旋转式切换阀以及冷冻循环系统的制作方法

本发明涉及用于热泵式的冷冻循环等且切换制冷剂的流路的旋转式切换阀以及冷冻循环系统。

背景技术：

以往，作为这种旋转式切换阀(四方切换阀)，例如有日本专利第4602593号公报(专利文献1)中所公开的旋转式切换阀。专利文献1的旋转式切换阀是在从制冷切换为制热或者从制热切换为制冷时使阀座上的主阀旋转的构件，使用如下构造：在使该主阀旋转时，利用副阀打开主阀的均压孔，减少施加于主阀的压力差。即，在副阀旋转而打开均压孔，并利用压力差使主阀从阀座浮起的状态下使主阀旋转后，副阀反向旋转，由此关闭均压孔，使主阀落座。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第4602593号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

在专利文献1的技术中，存在如下问题：在副阀关闭均压孔时，主阀从阀座浮起，因此成为主阀相对于旋转方向的摩擦几乎消失的状态、或者主阀经由按压弹簧而与驱动部一体旋转的状态，在副阀反向旋转时，主阀也一起旋转，从而无法正常关闭均压孔。

本发明的课题是在具备开闭主阀的均压路的副阀的旋转式切换阀以及冷冻循环系统中，进行主阀的稳定的切换动作。

用于解决课题的方案

本发明的旋转式切换阀具备：外壳部件，其具有阀室；阀座，其与上述阀室对置地设置；主阀，其在上述阀室内能够以轴线为中心旋转地配设在上述阀座上；以及副阀，其开闭上述主阀的均压孔，通过打开上述均压孔而使上述主阀从阀座沿上述轴线方向浮起并使该主阀旋转，从而切换与上述阀座的端口连通的流路，上述旋转式切换阀的特征在于，具备限位部，该限位部在上述主阀沿上述轴线方向浮起时，限制该轴线方向的该主阀的位置。

此时，优选旋转式切换阀的特征在于，上述主阀的上述轴线方向的浮动距离比上述主阀以外的包括副阀的部件的上述轴线方向的浮动距离小。

另外，优选旋转式切换阀的特征在于，根据形成于上述阀座的吸入端口的内径和上述主阀的浮动距离算出的流路面积比喷出端口的开口面积小。

另外，优选旋转式切换阀的特征在于，根据上述主阀的包围低压流路的滑动肋的外周长和上述主阀的浮动距离算出的流路面积比喷出端口的开口面积小。

另外，优选旋转式切换阀的特征在于，在上述主阀和上述外壳部件的至少一方具备连通槽，该连通槽连通上述主阀的外周与该主阀的背面空间。

本发明的冷冻循环系统是包括压缩机、冷凝器、膨胀阀、蒸发器以及流路切换阀的冷冻循环系统，其特征在于，使用上述旋转式切换阀作为上述流路切换阀。

发明的效果

根据本发明的旋转式切换阀以及冷冻循环系统，若使上述副阀旋转而打开主阀的均压孔并使主阀从阀座沿轴线方向浮起，则该主阀例如抵接于限位部，在主阀与限位部之间产生摩擦力。因此，在使副阀反向旋转而关闭均压孔时主阀不旋转，因此能够进行主阀的稳定的切换动作。

附图说明

图1是本发明的第一实施方式中的旋转式切换阀的主阀的落座状态的主要部分纵剖视图。

图2是第一实施方式中的旋转式切换阀的主阀的浮起状态的主要部分纵剖视图。

图3是第一实施方式中的旋转式切换阀的主阀的俯视图。

图4是第一实施方式中的旋转式切换阀的主阀的仰视图。

图5是第一实施方式中的旋转式切换阀的副阀的仰视图。

图6是第一实施方式中的旋转式切换阀的阀座的俯视图。

图7是本发明的第二实施方式中的旋转式切换阀的主阀的浮起状态的主要部分纵剖视图。

图8是第二实施方式中的旋转式切换阀的主阀的俯视图。

图9是说明第一、第二实施方式中的主阀的浮动距离的最佳的实施例的图。

图10是表示本发明的实施方式的冷冻循环系统的图。

图中：

1—主阀，11—裙状部，11a—低压流路，11b—高压空间，11a—均压路，111—滑动肋，112—滑动肋，113—止动销抵接部，12—活塞部，12a—连通槽，12a—活塞环，121—上端面，13—轴承部，14—副阀座板，14a—均压孔，15—突出部，15a—副阀卡定部，2—副阀，21—凸缘部，21a—主阀卡定部，22—凸起部，22a—角孔，23—滑动阀部，3—阀座部件，31—阀座，31d—d端口，31s—s端口，31e—e切换端口，31c—c切换端口，31a—止动销，32—凸缘部，4—外壳部件，4a—阀室，41—导向孔，411—限位部，5—驱动部，51—蜗轮，51a—凸轮部，52—蜗轮蜗杆，53—螺旋弹簧，6—中心轴，x—轴线，50—压缩机，60—室外换热器，70—膨胀阀，80—室内换热器，100—旋转式切换阀。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的旋转式切换阀以及冷冻循环系统的实施方式进行说明。图1是本发明的第一实施方式中的旋转式切换阀的主阀的落座状态的主要部分纵剖视图，图2是该旋转式切换阀的主阀的浮起状态的主要部分纵剖视图，图3是该旋转式切换阀的主阀的俯视图，图4是该旋转式切换阀的主阀的仰视图，图5是该旋转式切换阀的副阀的仰视图，图6是该旋转式切换阀的阀座的俯视图。此外，以下的说明中的“上下”的概念与图1以及图2的附图中的上下对应。

该第一实施方式的旋转式切换阀100具有主阀1、副阀2、阀座部件3、外壳部件4、驱动部5、以及中心轴6。阀座部件3由薄型圆柱状的阀座31和形成于该阀座31的外周的凸缘部32构成。另外，在外壳部件4形成有大致圆筒状的阀室4a。在阀室4a内收纳有主阀1、副阀2、驱动部5以及中心轴6，中心轴6贯通主阀1、副阀2以及驱动部5，并固定于阀座部件3与外壳部件4之间。并且，以阀座31嵌合于外壳部件4的阀室4a的开口部，并使凸缘部32抵接于外壳部件4的下端的方式，在外壳部件4安装有阀座部件3。

主阀1是由树脂形成的外周为圆形的部件，将阀座31侧的裙状部11和圆筒状的活塞部12形成为一体。在活塞部12的周围配设有活塞环12a。并且，通过中心轴6贯通中心的轴承部13，从而主阀1配设为绕中心轴6的轴线x自由转动。另外，阀室4a的上部的收纳活塞部12的空间成为圆柱状的导向孔41，主阀1能够使活塞环12a在导向孔41的侧面滑动而沿中心轴6的轴线x方向移动。并且，如后文所述，当主阀1从阀座部件3的阀座31浮起时，导向孔41的上端的下表面成为供活塞部12的上端面121抵接的限位部411。

另外，在主阀1的裙状部11，在轴线x的单侧形成有以圆顶状穿过的低压流路11a，并且在低压流路11a的顶面的中央，形成有与活塞部12的内侧连通的均压路11a。另外，在裙状部11的阀座部件3侧的底面，以包围低压流路11a的外周的方式形成有滑动肋111，在相对于轴线x与滑动肋111相反侧的两处形成有滑动肋112、112。并且，裙状部11相对于低压流路11a在轴线x的相反侧形成有后述的d端口31d总是敞开的高压空间11b，该高压空间11b的外侧在大致90°的范围内开口，该开口部分的绕轴线x方向的两端分别成为止动销抵接部113。该止动销抵接部113与设于后述的阀座31的止动销31a抵接。

另外，如图3所示，在活塞部12的内侧的底部，配设有由金属板(在该例中为sus)构成的副阀座板14。在副阀座板14，在与均压路11a对应的位置形成有均压孔14a。另外，活塞部12的内周面的一部分在大致90°的范围内形成有向轴线x侧突出的突出部15，该突出部15的绕轴线x方向的两端分别成为副阀卡定部15a。此外，该副阀卡定部15a与后述的副阀2的主阀卡定部21a抵接。

如图5所示，副阀2具有收纳在主阀1的活塞部12的副阀收纳室内的大致半圆盘状的凸缘部21和其中央的凸起部22，在该凸起部22的中心形成有大致长方形的角孔22a。另外，在凸缘部21的主阀1侧的面形成有以圆环状突出的滑动阀部23。该滑动阀部23离轴线x的距离与上述主阀1中的副阀座板14的均压孔14a离轴线x的距离相等。并且，在凸缘部21的绕轴线x的圆周上形成有构成半径方向的端面的主阀卡定部21a，该两个主阀卡定部21a相对于上述主阀1的两个副阀卡定部15a择一地卡定。

如图6所示，在阀座31分别形成有：与阀室4a和压缩机的制冷剂的喷出侧连通的d端口31d、与低压流路11a和压缩机的制冷剂的吸入侧连通的s端口31s、与室外换热器侧连通的c切换端口31c、以及与室内换热器侧连通的e切换端口31e。此外，这些端口分别在每隔离90°的位置开口。

如图1所示，驱动部5具有能够转动地配置在中心轴6的蜗轮51、以及与该蜗轮51啮合的蜗轮蜗杆52，该蜗轮蜗杆52固定于未图示的马达的驱动轴。蜗轮51具有向副阀2侧突出的凸轮部51a，蜗轮51通过该凸轮部51a能够旋转地配置于中心轴6。另外，该凸轮部51a与副阀2的上述大致长方形的角孔22a嵌合。由此，副阀2在相对于蜗轮51绕轴线x的转动被限制的状态下能够仅在轴线x方向上滑动，该副阀2与蜗轮51一起协作地转动。另外，在蜗轮51与副阀2之间配设有对副阀2向主阀1侧施力的螺旋弹簧53。

根据以上的结构，驱动部5的蜗轮蜗杆52与蜗轮51的驱动力经由蜗轮51的凸轮部51a而向副阀2施加旋转力，副阀2绕轴线x旋转。若副阀2旋转，则滑动阀部23在主阀1的副阀座板14上滑动，该副阀座板14的均压孔14a打开。由此，主阀1中的均压路11a打开，主阀1的上部的流体的压力向低压流路11a内(低压侧)释放。在此，高压的流体经由主阀1的活塞环12a(以及活塞部12)与导向孔41的间隙、以及中心轴6与轴承部13的间隙而向活塞1的上部流入，但向该活塞1的上部流入的流量设定为比从均压孔14a释放的流量小。因此，在活塞环12a的上下产生压力差，主阀1从阀座31浮起。并且，若主阀1浮起，则主阀1的活塞部12的上端面121与外壳部件4的限位部411抵接。

若使副阀2进一步旋转，则副阀2的主阀卡定部21a与主阀1的副阀卡定部15a抵接，副阀2与主阀1一体地旋转。并且，主阀1的止动销抵接部113与设置在阀座31的上表面的止动销31a抵接，在该预定位置停止旋转。接着，若使驱动部5的蜗轮51反向旋转，则副阀2反向旋转，该副阀2的滑动阀部23在副阀座板14上滑动，关闭该副阀座板14的均压孔14a。由此，均压路11a关闭，在主阀1的上部积存压力，通过主阀1的上部与低压流路11a内(低压侧)的压力差，主阀1落座于阀座31。

如上所述，在主阀1从阀座31浮起的状态下，在使副阀2反向旋转时，副阀2使滑动阀部23在副阀座板14上滑动，但由于主阀1的活塞部12的上端面121与外壳部件4的限位部411抵接，因此通过该上端面121与限位部411的摩擦力，主阀1的绕轴线x的位置被固定。因此，能够通过副阀2的反向旋转利用滑动阀部23可靠地关闭副阀座板14的均压孔14a即均压路11a，得到主阀1的稳定的切换动作。

另外，如图1所示，主阀1的浮动距离l1比副阀2的浮动距离l2小。因此，能够使主阀1(上端面121)可靠地抵接于限位部411。

图7是本发明的第二实施方式中的旋转式切换阀的主阀的落座状态的主要部分纵剖视图，图8是该旋转式切换阀的主阀的俯视图，在以下的实施方式中，对于与第一实施方式相同的部件、相同的要素标注与第一实施方式相同的符号并省略详细的说明。该第二实施方式中与第一实施方式不同的方面是在主阀1的活塞部12的上端的四处设置连通槽12a这方面。

该连通槽12a的开口面积比活塞环12a与导向孔41的间隙的开口面积大，通过设置这样的连通槽12a，在主阀1浮起而活塞部12的上端面121与外壳部件4的限位部411抵接的状态下，活塞部12的外周与导向孔41的间隙的高压也会供给至活塞部12的背面空间(主阀1的主要的上部空间)。因此，活塞环12a的上下的压力差减少，能够减少主阀1(上端面121)向限位部411的按压力。因此，能够可靠地确保上端面121与限位部411的摩擦力，能够进一步削减主阀1的切换动作所需要的动力，得到稳定的切换动作。此外，上述那样的连通槽也可以设置在外壳部件4的限位部411侧。

在第一实施方式以及第二实施方式中，优选的实施例如下。例如，如图2所示，在主阀1从阀座31浮起而活塞部12的上端面121与限位部411抵接的状态下，主阀1的滑动肋111与阀座31的间隙成为主阀1的浮动距离l1。并且，如图9所示，优选以根据阀座31的“吸入端口”即s端口31s的内径“d1”和主阀1的浮动距离“l1”决定的(算出的)流路面积比“喷出端口(内径d2)”即d端口31d的开口面积小的方式，设定浮动距离“l1”。

即，根据π×d1×l1＜π×(d2/2)²，

优选为l1＜(d2/2)²/d1。

由此，向主阀1施加适当的压力差。

另外，优选以根据包围主阀1的低压流路11a的滑动肋111的外周长“s”和主阀1的浮动距离“l1”决定的(算出的)流路面积(图9的斜线部)比“喷出端口”即d端口31d的开口面积小的方式，设定浮动距离“l1”。

即，根据s×l1＜π×(d2/2)²，

优选为l1＜π×(d2/2)²/s。

由此，向主阀1施加适当的压力差。

若主阀1的浮动距离较大，则主阀1的上升后高压侧的流体较多地向低压侧流出，因此高压空间11b的压力变低，施加于主阀1的压力差变小，但通过上述的设定，不会产生这样的情况。即，通过减小主阀1的浮动距离l1，能够抑制向低压侧的流出，向主阀1施加适当的压力差，进行稳定的切换动作。

图10是表示实施方式的冷冻循环系统的图，是空调机的冷冻循环系统的例子。空调机具有压缩机50、室外换热器60，膨胀阀70、室内换热器80、实施方式的旋转式切换阀100，上述各要素分别由导管如图示那样连接，构成热泵式的冷冻循环系统。

冷冻循环系统的流路由实施方式的旋转式切换阀100切换成制冷运转以及制热运转这两条流路，制冷运转时成为图10(a)的状态，制热运转时成为图10(b)的状态。此外，该图10所示的旋转式切换阀100作为从阀座部3的背侧观察到的状态，仅示出主要部分的位置关系，主阀1的一部分虚线显示和实线图示与阀座抵接的部分。另外，上述s端口31s、d端口31d、e切换端口31e、c切换端口31c省略符号，分别由“s”、“d”、“e”“c”的记号表示。

在图10(a)的制冷运转时，在旋转式切换阀100中，s端口“s”通过主阀的低压流路11a而与e切换端口“e”连接，d端口“d”通过高压空间11b而与c切换端口“c”连接。并且，如图中箭头所示，由压缩机50压缩的作为流体的制冷剂流入旋转式切换阀100的d端口“d”并从c切换端口“c”流入室外换热器60，从室外换热器60流出的制冷剂流入到膨胀阀70。并且，制冷剂在该膨胀阀70中膨胀，并供给至室内换热器80。从该室内换热器80流出的制冷剂在旋转式切换阀100中从e切换端口“e”流向s端口“s”，并从s端口“s”向压缩机50循环。

在图10(b)的制热运转时，在旋转式切换阀100中，s端口“s”通过主阀的低压流路11a而与c切换端口“c”连接，d端口“d”通过高压空间11b而与e切换端口“e”连接。并且，如图中箭头所示，由压缩机50压缩的制冷剂流入旋转式切换阀100的d端口“d”并从e切换端口“e”流入室内换热器80，从室内换热器80流出的制冷剂流入到膨胀阀70。并且，制冷剂在该膨胀阀70中膨胀，并供给至室外换热器60。从该室外换热器60流出的制冷剂在旋转式切换阀100中从c切换端口“c”流向s端口“s”，并从s端口“s”向压缩机50循环。

此外，在上述第一、第二实施方式中，作为将马达的驱动轴的旋转传递到副阀的旋转的齿轮机构，利用蜗轮蜗杆52和蜗轮51形成的蜗轮蜗杆机构进行了说明，但并不限定于蜗轮蜗杆机构，也可以使用其它齿轮机构。例如，也可以采用正齿轮、行星齿轮机构等。

以上，参照附图对本发明的实施方式进行了详细叙述，但具体的结构并不限于这些实施方式，不脱离本发明的主旨的范围的设计的变更等也包含在本发明中。