（弁構成体に最接近する位置）に向かって復動する圧縮行程の末期に起きる。具体的に説明すると、ピストンの復動に基づいてシリンダボア内圧が吐出室内圧を超えようとする時点ｔ１で吐出弁が開き始める。吐出弁のリフト量の増大に伴って吐出弁の反発弾性力（元の閉位置に復帰しようとするバネ弾性力）も次第に増大するが、シリンダボアからの吐出噴流の勢いが優っている限り吐出弁のリフト量は増え続ける。他方、シリンダボアからの吐出噴流の勢いが次第に低下し、吐出弁に蓄えられた反発弾性力が相対的に優勢になると、吐出弁が閉じ方向に戻り始めリフト量が次第に減少する。そして、シリンダボア内圧と吐出室内圧とが均衡した時点ｔ５で吐出弁が閉じ切ると共に、反発弾性力もゼロとなる。このように、吐出弁の開き始め及び開き終わりの事情は、本件と参考例とで特に異なる点はない。しかし、吐出弁が開き切る前後でのリフト量の挙動が微妙に異なるために、吐出弁が閉じ切るときの衝突速度に違いがでる。
【００２５】
つまり、図１０に実線で示す本件の場合には、時点ｔ３でリフト量がピークに達すると共にそのリフト量曲線自体が正規分布的に整った形状となっている。特に本件の場合には、リテーナプロフィルが自由曲げの想定ラインよりも中央バルブプレート２３寄りに張り出すことで大きく反っているので、リフト量増大に伴う吐出弁の蓄力もそれだけ早い。従って、その反発弾性力が吐出噴流の勢いを上回ることになるや否や、その反発弾性力に基づいて直ちに吐出弁が閉じ方向に向かい始める。即ち、時点ｔ３でのピークリフト量（実測０．９３ｍｍ）を閉じ切るための所要時間Ｔ１（＝ｔ５−ｔ３）の実測値は約０．０００３秒であり、その間の弁の平均閉じ速度は約３．１ｍ／秒である。
【００２６】
これに対し、図１０に一点鎖線で示す参考例の場合には、時点ｔ２でリフト量がピークに達するものの、その後、時点ｔ４まではやや躊躇しながらのリフト量減少となり、時点ｔ４以後は時点ｔ５まで一挙にリフト量を減少させる。このような二段階のリフト量減少となるのは、リテーナプロフィールが吐出弁の自由曲げ形状に沿っているため、リフト量の絶対値が同じならば本件構成の場合よりも反発弾性力の蓄積量が相対的に少なくなることに起因する。つまり、リフト量がピークに達した直後の一定期間（ｔ４−ｔ２）は、シリンダボアからの吐出噴流の勢いを強引に打ち負かすだけの反発弾性力を吐出弁が持ち合せていないのである。故に吐出噴流の勢いがやや弱まるまでの期間（ｔ４−ｔ２）はやや躊躇しながらのリフト量減少となる。そして、吐出噴流の勢いを吐出弁の反発弾性力が明確に凌駕することになる時点ｔ４以後は、弁の反発弾性力と弁内外の差圧とに基づいて吐出弁は一挙に閉じ動作を完了する。従って、参考例の場合において、吐出弁が実質的な閉じ動作を行う期間は（ｔ５−ｔ２）というよりもむしろ、Ｔ２（＝ｔ５−ｔ４）と理解すべきである。そして、時点ｔ４でのリフト量の実測値は０．８０ｍｍ、所要時間Ｔ２の実測値は約０．０００２３秒であり、その間の弁の平均閉じ速度は約３．５ｍ／秒である。この値は、本件の場合の平均閉じ速度（約３．１ｍ／秒）よりも大きい。
【００２７】
（効果）本実施形態に特有の効果は次の通りである。
〇  本件のリテーナプロフィルによれば、開弁時において弁部材２４ａの曲げ応力の上昇が抑制される傾向にあるため、参考例に比して曲げ疲労破壊に対する耐久性が格段に優れている。
【００２８】
〇  本件のリテーナプロフィルによれば、弁部材２４ａが弁孔１８を再閉塞する際の中央バルブプレート２３に対する衝突速度が低下する傾向にあるため、参考例に比して衝撃疲労破壊に対する耐久性が格段に優れている。
【００２９】
〇  圧縮機の連続運転により高温高圧の吐出ガスの影響を受けてリテーナ表面のゴムコーティングが劣化し、そのゴムが、ハウジングカバー５又は６の隔壁部と中央バルブプレート２３との境界の基準位置からはみ出し、その結果、リテーナプロフィルの始点が二次元座標系の原点からずれてＸ軸方向に見掛け上移動するという困った事態が起こり得る。この点、本件構成によれば、前述のように吐出弁のリフト量に応じて弁の曲げ支点が移動し得るため、ゴム劣化によってリテーナプロフィル始点の予期しない変位が生じたとしても、その変位の影響を吸収できる。そして、何等の不都合も生じることなく当該弁構造は所期の性能を発揮することができる。
【００３０】
（変更例）本発明の実施形態を以下のように変更してもよい。
〇  リテーナプレート２５の表面へのゴムコーティングを省略してもよい。
〇  本件発明は、その適用対象を斜板式圧縮機に限定されるものではなく、リード弁とリテーナとを併設する全ての装置に適用可能である。
【００３１】
（付記）前記実施形態及び変更例から把握できる技術的思想の要点を以下に記載する。
（付１）前記弁孔としての吐出ポート、前記区画体としての中央バルブプレート及び前記弁部材としての吐出用リード弁を備えてなるピストン型圧縮機の弁構成体に適用すること。
【００３２】
（付２）前記リテーナの表面にはゴム製コーティングが施されて当該リテーナがガスケットを兼ねていること。
【００３３】
【発明の効果】
以上詳述したように本発明の弁構造によれば、従来よりも弁部材の曲げ疲労破壊や衝撃疲労破壊に対する耐久性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】一例となる斜板式圧縮機の縦断面図。
【図２】弁構成体を構成するリテーナプレートの斜視図。
【図３】一つのリテーナ付近の吐出室側から見た概略平面図。
【図４】図３のＡ−Ａ線でとったリテーナ付近の概略断面図。
【図５】リテーナ規制面のｘｙ座標系でのプロフィルを表すグラフ。
【図６】参考例における吐出弁の反り状況を表す図５相当のグラフ。
【図７】本件における吐出弁の反り状況を表す図５相当のグラフ。
【図８】吐出弁のリフト量と曲げ応力との関係を示すグラフ。
【図９】ずれ量Ｋと吐出弁の衝突速度との関係を示すグラフ。
【図１０】吐出弁のリフト量の時間変化を示すグラフ。
【符号の説明】
３，４…弁構成体、１８…吐出ポート（弁孔）、２３…中央バルブプレート（区画体）、２４…吐出弁形成板、２４ａ…吐出弁（弁部材）、２５…リテーナプレート、２６…リテーナ、２７…リテーナ規制面、Ｃ…弁孔中心。
【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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