往復動圧縮機
【課題】密閉型往復動圧縮機の吸入バルブの開時の変形における各部応力の減少及び吸入バルブの開時におけるピストンへの接触や、吸入バルブ閉時におけるバルブプレートとの衝撃への衝撃耐久性の向上を達成する。
【解決手段】密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４は、平板のバネ材を加工して、弾性変形による可動部として、吸入孔３に対面して開閉するバルブ部４ａと、そのバルブ部４ａに接続されて支持する支持部４ｃとを作り、その支持部４ｃはその平板の板面内で湾曲した形状に作られ、支持部４ｃが直線状に作られるものに比べて支持部の長さａが長くなり吸入バルブ４の可動部のバネ定数ｋは小さく設定でき、弾性変形時の支持部４ｃの根元となる根元部分Ｙの応力緩和にも寄与できる。
【解決手段】密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４は、平板のバネ材を加工して、弾性変形による可動部として、吸入孔３に対面して開閉するバルブ部４ａと、そのバルブ部４ａに接続されて支持する支持部４ｃとを作り、その支持部４ｃはその平板の板面内で湾曲した形状に作られ、支持部４ｃが直線状に作られるものに比べて支持部の長さａが長くなり吸入バルブ４の可動部のバネ定数ｋは小さく設定でき、弾性変形時の支持部４ｃの根元となる根元部分Ｙの応力緩和にも寄与できる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、往復動圧縮機に係り、特に冷凍冷蔵装置などの冷凍サイクルに搭載される電動式の密閉型往復動圧縮機に好適なものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍冷蔵装置に用いられる一般的な電動式の密閉型往復動圧縮機に採用される吸入バルブ４としては、図１０から図１１に示されたものがある。図１０は吸入バルブ４が全開したときの状態を示すシリンダブロック１部近傍の断面図、図１１は図１０の吸入バルブ４の正面図である。なお、図１から図１６における同一符号は同一物または相当物を示す。
【０００３】
この密閉型往復動圧縮機は、圧縮室５を形成するシリンダブロック１と、圧縮室５内を電動機を原動機として往復動するピストン２と、吸入孔３ａを有してシリンダブロック１の端面側に固定されたバルブプレート３と、バルブプレート３のシリンダブロック側に配置されて吸入孔３ａの開閉を行う吸入バルブ４とを備え、吸入バルブ４の円形状のバルブ部４ａは吸入孔３ａに対面して吸入孔３ａを閉じたり開いたりする部分として用いられる構成を有する。
【０００４】
さらには、吸入バルブ４はバルブ部４ａを片持ち式にて支持する支持部９を備え、支持部９の先端にバルブ部４ａが一連に備わっている。そして、吸入バルブ４は、ピストン２の往復動に伴う圧縮室５の圧力変化により支持部９が弾性変形されてバルブ部４ａが吸入孔３ａから離れて開の状態となり、その弾性変形が元に戻ると吸入孔３ａ周辺の弁座に接して閉じの状態となる。
【０００５】
このような電動式の密閉型往復動圧縮機は、圧縮機の効率向上を重視した構成であり、吸入孔３ａより吸入バルブ４が開くことで圧縮室５にガスが吸入され、その吸入バルブ４の開きリフト量に制限がないため、吸入バルブ４の形状，板厚及び材質にて決まる弾性力の調整により吸入損失を小さくすることに有利な構成である。
【０００６】
さらに、先行技術文献の特許文献１に記載された電動式の密閉型往復動圧縮機の解説には、次の趣旨が示されている。即ち、高効率を目的とした密閉型圧縮機として、吸入弁座１０７内側の吸入孔１０６を開閉する片持ち式の吸入リード１０５において、吸入リード１０５を形成する、吸入バルブの開閉部１０８と吸入リード１０５の基部をなす支持端部１０９と、開閉部１０８と支持端部１０９を連結するアーム部１１０において、その支持端部１０９から開閉部側の先端までの長さ寸法Ｌと気筒容積Ｖが、関係式Ｌ＜０.５Ｖ＋１７とすることで、開閉部１０８の先端がピストンに衝突して跳ね返ることを防ぎ、信頼性の向上を図るとしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特表２００８−５３１８９８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
従来構造である図１０，図１１の電動式密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４では、吸入バルブ４のバルブ部４ａが開くときに、そのバルブ部４ａの根元部分に応力が集中する。また、ピストン２は単振動のピストン運動のために、上死点近傍，下死点近傍では移動速度が遅く、その中間では移動速度は速くなる。ピストン２が上死点近傍から、下始点に移動し始めの、移動速度が遅い状態で、バルブ部４ａは開き始めるため、バルブ部４ａはピストン２に接触する可能性が高く、接触時には、バルブ部４ａに部分的に応力が高くなる箇所が発生する。
【０００９】
この課題に対し、前記特許文献１では、吸入バルブが、ピストンに接触しないように、吸入バルブの支持端部から開閉部側の先端までの長さ寸法Ｌとシリンダ内気筒容積Ｖとの関係式Ｌ＜０.５Ｖ＋１７を定めている。しかしながら、本文献では、Ｌ寸法を小さく設定するため、吸入リードの板バネとしての剛性は上昇し、吸入バルブの開閉部に掛かる力が従来と同等とすれば、吸入バルブが開いたときの支持端部の根元への応力は、従来構造より上昇しやすくなるなどの課題があった。
【００１０】
このように、従来の電動式密閉型往復動圧縮機においては、吸入バルブのバルブ部が開かれた時の変形における各部応力を小さくし、かつ、吸入バルブの開時におけるピストンへの接触や、吸入バルブ閉時におけるバルブプレートとの衝撃への衝撃耐久性を向上することにより、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減することが要請されている。
【００１１】
よって、本発明の目的は、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できる吸入バルブを有する往復動圧縮機を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明の目的を達成するための手段は、往復動圧縮機の吸入バルブのバルブ部を弾性変形しながら支持する支持部が湾曲形状を有している構成である。
【発明の効果】
【００１３】
このような手段によれば、バルブ部の支持部の湾曲形状にて、バネ定数を小さくすることができ、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できる吸入バルブを有する往復動圧縮機を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の第１実施例による電動式密閉型往復動圧縮機の縦断面図である。
【図２】図１に示したピストンが上死点にあり吸入バルブが閉じている状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図３】図１に示した吸入バルブが開いて間もない状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図４】図１に示したピストンが下死点近傍にあり吸入バルブが開いている状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図５】図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図６】本発明の第２実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図７】本発明の第３実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図８】本発明の第４の実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図９】本発明の第５実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図１０】従来の一般的な電動式密閉型往復動圧縮機のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図１１】図１０の吸入バルブの正面図である。
【図１２】図１１の吸入バルブのバルブ部の中心に１Ｎの力を加えたときの変形量解析結果を示す変形量分布図である。
【図１３】図５の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの変形量解析結果を示す変形量分布図である。
【図１４】図１１の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの応力解析結果を示す応力分布図である。
【図１５】図５の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの応力解析結果を示す応力分布図である。
【図１６】バネ定数ｋとバネに掛かる衝撃力Ｆmaxの関係を示したグラフ図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
本発明の各実施例における共通する特徴的な構成は、電動式密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４が、吸入孔３ａを開閉するバルブ部４ａと、バルブ部４ａを弾性変形しながら支持する、湾曲形状でアーム型の支持部４ｃを有した構成である。
【００１６】
このような構成の吸入バルブ４にあっては、バルブ部４ａは、圧縮室５の内部圧力をＰ１とし、その対面側の圧力をＰ２（圧縮機密閉容器４０の内部の低圧圧力に相当）としたとき、Ｐ１＞Ｐ２となったときに、バルブ部４ａが開き始める。
【００１７】
吸入孔３ａ、および、バルブ部４ａの中心Ｒを、円筒形状の圧縮室５の円筒中心軸線Ｘ（ピストン２の中心軸線でもある）に位置するように配置することにより、吸入バルブ４の湾曲形状の支持部４ｃは、湾曲形状によって長さを長く調整することが可能となり、また、支持部４ｃは、その幅と湾曲形状の曲線平均直径φＤを調整することで、バネ定数ｋを小さくすることが可能になる。
【００１８】
また、バルブ部４ａが開いていく際に、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと反対側の外周側長さで、内側長さの方が、長さとして短くなるため、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力は、その単位長さ当たりでは、内側部分の方が大きくなる。そのために、引張力により発生する応力も、内側部分が大きくなる。
【００１９】
そこで、支持部４ｃの長さを長く取ることで、単位長さ当たりの引張力を小さくすることができるため、従来バルブの支持端部の根元に生じた応力集中は、緩和することができる。
【００２０】
図１５に本発明の実施例の解析による応力分布を示す。また、図１３に本発明の実施例の解析による変形量分布図を示す。また、従来事例形状での解析での応力分布を図１４に示す。また、従来事例形状での解析での変形量分布図を図１２に示す。ここで、図１５は、Ｄ部が応力が高い部分であり、支持部４ｃの湾曲形状の内側部分が応力が高くなっている。さらに、図１４の応力分布図の色濃度を比較し、図１４の最大応力より、図１５の最大応力が小さくなっている。
【００２１】
また、バルブが開き始めるとガスが吸入孔３ａから、圧縮室５に流れはじめ、その時に生じる動圧が、バルブに衝撃力として印加される。バルブのバネ定数を小さくすることで、バルブ内部に与えるこの衝撃力を小さくすることができ、衝撃に対する耐性を高くすることができる。同様に、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ内部に加わる衝撃力を小さくする。
【００２２】
本発明により、バルブのバネ定数を小さくし、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくし、バルブ開時のガス流れの動圧によるバルブ内部に与える衝撃力を小さくし、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ部４ａに生じる衝撃力を小さくし、その衝撃力により発生する、振動・騒音をも低減することができる。
【００２３】
よって、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、電動式の密閉型往復動圧縮機を提供することができる。
【００２４】
次に、本発明の各実施例を各図を用いて具体的に説明する。各実施例に対応する各図において同一符号は同一物または相当物を示す。
【実施例１】
【００２５】
以下、本発明の第１実施例による電動式の密閉型往復動圧縮機について、主に図１から図５の各図を用いて説明する。図１は、本実施例による密閉型往復動圧縮機１０の縦断面を示している。この電動式の密閉型往復動圧縮機１０は、冷凍冷蔵設備の冷却ガスの圧縮機として利用される。
【００２６】
その図１に見られるように、電動式の密閉型往復動圧縮機１０は、圧縮機部２０と電動機部３０とを密閉容器４０内に収納して構成されている。圧縮機部２０と電動機部３０は一体となってコイルばね５０にて密閉容器４０内に弾性支持されている。
【００２７】
圧縮機部２０は、円筒状の圧縮室５を有するシリンダブロック１と、シリンダブロック１に固定される吸入サイレンサー２１と、シリンダブロック１と組み合わされて圧縮室５内で水平方向へ往復動するピストン２と、ピストン２にコンロッド２３を介して接続されるクランクシャフト２２等を有する。
【００２８】
電動機部３０は、クランクシャフト２２に固定された電動モータのローター３１部と、同電動モータのステーター３２部とを有する。
【００２９】
電動機部３０が電動モータとして稼動すると、ローター３１とともにクランクシャフト２２が回転して、その回転はコンロッド２３を介してピストン２をシリンダブロック１内で水平方向へ往復運動させる。その運動にて圧縮室５内の容積は変化させつつ圧縮室５内の圧力を変化させることができる。
【００３０】
なお、圧縮室５は、シリンダブロック１，ピストン２，シリンダブロック１の反ピストン側端部に装着されるバルブプレート３，スプリングリード６と吸入バルブ４で囲まれた空間で構成される。
【００３１】
シリンダブロック１の端面側に固定されている吸入サイレンサー２１は、吐出サイレンサーなどを形成するヘッドカバー部７と、このヘッドカバー部７のシリンダブロック側に配置され、吐出バルブを有するバルブシート８と、吸入孔３ａを有するバルブプレート３と、このバルブプレート３のシリンダブロック側に配置されて吸入孔３ａの開閉を行う吸入バルブ４と、この吸入バルブ４のシリンダブロック側に配置されたスプリングリード６とを備えて構成されている。なお、バルブプレート３，吸入バルブ４により圧縮機部２０の吸入弁装置が構成される。
【００３２】
係る密閉型往復動圧縮機１０において、電動機部３０が回転することによって圧縮機部２０のクランクシャフト２２，コンロッド２３，ピストン２が駆動され、外部の冷凍サイクルから吸入サイレンサー２１へ冷媒ガスが吸い込まれる。この冷媒ガスは、吸入バルブ４の開閉に応じて、吸入孔３ａを通して圧縮室５内に間欠的に吸入される。吸入された冷媒ガスはシリンダブロック１内でピストン２によって圧縮され、吐出バルブが開くことにより圧縮室５内から吐出される。
【００３３】
次に、図２から図５を参照しながら、圧縮機部２０に関してさらに具体的に説明する。バルブプレート３は、図２〜図４に示すように、シリンダブロック１の端面側に吸入バルブ４を閉鎖するように配置され、円形の吸入孔３ａを有している。この吸入孔３ａの中心は、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置する。また、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心も、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置する。
【００３４】
吸入バルブ４は、図２〜図４及び図５に示すように、圧縮室５の圧力変動により吸入孔３ａを開閉するバルブ部４ａと、バルブ部４ａを弾性変形しながら支持する、湾曲形状でアームの支持部４ｃを有して構成されている。
【００３５】
この吸入バルブ４は、平板のばね材からプレスにて打ち抜き成形して製作される。吸入バルブ４は、バルブ部４ａ，アーム型の支持部４ｃを含めて平板状に製作され、図３に示すようにバルブプレート３のシリンダブロック側の面に密着して設置されている。
【００３６】
本実施例では、吸入孔３ａ、および、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心Ｒを、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置することにより、湾曲形状でバルブ部４ａを支持するアームとなる支持部４ｃは、バルブ部４ａの外周空間部を利用して、長さを長く調整できたので、また、支持部４ｃは、その幅と湾曲形状の曲線平均直径を調整することで、バネ定数を小さくすることが可能になる。
【００３７】
なお、一般的なバネ定数ｋの概算式は、
【００３８】
（１）従来バルブ：片持ちの板バネの式で概算
ｋ＝３ＥＪ／ｌ3
Ｊ＝ｂｈ3／１２
Ｅ：縦弾性係数、Ｊ：断面二次モーメント、ｌ：板バネ長さ、
ｂ：板バネ断面幅寸法、ｈ：板バネ断面高さ寸法
【００３９】
（２）本実施形状バルブ：角バネの式（Lieseckeの式）で概算
ｋ＝ｂ2ｈ2Ｇ／γＤ3ｎ
Ｇ：横弾性係数、Ｄ：コイル平均径、γ：係数、
ｂ：板バネ断面幅寸法、ｈ：板バネ断面高さ寸法、ｎ：有効巻数
【００４０】
従来の前記（１）の板バネ定式で示すように、板バネの長さｌは３乗に逆比例して、長さが長くなれば、バネ定数は小さくすることができる。
【００４１】
また、支持部４ｃを湾曲形状にすることで、前記（２）の角バネ定式に近くなり、コイル平均径Ｄの大きさの３乗に逆比例して、バネ定数は小さくなる。
【００４２】
また、板バネ断面幅寸法ｂと、板バネ断面高さ寸法ｈの影響も変化する。
【００４３】
上記より、本実施形状では、（１）Ｄを大きくし、（２）板バネ断面幅寸法ｂを小さくしていくことで、バネ定数をより効果的に小さくすることが可能となる。
【００４４】
また、従来の吸入バルブは、片持ちの板バネ形式であるため、その吸入バルブが開いたときには、支持端部の根元で曲げモーメントが最大となり、最大主応力も集中する。図１４に解析での応力分布を示す。ここで、Ｃ部が応力が高い部分であり、支持端部の根元の部分である。
【００４５】
しかし、本実施例では、バルブ部４ａが開いていく際に、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと外周側長さで、内側長さの方が、長さとして短くなるため、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力は、その単位長さ当たりでは、内側部分の方が大きくなる。そのために、最大主応力も、内側部分が大きくなる。そして、支持部４ｃの根元部分Ｙの応力が従来例に比較して手軽減される。
【００４６】
このように、支持部４ｃの長さを長く取ることで、単位長さ当たりの引張力を小さくすることができるため、従来バルブの支持端部の根元に生じた応力集中は、緩和することができる。図１５に解析での応力分布を示す。ここで、Ｄ部が応力が高い部分であり、支持部４ｃの湾曲形状の内側部分が応力が高くなっている。さらに、図１４，図１５の応力分布図の色濃度を比較し、図１４の最大応力より、図１５の最大応力が小さくなっている。
【００４７】
上記のように、本実施例では、バルブのバネ定数をより小さく調節することができるとともに、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくすることができる。これにより、疲労寿命，耐久性に優れたバルブを提供することができる。
【００４８】
また、バルブが開き始めるとガスが吸入孔３ａから、圧縮室５に流れはじめ、その時に生じる動圧が、バルブに衝撃力として印加される。バルブのバネ定数を小さくすることで、バルブ内部に与えるこの衝撃力を小さくすることができ、衝撃に対する耐性を高くすることができる。同様に、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ内部に加わる衝撃力を小さくする。下記（３）に、バネと衝撃力に関する一般的な概算式を示す。
【００４９】
（３）バネモデルにおける、衝撃に対する耐性の概算
固定台に固定し、垂直に設置したバネに、そのバネから、高さｈの距離から、質量ｍのおもりを落下させたときの、バネに掛かる衝撃力Ｆmaxは、そのときのバネの縮み距離をｘ、バネ定数をｋ、重力加速度をｇとしたとき、
ｋ(ｘ−ｍｇ)2／２＝ｍｇｈ
となる。よって、Ｆmaxは、
Ｆmax＝ｋ・ｘ＝ｋ・（ｍｇ／ｋ＋(２ｍｇｈ／ｋ)0.5）
ここで、ｍｇ／ｋは、おもりを静的加重でバネに載せた場合の変形量であるため、おもりの落下高さに比べて、十分小さく無視できるとし、
【００５０】
また、衝突直前のおもりの速度をＶとすれば、
Ｖ＝(２ｇｈ)0.5
であらわされるため、
Ｆmax＝(２ｍｇｈ／ｋ)0.5＝(ｍｋ)0.5・Ｖ
上式より、ｋが小さくなれば、バネに掛かる衝撃力Ｆmaxは、小さくなる。
【００５１】
よって、本実施例により、バルブのバネ定数を小さくすると共に、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくすることで、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ部４ａに生じる衝撃力を小さくし、その衝撃力により発生する、振動・騒音をも低減することができる。
【００５２】
よって、本実施例により、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、電動式の密閉形往復動圧縮機を提供することができる。
【実施例２】
【００５３】
本発明の第２実施例は、第１実施例の吸入バルブ４を図６の形状にしたものであり、その他の構成は第１実施例と同じである。第２実施例の吸入バルブ４の支持部４ｃの幅寸法ｂは第１実施例の場合よりも小さくし、バネ定数ｋを更に小さくした実施例である。
【００５４】
その支持部４ｃの幅寸法ｂを第１実施例のそれよりも小さくすると、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと外周側長さで、内周と外周とが幅方向へ接近するので、長さの差異が第１実施例のそれよりも小さくなる。
【００５５】
その長さの差異を確保し、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力が、その単位長さ当たりで、内側部分の方を大きくするために、支持部４ｃの湾曲形状の曲線端部において、バルブ部外周側の曲率中心（バルブ部４ａの中心Ｒと同じ）とバルブ部外周縁端部とを結ぶ直線４ｄと、バルブ部内周側の曲率中心（バルブ部４ａの中心Ｒと同じ）とバルブ部内周縁端部とを結ぶ直線４ｅとが角度θの差が生じるように、支持部４ｃの外周側縁都内週側の縁の各端部位置を決めてある。これにより図６に示す長さ４ｆ相当分だけ、角度θの差がない場合に比べて、支持部４ｃの内周側の縁の長さを短くできる。
【実施例３】
【００５６】
本発明の第３実施例は、図７のように、実施例１における前記吸入孔３ａ、および、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心Ｒを、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘから離れた位置としてある。さらには、吸入バルブ４の湾曲形状の支持部４ｃの長さａは、円形孔６ａの外周側空間を利用し、第１実施例のそれよりも長く調整することを可能とした。その他の内容は実施例１と同様である。
【００５７】
この実施例では、支持部４ｃの幅と湾曲形状の湾曲曲線平均直径を調整することで、バネ定数を小さくすることが可能になる。
【００５８】
よって、本実施例によっても、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、密閉形圧縮機を提供することができる。
【実施例４】
【００５９】
本発明の第４実施例は、第３実施例の前記支持部４ｃの幅寸法ｂを第３実施例のそれよりも小さくし、バネ定数ｋを更に小さくした実施例である。
【００６０】
この実施例では、支持部４ｃの幅寸法ｂを小さくすると、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、支持部４ｃの内周側の縁の長さと外周側の縁の長さで、長さの差異が実施例１のそれよりも小さくなる。
【００６１】
その長さの差異を実施例１なみに確保し、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力が、その単位長さ当たりで、内周側の縁部分の方を大きくするために、支持部４ｃの湾曲形状の内周側と外周側との各縁の端部の始端位置について、実施例２と同じ手法でバルブ部４ａ側へ支持部４ｃの湾曲形状に沿って作為的にずらして、実施例２と同様に内側と外側の各縁の始端間に距離４ｆの差が生じるようにしてある。
【実施例５】
【００６２】
本発明の第５実施例は、第３実施例における前記支持部４ｃの根元部分をＵ字形状にバルブ部４ａ側に曲がた形状にすることで、支持部４ｃの長さａを更に長くすることができ、バネ定数ｋを一層小さくすることができる。その他の内容は第３実施例と同様である。
【符号の説明】
【００６３】
１ シリンダブロック
２ ピストン
３ バルブプレート
３ａ 吸入孔
４ 吸入バルブ
４ａ バルブ部
４ｃ 支持部
４ｄ バルブ部外周側の曲率中心とバルブ部外周端部とを結ぶ直線
４ｅ バルブ部内周側の曲率中心とバルブ部内周端部とを結ぶ直線
５ 圧縮室
６ スプリングリード
６ａ 円形孔
７ ヘッドカバー部
８ バルブシート
１０ 密閉型往復動圧縮機
２０ 圧縮機部
２１ 吸入サイレンサー
２２ クランクシャフト
２３ コンロッド
３０ 電動機部
３１ ローター
３２ ステーター
４０ 密閉容器
５０ コイルばね
Ａ，Ｂ 最大変形部
Ｃ，Ｄ 応力の最大部
φＤ 支持部４ｃにおける湾曲形状の曲線平均直径
【技術分野】
【０００１】
本発明は、往復動圧縮機に係り、特に冷凍冷蔵装置などの冷凍サイクルに搭載される電動式の密閉型往復動圧縮機に好適なものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍冷蔵装置に用いられる一般的な電動式の密閉型往復動圧縮機に採用される吸入バルブ４としては、図１０から図１１に示されたものがある。図１０は吸入バルブ４が全開したときの状態を示すシリンダブロック１部近傍の断面図、図１１は図１０の吸入バルブ４の正面図である。なお、図１から図１６における同一符号は同一物または相当物を示す。
【０００３】
この密閉型往復動圧縮機は、圧縮室５を形成するシリンダブロック１と、圧縮室５内を電動機を原動機として往復動するピストン２と、吸入孔３ａを有してシリンダブロック１の端面側に固定されたバルブプレート３と、バルブプレート３のシリンダブロック側に配置されて吸入孔３ａの開閉を行う吸入バルブ４とを備え、吸入バルブ４の円形状のバルブ部４ａは吸入孔３ａに対面して吸入孔３ａを閉じたり開いたりする部分として用いられる構成を有する。
【０００４】
さらには、吸入バルブ４はバルブ部４ａを片持ち式にて支持する支持部９を備え、支持部９の先端にバルブ部４ａが一連に備わっている。そして、吸入バルブ４は、ピストン２の往復動に伴う圧縮室５の圧力変化により支持部９が弾性変形されてバルブ部４ａが吸入孔３ａから離れて開の状態となり、その弾性変形が元に戻ると吸入孔３ａ周辺の弁座に接して閉じの状態となる。
【０００５】
このような電動式の密閉型往復動圧縮機は、圧縮機の効率向上を重視した構成であり、吸入孔３ａより吸入バルブ４が開くことで圧縮室５にガスが吸入され、その吸入バルブ４の開きリフト量に制限がないため、吸入バルブ４の形状，板厚及び材質にて決まる弾性力の調整により吸入損失を小さくすることに有利な構成である。
【０００６】
さらに、先行技術文献の特許文献１に記載された電動式の密閉型往復動圧縮機の解説には、次の趣旨が示されている。即ち、高効率を目的とした密閉型圧縮機として、吸入弁座１０７内側の吸入孔１０６を開閉する片持ち式の吸入リード１０５において、吸入リード１０５を形成する、吸入バルブの開閉部１０８と吸入リード１０５の基部をなす支持端部１０９と、開閉部１０８と支持端部１０９を連結するアーム部１１０において、その支持端部１０９から開閉部側の先端までの長さ寸法Ｌと気筒容積Ｖが、関係式Ｌ＜０.５Ｖ＋１７とすることで、開閉部１０８の先端がピストンに衝突して跳ね返ることを防ぎ、信頼性の向上を図るとしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特表２００８−５３１８９８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
従来構造である図１０，図１１の電動式密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４では、吸入バルブ４のバルブ部４ａが開くときに、そのバルブ部４ａの根元部分に応力が集中する。また、ピストン２は単振動のピストン運動のために、上死点近傍，下死点近傍では移動速度が遅く、その中間では移動速度は速くなる。ピストン２が上死点近傍から、下始点に移動し始めの、移動速度が遅い状態で、バルブ部４ａは開き始めるため、バルブ部４ａはピストン２に接触する可能性が高く、接触時には、バルブ部４ａに部分的に応力が高くなる箇所が発生する。
【０００９】
この課題に対し、前記特許文献１では、吸入バルブが、ピストンに接触しないように、吸入バルブの支持端部から開閉部側の先端までの長さ寸法Ｌとシリンダ内気筒容積Ｖとの関係式Ｌ＜０.５Ｖ＋１７を定めている。しかしながら、本文献では、Ｌ寸法を小さく設定するため、吸入リードの板バネとしての剛性は上昇し、吸入バルブの開閉部に掛かる力が従来と同等とすれば、吸入バルブが開いたときの支持端部の根元への応力は、従来構造より上昇しやすくなるなどの課題があった。
【００１０】
このように、従来の電動式密閉型往復動圧縮機においては、吸入バルブのバルブ部が開かれた時の変形における各部応力を小さくし、かつ、吸入バルブの開時におけるピストンへの接触や、吸入バルブ閉時におけるバルブプレートとの衝撃への衝撃耐久性を向上することにより、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減することが要請されている。
【００１１】
よって、本発明の目的は、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できる吸入バルブを有する往復動圧縮機を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明の目的を達成するための手段は、往復動圧縮機の吸入バルブのバルブ部を弾性変形しながら支持する支持部が湾曲形状を有している構成である。
【発明の効果】
【００１３】
このような手段によれば、バルブ部の支持部の湾曲形状にて、バネ定数を小さくすることができ、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できる吸入バルブを有する往復動圧縮機を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の第１実施例による電動式密閉型往復動圧縮機の縦断面図である。
【図２】図１に示したピストンが上死点にあり吸入バルブが閉じている状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図３】図１に示した吸入バルブが開いて間もない状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図４】図１に示したピストンが下死点近傍にあり吸入バルブが開いている状態のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図５】図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図６】本発明の第２実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図７】本発明の第３実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図８】本発明の第４の実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図９】本発明の第５実施例における図１のピストン側から見たときの吸入バルブを示す図である。
【図１０】従来の一般的な電動式密閉型往復動圧縮機のシリンダブロック近傍の縦断面図である。
【図１１】図１０の吸入バルブの正面図である。
【図１２】図１１の吸入バルブのバルブ部の中心に１Ｎの力を加えたときの変形量解析結果を示す変形量分布図である。
【図１３】図５の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの変形量解析結果を示す変形量分布図である。
【図１４】図１１の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの応力解析結果を示す応力分布図である。
【図１５】図５の吸入バルブのバルブ部中心に１Ｎの力を加えたときの応力解析結果を示す応力分布図である。
【図１６】バネ定数ｋとバネに掛かる衝撃力Ｆmaxの関係を示したグラフ図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
本発明の各実施例における共通する特徴的な構成は、電動式密閉型往復動圧縮機の吸入バルブ４が、吸入孔３ａを開閉するバルブ部４ａと、バルブ部４ａを弾性変形しながら支持する、湾曲形状でアーム型の支持部４ｃを有した構成である。
【００１６】
このような構成の吸入バルブ４にあっては、バルブ部４ａは、圧縮室５の内部圧力をＰ１とし、その対面側の圧力をＰ２（圧縮機密閉容器４０の内部の低圧圧力に相当）としたとき、Ｐ１＞Ｐ２となったときに、バルブ部４ａが開き始める。
【００１７】
吸入孔３ａ、および、バルブ部４ａの中心Ｒを、円筒形状の圧縮室５の円筒中心軸線Ｘ（ピストン２の中心軸線でもある）に位置するように配置することにより、吸入バルブ４の湾曲形状の支持部４ｃは、湾曲形状によって長さを長く調整することが可能となり、また、支持部４ｃは、その幅と湾曲形状の曲線平均直径φＤを調整することで、バネ定数ｋを小さくすることが可能になる。
【００１８】
また、バルブ部４ａが開いていく際に、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと反対側の外周側長さで、内側長さの方が、長さとして短くなるため、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力は、その単位長さ当たりでは、内側部分の方が大きくなる。そのために、引張力により発生する応力も、内側部分が大きくなる。
【００１９】
そこで、支持部４ｃの長さを長く取ることで、単位長さ当たりの引張力を小さくすることができるため、従来バルブの支持端部の根元に生じた応力集中は、緩和することができる。
【００２０】
図１５に本発明の実施例の解析による応力分布を示す。また、図１３に本発明の実施例の解析による変形量分布図を示す。また、従来事例形状での解析での応力分布を図１４に示す。また、従来事例形状での解析での変形量分布図を図１２に示す。ここで、図１５は、Ｄ部が応力が高い部分であり、支持部４ｃの湾曲形状の内側部分が応力が高くなっている。さらに、図１４の応力分布図の色濃度を比較し、図１４の最大応力より、図１５の最大応力が小さくなっている。
【００２１】
また、バルブが開き始めるとガスが吸入孔３ａから、圧縮室５に流れはじめ、その時に生じる動圧が、バルブに衝撃力として印加される。バルブのバネ定数を小さくすることで、バルブ内部に与えるこの衝撃力を小さくすることができ、衝撃に対する耐性を高くすることができる。同様に、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ内部に加わる衝撃力を小さくする。
【００２２】
本発明により、バルブのバネ定数を小さくし、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくし、バルブ開時のガス流れの動圧によるバルブ内部に与える衝撃力を小さくし、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ部４ａに生じる衝撃力を小さくし、その衝撃力により発生する、振動・騒音をも低減することができる。
【００２３】
よって、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、電動式の密閉型往復動圧縮機を提供することができる。
【００２４】
次に、本発明の各実施例を各図を用いて具体的に説明する。各実施例に対応する各図において同一符号は同一物または相当物を示す。
【実施例１】
【００２５】
以下、本発明の第１実施例による電動式の密閉型往復動圧縮機について、主に図１から図５の各図を用いて説明する。図１は、本実施例による密閉型往復動圧縮機１０の縦断面を示している。この電動式の密閉型往復動圧縮機１０は、冷凍冷蔵設備の冷却ガスの圧縮機として利用される。
【００２６】
その図１に見られるように、電動式の密閉型往復動圧縮機１０は、圧縮機部２０と電動機部３０とを密閉容器４０内に収納して構成されている。圧縮機部２０と電動機部３０は一体となってコイルばね５０にて密閉容器４０内に弾性支持されている。
【００２７】
圧縮機部２０は、円筒状の圧縮室５を有するシリンダブロック１と、シリンダブロック１に固定される吸入サイレンサー２１と、シリンダブロック１と組み合わされて圧縮室５内で水平方向へ往復動するピストン２と、ピストン２にコンロッド２３を介して接続されるクランクシャフト２２等を有する。
【００２８】
電動機部３０は、クランクシャフト２２に固定された電動モータのローター３１部と、同電動モータのステーター３２部とを有する。
【００２９】
電動機部３０が電動モータとして稼動すると、ローター３１とともにクランクシャフト２２が回転して、その回転はコンロッド２３を介してピストン２をシリンダブロック１内で水平方向へ往復運動させる。その運動にて圧縮室５内の容積は変化させつつ圧縮室５内の圧力を変化させることができる。
【００３０】
なお、圧縮室５は、シリンダブロック１，ピストン２，シリンダブロック１の反ピストン側端部に装着されるバルブプレート３，スプリングリード６と吸入バルブ４で囲まれた空間で構成される。
【００３１】
シリンダブロック１の端面側に固定されている吸入サイレンサー２１は、吐出サイレンサーなどを形成するヘッドカバー部７と、このヘッドカバー部７のシリンダブロック側に配置され、吐出バルブを有するバルブシート８と、吸入孔３ａを有するバルブプレート３と、このバルブプレート３のシリンダブロック側に配置されて吸入孔３ａの開閉を行う吸入バルブ４と、この吸入バルブ４のシリンダブロック側に配置されたスプリングリード６とを備えて構成されている。なお、バルブプレート３，吸入バルブ４により圧縮機部２０の吸入弁装置が構成される。
【００３２】
係る密閉型往復動圧縮機１０において、電動機部３０が回転することによって圧縮機部２０のクランクシャフト２２，コンロッド２３，ピストン２が駆動され、外部の冷凍サイクルから吸入サイレンサー２１へ冷媒ガスが吸い込まれる。この冷媒ガスは、吸入バルブ４の開閉に応じて、吸入孔３ａを通して圧縮室５内に間欠的に吸入される。吸入された冷媒ガスはシリンダブロック１内でピストン２によって圧縮され、吐出バルブが開くことにより圧縮室５内から吐出される。
【００３３】
次に、図２から図５を参照しながら、圧縮機部２０に関してさらに具体的に説明する。バルブプレート３は、図２〜図４に示すように、シリンダブロック１の端面側に吸入バルブ４を閉鎖するように配置され、円形の吸入孔３ａを有している。この吸入孔３ａの中心は、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置する。また、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心も、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置する。
【００３４】
吸入バルブ４は、図２〜図４及び図５に示すように、圧縮室５の圧力変動により吸入孔３ａを開閉するバルブ部４ａと、バルブ部４ａを弾性変形しながら支持する、湾曲形状でアームの支持部４ｃを有して構成されている。
【００３５】
この吸入バルブ４は、平板のばね材からプレスにて打ち抜き成形して製作される。吸入バルブ４は、バルブ部４ａ，アーム型の支持部４ｃを含めて平板状に製作され、図３に示すようにバルブプレート３のシリンダブロック側の面に密着して設置されている。
【００３６】
本実施例では、吸入孔３ａ、および、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心Ｒを、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘに位置するように配置することにより、湾曲形状でバルブ部４ａを支持するアームとなる支持部４ｃは、バルブ部４ａの外周空間部を利用して、長さを長く調整できたので、また、支持部４ｃは、その幅と湾曲形状の曲線平均直径を調整することで、バネ定数を小さくすることが可能になる。
【００３７】
なお、一般的なバネ定数ｋの概算式は、
【００３８】
（１）従来バルブ：片持ちの板バネの式で概算
ｋ＝３ＥＪ／ｌ3
Ｊ＝ｂｈ3／１２
Ｅ：縦弾性係数、Ｊ：断面二次モーメント、ｌ：板バネ長さ、
ｂ：板バネ断面幅寸法、ｈ：板バネ断面高さ寸法
【００３９】
（２）本実施形状バルブ：角バネの式（Lieseckeの式）で概算
ｋ＝ｂ2ｈ2Ｇ／γＤ3ｎ
Ｇ：横弾性係数、Ｄ：コイル平均径、γ：係数、
ｂ：板バネ断面幅寸法、ｈ：板バネ断面高さ寸法、ｎ：有効巻数
【００４０】
従来の前記（１）の板バネ定式で示すように、板バネの長さｌは３乗に逆比例して、長さが長くなれば、バネ定数は小さくすることができる。
【００４１】
また、支持部４ｃを湾曲形状にすることで、前記（２）の角バネ定式に近くなり、コイル平均径Ｄの大きさの３乗に逆比例して、バネ定数は小さくなる。
【００４２】
また、板バネ断面幅寸法ｂと、板バネ断面高さ寸法ｈの影響も変化する。
【００４３】
上記より、本実施形状では、（１）Ｄを大きくし、（２）板バネ断面幅寸法ｂを小さくしていくことで、バネ定数をより効果的に小さくすることが可能となる。
【００４４】
また、従来の吸入バルブは、片持ちの板バネ形式であるため、その吸入バルブが開いたときには、支持端部の根元で曲げモーメントが最大となり、最大主応力も集中する。図１４に解析での応力分布を示す。ここで、Ｃ部が応力が高い部分であり、支持端部の根元の部分である。
【００４５】
しかし、本実施例では、バルブ部４ａが開いていく際に、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと外周側長さで、内側長さの方が、長さとして短くなるため、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力は、その単位長さ当たりでは、内側部分の方が大きくなる。そのために、最大主応力も、内側部分が大きくなる。そして、支持部４ｃの根元部分Ｙの応力が従来例に比較して手軽減される。
【００４６】
このように、支持部４ｃの長さを長く取ることで、単位長さ当たりの引張力を小さくすることができるため、従来バルブの支持端部の根元に生じた応力集中は、緩和することができる。図１５に解析での応力分布を示す。ここで、Ｄ部が応力が高い部分であり、支持部４ｃの湾曲形状の内側部分が応力が高くなっている。さらに、図１４，図１５の応力分布図の色濃度を比較し、図１４の最大応力より、図１５の最大応力が小さくなっている。
【００４７】
上記のように、本実施例では、バルブのバネ定数をより小さく調節することができるとともに、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくすることができる。これにより、疲労寿命，耐久性に優れたバルブを提供することができる。
【００４８】
また、バルブが開き始めるとガスが吸入孔３ａから、圧縮室５に流れはじめ、その時に生じる動圧が、バルブに衝撃力として印加される。バルブのバネ定数を小さくすることで、バルブ内部に与えるこの衝撃力を小さくすることができ、衝撃に対する耐性を高くすることができる。同様に、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ内部に加わる衝撃力を小さくする。下記（３）に、バネと衝撃力に関する一般的な概算式を示す。
【００４９】
（３）バネモデルにおける、衝撃に対する耐性の概算
固定台に固定し、垂直に設置したバネに、そのバネから、高さｈの距離から、質量ｍのおもりを落下させたときの、バネに掛かる衝撃力Ｆmaxは、そのときのバネの縮み距離をｘ、バネ定数をｋ、重力加速度をｇとしたとき、
ｋ(ｘ−ｍｇ)2／２＝ｍｇｈ
となる。よって、Ｆmaxは、
Ｆmax＝ｋ・ｘ＝ｋ・（ｍｇ／ｋ＋(２ｍｇｈ／ｋ)0.5）
ここで、ｍｇ／ｋは、おもりを静的加重でバネに載せた場合の変形量であるため、おもりの落下高さに比べて、十分小さく無視できるとし、
【００５０】
また、衝突直前のおもりの速度をＶとすれば、
Ｖ＝(２ｇｈ)0.5
であらわされるため、
Ｆmax＝(２ｍｇｈ／ｋ)0.5＝(ｍｋ)0.5・Ｖ
上式より、ｋが小さくなれば、バネに掛かる衝撃力Ｆmaxは、小さくなる。
【００５１】
よって、本実施例により、バルブのバネ定数を小さくすると共に、バルブの支持部に掛かる、最大応力をより小さくすることで、ピストン２とバルブ部４ａの接触や、バルブ部４ａとバルブプレート３の衝突時にバルブ部４ａに生じる衝撃力を小さくし、その衝撃力により発生する、振動・騒音をも低減することができる。
【００５２】
よって、本実施例により、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、電動式の密閉形往復動圧縮機を提供することができる。
【実施例２】
【００５３】
本発明の第２実施例は、第１実施例の吸入バルブ４を図６の形状にしたものであり、その他の構成は第１実施例と同じである。第２実施例の吸入バルブ４の支持部４ｃの幅寸法ｂは第１実施例の場合よりも小さくし、バネ定数ｋを更に小さくした実施例である。
【００５４】
その支持部４ｃの幅寸法ｂを第１実施例のそれよりも小さくすると、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、バルブ部４ａ側の内側長さと外周側長さで、内周と外周とが幅方向へ接近するので、長さの差異が第１実施例のそれよりも小さくなる。
【００５５】
その長さの差異を確保し、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力が、その単位長さ当たりで、内側部分の方を大きくするために、支持部４ｃの湾曲形状の曲線端部において、バルブ部外周側の曲率中心（バルブ部４ａの中心Ｒと同じ）とバルブ部外周縁端部とを結ぶ直線４ｄと、バルブ部内周側の曲率中心（バルブ部４ａの中心Ｒと同じ）とバルブ部内周縁端部とを結ぶ直線４ｅとが角度θの差が生じるように、支持部４ｃの外周側縁都内週側の縁の各端部位置を決めてある。これにより図６に示す長さ４ｆ相当分だけ、角度θの差がない場合に比べて、支持部４ｃの内周側の縁の長さを短くできる。
【実施例３】
【００５６】
本発明の第３実施例は、図７のように、実施例１における前記吸入孔３ａ、および、吸入バルブ４のバルブ部４ａの中心Ｒを、圧縮室５の円筒中心軸線Ｘから離れた位置としてある。さらには、吸入バルブ４の湾曲形状の支持部４ｃの長さａは、円形孔６ａの外周側空間を利用し、第１実施例のそれよりも長く調整することを可能とした。その他の内容は実施例１と同様である。
【００５７】
この実施例では、支持部４ｃの幅と湾曲形状の湾曲曲線平均直径を調整することで、バネ定数を小さくすることが可能になる。
【００５８】
よって、本実施例によっても、疲労寿命，耐久性に優れ、かつ、振動・騒音も低減できるバルブを有する、密閉形圧縮機を提供することができる。
【実施例４】
【００５９】
本発明の第４実施例は、第３実施例の前記支持部４ｃの幅寸法ｂを第３実施例のそれよりも小さくし、バネ定数ｋを更に小さくした実施例である。
【００６０】
この実施例では、支持部４ｃの幅寸法ｂを小さくすると、支持部４ｃの湾曲形状の曲線は、支持部４ｃの内周側の縁の長さと外周側の縁の長さで、長さの差異が実施例１のそれよりも小さくなる。
【００６１】
その長さの差異を実施例１なみに確保し、バルブ部４ａが開く際に生じる引張力が、その単位長さ当たりで、内周側の縁部分の方を大きくするために、支持部４ｃの湾曲形状の内周側と外周側との各縁の端部の始端位置について、実施例２と同じ手法でバルブ部４ａ側へ支持部４ｃの湾曲形状に沿って作為的にずらして、実施例２と同様に内側と外側の各縁の始端間に距離４ｆの差が生じるようにしてある。
【実施例５】
【００６２】
本発明の第５実施例は、第３実施例における前記支持部４ｃの根元部分をＵ字形状にバルブ部４ａ側に曲がた形状にすることで、支持部４ｃの長さａを更に長くすることができ、バネ定数ｋを一層小さくすることができる。その他の内容は第３実施例と同様である。
【符号の説明】
【００６３】
１ シリンダブロック
２ ピストン
３ バルブプレート
３ａ 吸入孔
４ 吸入バルブ
４ａ バルブ部
４ｃ 支持部
４ｄ バルブ部外周側の曲率中心とバルブ部外周端部とを結ぶ直線
４ｅ バルブ部内周側の曲率中心とバルブ部内周端部とを結ぶ直線
５ 圧縮室
６ スプリングリード
６ａ 円形孔
７ ヘッドカバー部
８ バルブシート
１０ 密閉型往復動圧縮機
２０ 圧縮機部
２１ 吸入サイレンサー
２２ クランクシャフト
２３ コンロッド
３０ 電動機部
３１ ローター
３２ ステーター
４０ 密閉容器
５０ コイルばね
Ａ，Ｂ 最大変形部
Ｃ，Ｄ 応力の最大部
φＤ 支持部４ｃにおける湾曲形状の曲線平均直径
【特許請求の範囲】
【請求項１】
往復動圧縮機に装着された吸入バルブのバルブ部の支持部が湾曲した形状に形成されている往復動圧縮機。
【請求項２】
請求項１において、前記往復動圧縮機の円筒形状の圧縮室へのガスの吸入孔と、前記バルブとの各中心が前記圧縮室の前記円筒形状の円筒中心軸線延長上に配置されている往復動圧縮機。
【請求項３】
請求項１において、前記往復動圧縮機の円筒形状の圧縮室へのガスの吸入孔と、前記バルブとの各中心が前記圧縮室の前記円筒形状の円筒中心軸線延長上から外周方向にずらして配置されている往復動圧縮機。
【請求項４】
請求項１又は請求項２において、前記支持部の湾曲した内周側の縁と外周側の縁との各始端の内、前記内周側の始端が前記外周側の始端よりも、前記湾曲の曲がりに沿って前記バルブ部側にずれている往復動圧縮機。
【請求項５】
請求項３において、前記支持部の途中部分を他の部分よりも湾曲度合いを大きくして曲げて、前記支持部の根元部分を前記バルブ部側に寄せてある往復動圧縮機。
【請求項６】
請求項１から請求項５までのいずれか一項において、前記往復動圧縮機は、圧縮機部として、円筒形状の圧縮室を形成したシリンダブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記ピストンに接続されたコンロッドと、前記コンロッドに接続されたクランクシャフトと、前記圧縮室の反ピストン側の開口端部を封止するように配置されるとともに前記圧縮室内に通じる吸入孔が穿設されているバルブプレートと、前記吸入孔と前記圧縮室内との間に配置されるとともに板バネ材で形成された前記吸入バルブとを備え、
電動機部として、前記クランクシャフトに固定された電動モータのローターと、前記電動モータのステーターとを備え、
前記圧縮機部と前記電動機部とは共通の密閉容器内へコイルばねで支持されて収められている往復動圧縮機。
【請求項１】
往復動圧縮機に装着された吸入バルブのバルブ部の支持部が湾曲した形状に形成されている往復動圧縮機。
【請求項２】
請求項１において、前記往復動圧縮機の円筒形状の圧縮室へのガスの吸入孔と、前記バルブとの各中心が前記圧縮室の前記円筒形状の円筒中心軸線延長上に配置されている往復動圧縮機。
【請求項３】
請求項１において、前記往復動圧縮機の円筒形状の圧縮室へのガスの吸入孔と、前記バルブとの各中心が前記圧縮室の前記円筒形状の円筒中心軸線延長上から外周方向にずらして配置されている往復動圧縮機。
【請求項４】
請求項１又は請求項２において、前記支持部の湾曲した内周側の縁と外周側の縁との各始端の内、前記内周側の始端が前記外周側の始端よりも、前記湾曲の曲がりに沿って前記バルブ部側にずれている往復動圧縮機。
【請求項５】
請求項３において、前記支持部の途中部分を他の部分よりも湾曲度合いを大きくして曲げて、前記支持部の根元部分を前記バルブ部側に寄せてある往復動圧縮機。
【請求項６】
請求項１から請求項５までのいずれか一項において、前記往復動圧縮機は、圧縮機部として、円筒形状の圧縮室を形成したシリンダブロックと、前記圧縮室内を往復運動するピストンと、前記ピストンに接続されたコンロッドと、前記コンロッドに接続されたクランクシャフトと、前記圧縮室の反ピストン側の開口端部を封止するように配置されるとともに前記圧縮室内に通じる吸入孔が穿設されているバルブプレートと、前記吸入孔と前記圧縮室内との間に配置されるとともに板バネ材で形成された前記吸入バルブとを備え、
電動機部として、前記クランクシャフトに固定された電動モータのローターと、前記電動モータのステーターとを備え、
前記圧縮機部と前記電動機部とは共通の密閉容器内へコイルばねで支持されて収められている往復動圧縮機。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【公開番号】特開２０１１−５２６４６（Ｐ２０１１−５２６４６Ａ）
【公開日】平成２３年３月１７日（２０１１．３．１７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−２０４２４１（Ｐ２００９−２０４２４１）
【出願日】平成２１年９月４日（２００９．９．４）
【出願人】（３９９０４８９１７）日立アプライアンス株式会社 (3,043)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２３年３月１７日（２０１１．３．１７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年９月４日（２００９．９．４）
【出願人】（３９９０４８９１７）日立アプライアンス株式会社 (3,043)
【Ｆターム（参考）】
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