本发明涉及使用于热泵式的冷冻循环系统等、切换制冷剂的流路的旋转式切换阀。
背景技术：
一直以来，作为这种旋转式切换阀(四通切换阀)例如有日本专利第4602593号公报(专利文献1)中公开的结构。专利文献1的结构是在从制冷向制热或从制热向制冷切换时使阀座上的主阀旋转的结构，使用如在使该主阀旋转时，通过副阀打开主阀的均压孔而减轻向主阀施加的压力差的结构。即，副阀旋转而打开均压孔，在用压力差使主阀从阀座上浮起的状态下旋转之后，通过副阀反转而关闭均压孔而使主阀落座。
现有技术文献
专利文献1：日本专利第4602593号公报
在专利文献1的结构中，由于在副阀关闭均压孔时主阀会从阀座浮起，因此成为几乎没有相对于主阀的旋转方向的摩擦的状态、或主阀通过推压弹簧与驱动部一体旋转的状态，在副阀反转时主阀也一起旋转，存在不能够正常地关闭均压孔的问题。
技术实现要素：
本发明将在具备开闭主阀的均压孔的副阀的旋转式切换阀中能进行主阀的稳定的切换动作作为课题。
本发明的旋转式切换阀具备具有阀室的壳体部件、与上述阀室对置地设置的阀座、在上述阀室内以能够将轴线作为中心旋转的方式配置在上述阀座上的主阀、以能够将上述轴线作为中心旋转的方式配置且开闭上述主阀的均压孔的副阀，通过打开上述均压孔而使主阀从上述阀座向上述轴线方向浮起并使该主阀旋转，切换与上述阀座的端口连通的流路，在上述副阀上具备旋转力传递机构，该旋转力传递机构在绕上述轴线的同一圆周上设置有开闭上述主阀的上述均压孔的两个副阀密封部，并且在上述均压孔打开状态下将上述副阀的旋转力向上述主阀传递直至上述主阀的旋转终端位置。
此时，优选上述旋转力传递机构为上述副阀与上述主阀之间的摩擦力。
另外，优选上述旋转力传递机构为在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧。
另外，优选上述旋转力传递机构为设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构。
另外，优选上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧构成。
另外，优选上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
另外，优选上述旋转力传递机构由在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧、设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
另外，优选上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧、设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
另外，优选上述副阀的上述轴线方向的游动距离比在上述主阀的单独状态下的上述轴线方向的游动距离小。
本发明的效果如下。
根据本发明的旋转式切换阀，在将主阀旋转至作为旋转终端位置的规定位置之后，由于在用副阀关闭主阀的均压孔时不会使副阀反转并可以向同方向旋转，能够将主阀保持于规定位置并可靠地关闭均压孔，能得到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是说明第一实施方式中的旋转式切换阀的切换途中的状态的图。
图8是说明本发明的第二实施方式中的旋转式切换阀的切换途中的状态与主要部分结构的图。
图9是说明本发明的第三实施方式中的旋转式切换阀的切换途中的状态与主要部分结构的图。
图10是说明本发明的第四实施方式中的旋转式切换阀的双向棘轮机构的图。
图11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—袴部，11a—低压流路，11b—高压空间，11a—均压路，111—滑动肋，112—滑动肋，113—限制销抵接部，12—活塞部，12a—活塞环，13—轴承部，14—副阀座板，14a—均压孔，15—突出部，2—副阀，21—凸缘部，21a—弹簧抵接部，21b—v槽，22—凸台部，22a—角孔，23a—滑动阀部，23b—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—限制销，32—凸缘部，4—壳体部件，4a—阀室，41—导向孔，5—驱动部，51—涡轮，51a—凸轮部，52—蜗杆齿轮，53—螺旋弹簧，6—中心轴，71—螺旋弹簧部件，72—螺旋弹簧，72a—球，73—板簧，73a—凸部，x—轴线，50—压缩机，60—室外热交换器，70—膨胀阀，80—室内热交换器，100—旋转式切换阀。
具体实施方式
其次，参照附图关于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。并且，以下说明中的“上下”的概念与图1以及图2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、壳体部件4、驱动部5、中心轴6。阀座部件3由薄型圆柱状的阀座31与形成于该阀座31的外周的凸缘部32构成。另外，在壳体部件4上形成大致圆筒状的阀室4a。在阀室4a内收纳主阀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，被固定于阀座部件3与壳体部件4之间。并且，在壳体部件4的阀室4a的开口部中嵌合阀座31，使凸缘部32与壳体部件4的下端抵接，将阀座部件3安装于壳体部件4。
主阀1是一部分由树脂形成的外周为圆形的部件，具备将阀座31侧的袴部11与圆筒状的活塞部12、轴承部13一体形成的主阀主体、作为副阀座的部位的后述的副阀座板14而构成。在活塞部12的周围配置活塞环12a。并且，通过中心轴6贯通中心的轴承部13，主阀1绕中心轴6的轴线x转动自如地配设。另外，阀室4a上部的收纳活塞部12的空间为圆柱状的导向孔41，主阀1使活塞环12a在导向孔41的侧面滑动而可在中心轴6的轴线x方向上移动。
另外，在主阀1的袴部11上形成在轴线x的一侧以圆顶状穿过的低压流路11a，并且，在低压流路11a顶板的中央形成连通于活塞部12的内侧的均压路11a。另外，在袴部11的阀座部件3侧的底面上以包围低压流路11a的外周的方式形成滑动肋111，并且，在滑动肋111的与轴线x相反侧的两个位置形成滑动肋112、112。而且，袴部11相对于低压流路11a在轴线x的相反侧形成后述的d端口31d总是打开的高压空间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方向的两端分别为限制销抵接部113。该限制销抵接部113与设置于后述的阀座31的限制销31a抵接。另外，如图3所示，在活塞部12的内侧的底部配设由金属板(该示例中为sus)形成的副阀座板14。在副阀座板14中与均压路11a对应的位置上形成均压孔14a。
如图5所示，副阀2具有收纳于主阀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与其中央的凸台部22，在该凸台部22的中心形成大致长方形的角孔22a。另外，在凸缘部21的主阀1侧的面上形成以圆环状突出的作为“副阀密封部”的第一滑动阀部23a与第二滑动阀部23b。该第一以及第二滑动阀部23a、23b距离轴线x的距离与上述主阀1中的副阀座板14的均压孔14a距离轴线x的距离相等。而且，在凸缘部21的主阀1侧的面上以与滑动阀部23a、23b相同的高度形成以圆弧状突出的两个滑动肋24、24。
如图6所示，在阀座31上分别形成连通于阀室4a与压缩机的制冷剂的喷出侧的d端口31d、连通于低压流路11a与压缩机的制冷剂的吸入侧的s端口31s、连通于室外热交换器侧的c切换端口31c以及连通于室内热交换器侧的e切换端口31e。并且，这些端口在分别相隔90°的位置上开口。
如图1所示，驱动部5具有能够转动地配置于中心轴6的涡轮51、与该涡轮51啮合的蜗杆齿轮52，该蜗杆齿轮52被固定于未图示的电机的驱动轴。涡轮51具有向副阀2侧突出的凸轮部51a，涡轮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在相对于涡轮51被限制绕轴线x的转动的状态下仅可在轴线x方向上滑动，该副阀2与涡轮51一起协作地转动。另外，在涡轮51与副阀2之间配设有向主阀1侧对副阀2加力的螺旋弹簧53。
通过以上的结构，在图1的状态下，如图7(a)所示，副阀2的第一滑动阀部23a关闭副阀座板14的均压孔14a。并且，若驱动部5动作，则蜗杆齿轮52与涡轮51的驱动力通过涡轮51的凸轮部51a向副阀2施加旋转力，副阀2绕轴线x旋转。并且，此时是关闭均压孔14a、主阀1通过压力差被推压至阀座31的状态，仅副阀2旋转。若副阀2旋转，则第一以及第二滑动阀部23a、23b在主阀1的副阀座板14上滑动，在图7(b)的位置上第一滑动阀部23a从副阀座板14的均压孔14a脱离，该均压孔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)逃离。并且，减轻作用于主阀1的压力差，减轻因压力差而产生的推压力，主阀1的旋转(流路切换)变得容易。
在此，高压流体通过主阀1的活塞环12a(以及活塞部12)与导向孔41的空隙、及中心轴6与轴承部13的间隙流入活塞部12的上部，通过比从均压孔14a逃离的流量小地设定流入该活塞部12的上部的流量，在活塞环12a的上下产生压力差，使主阀1从阀座31浮起，也能够更容易地进行主阀1的旋转。
若使副阀2进一步旋转，则由于主阀1浮起，通过副阀2的第一以及第二滑动阀部23a、23b以及滑动肋24、24、主阀1的副阀座板14的摩擦力，主阀1与副阀2为一体地旋转。并且，如图7(c)，主阀1的限制销抵接部113与设置于阀座31的上面的限制销31a抵接，主阀1的旋转在该旋转终端的预定位置上停止且仅主阀1停止。并且，若进一步使副阀2向同方向旋转，则第一以及第二滑动阀部23a、23b在副阀座板14上滑动，在图7(d)的位置上，第二滑动阀部23b关闭副阀座板14的均压孔14a。由此，关闭均压路11a，压力滞留于主阀1的上部，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。
如上述，通过副阀2的旋转打开副阀座板14的均压孔14a，在将主阀1旋转至预定位置之后，在关闭均压孔14a时不使副阀2反转而向相同方向旋转。因此，在将主阀1保持于预定位置的状态下能够可靠地关闭均压孔14a即均压路11a，能得到主阀1的稳定的切换动作。
另外，在主阀1从阀座31浮起的状态下使副阀2旋转时，由于通过副阀2的第一以及第二滑动阀部23a、23b以及滑动肋24、24与主阀1的副阀座板14的摩擦力而使主阀1与副阀2作为一体进行旋转，因此在主阀1通过限制销31a在预定位置停止之后，能够容易地剥离主阀1而仅使副阀2旋转。即，滑动阀部23a、23b以及滑动肋24、24与副阀座板14的摩擦力构成“旋转力传递机构”。因此，能得到稳定的切换动作。
另外，如图1所示，副阀2的游动距离l2比没有副阀2的主阀1的单独状态下的主阀1的游动距离l1小。因此，通过副阀2与主阀1的摩擦力(旋转力传递机构)能够容易地使主阀1旋转，能得到更稳定的切换动作。
图8是说明本发明的第二实施方式中的旋转式切换阀的切换途中的状态与主要部分结构的图。在以下的第二至第四实施方式中与第一实施方式不同的方面是“旋转力传递机构”的形态，在各实施方式中除旋转力传递机构以外的结构与第一实施方式相同，在与第一实施方式相同的部件、同样的元件中标记与第一实施方式相同的符号，其详细的说明省略。
在图8的第二实施方式中，在主阀1中，活塞部12的内周面的一部分在轴线x侧形成有以扇状突出的突出部14，在该突出部15的绕轴线x的圆周方向的两侧分别配置螺旋弹簧部件71、71。另外，在副阀2中，形成在凸缘部21的绕轴线x的圆周上成为径向端面的弹簧抵接部21a。并且，主阀1侧的螺旋弹簧部件71、71分别择一地与副阀2侧的弹簧抵接部21a、21a抵接。
图8(a)至图8(d)与第一实施方式的图7(a)至图7(d)对应，在图8(a)中，副阀2的第一滑动阀部23a关闭阀座板14的均压孔14a，若副阀2旋转，则第一以及第二滑动阀部23a、23b在主阀1的副阀座板14上滑动，在图8(b)的位置上，第一滑动阀部23a从均压孔14a离开，该均压孔14a打开，主阀1浮起。并且，若使副阀2向相同方向旋转，则通过主阀1侧的螺旋弹簧部件71与副阀2的弹簧抵接部21a抵接，通过两螺旋弹簧的作用力向主阀1传递副阀2的旋转力，因此主阀1与副阀2一体地旋转，在图8(c)的位置，主阀1的限制抵接部113与限制销31a抵接，在该旋转终端的预定位置，主阀1的旋转停止，仅主阀1停止。并且，若进一步使副阀2旋转，则在图8(d)的位置，第二滑动阀部23b关闭均压孔14a，阀1落座于阀座31。即，在第二实施方式中，螺旋弹簧部件71的弹力构成“旋转力传递机构”。因此，得到稳定的切换动作。
在图9的第三实施方式中，在主阀1中的活塞部12的突出部15的中央设置螺旋弹簧72，通过该螺旋弹簧72向径向(轴线x侧)对球72a加力。另外，在副阀2中的凸缘部21的外周一个位置上形成v槽21b，球72a能够与v槽21b卡合。并且，螺旋弹簧72、球72a以及v槽21b构成“双向棘轮机构”，在球72a与v槽21卡合的状态下，副阀2的旋转力向主阀1传递，副阀2与主阀1可为一体地旋转。即，在第三实施方式中，“双向棘轮机构”构成“旋转力传递机构”。因此，能得到稳定的切换动作。并且，图9(a)至图9(d)与第一实施方式的图7(a)至图7(d)对应，图9中的副阀2与主阀1的动作与第一实施方式以及第二实施方式相同。
在此，关于“双向棘轮机构”，以下进行说明。一般来说，“棘轮机构”是像棘轮扳手那样用于在一个方向上限制旋转的机构，但本发明中记载的“双向棘轮机构”并不是在一个方向上限制旋转，而是在正反的双向上可旋转的旋转力传递机构。在本发明中，从制冷向制热的流路切换时的旋转方向、从制热向制冷的流路切换时的旋转方向由于需要逆向旋转而需要在正反双向上可旋转的旋转力传递机构。
在图10的第四实施方式中，是用板簧73、在该板簧73上一体地形成的凸部73a置换第三实施方式中的螺旋弹簧72以及球72a的实施方式。并且，图10(c)是用图10(b)的单点划线的椭圆包围的部分的放大图。另外，图10(a)与图9(b)对应，该第四实施方式中的板簧72、凸部73a以及v槽21b构成“双向棘轮机构”，副阀2与主阀1的动作与第一至第三实施方式相同。
在此，关于上述的“双向棘轮机构”的结构在以下进行说明。作为“双向棘轮机构”的具体示例，如上述在第三实施方式、第四实施方式表示，作为“双向棘轮机构”的结构如以下。在主阀内周面或副阀外周面的某个如在径向上相互施加弹簧负载那样设置弹簧部件(螺旋弹簧、板簧)，在主阀内周面或副阀外周面中未设置弹簧部件的一侧设置凹部(v槽等)，与凹部卡合的凸部件(球等)在承受弹簧负载的方向上与弹簧部件接触、或与凹部卡合的凸部一体地形成于弹簧部件。该凸部件或凸部承受弹簧负载，向径向上加力。通过该结构，若副阀旋转、凸部件或凸部卡合于凹部，则向主阀传递副阀的旋转力，副阀与主阀一体地旋转。
图11是表示实施方式的冷冻循环系统的图，是空调的冷冻循环系统的示例。空调具有压缩机50、室外热交换器60、膨胀阀70、室内热交换器80、实施方式的旋转式切换阀100，这些各元件分别通过导管如图所示进行连接，构成热泵型的冷冻循环系统。
冷冻循环系统的流路通过实施方式的旋转式切换阀100切换为制冷运转以及制热运转的两条流路，在制冷运转时为图11(a)的状态，在制热运转时为图11(b)的状态。并且，该图11中表示的旋转式切换阀100作为从阀座部3的里侧观察的状态，仅表示主要部分的位置关系，主阀1的一部分的虚线显示与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，分别用“s”、“d”、“e”、“c”的记号表示。
在图11(a)的制冷运转时，在旋转式切换阀100中，通过主阀的低压流路11a而将s端口“s”连接于e切换端口“e”，通过高压空间11b而将d端口“d”连接于c切换端口“c”。并且，如图中用箭头所示，作为在压缩机50中被压缩的流体的制冷剂流入旋转式切换阀100的d端口“d”，从c切换端口“c”流入室外热交换器60，从室外热交换器60流出的制冷剂流入膨胀阀70。并且，在该膨胀阀70中制冷剂膨胀，向室内热交换器80供给。从该室内热交换器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”，从s端口“s”向压缩机50循环。
在图11(b)的制热运转时，在旋转式切换阀100中，通过主阀的低压流路11a而将s端口“s”连接于c切换端口“c”，通过高压空间11b而将d端口“d”连接于e切换端口“e”。并且，如图中箭头所示，压缩机50中被压缩的制冷剂流入旋转式切换阀100的d端口“d”中，从e切换端口“e”流入室内热交换器80，从室内热交换器80流出的制冷剂流入膨胀阀70。并且，在该膨胀阀70中制冷剂膨胀，向室外热交换器60供给。从该室外热交换器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”，从s端口“s”向压缩机50循环。
并且，在上述实施方式中，作为向副阀的旋转传递电机的驱动轴的旋转的齿轮机构，用由蜗杆齿轮52与涡轮51构成的蜗轮蜗杆齿轮机构进行说明，但并不限于蜗轮蜗杆齿轮机构，也可以使用其他齿轮机构。例如，可以为正齿轮、行星齿轮机构等。
另外，在上述实施方式中，在第一实施方式中，旋转力传递机构是副阀与主阀之间的摩擦力，在第二实施方式中，旋转力传递机构是在副阀与主阀之间向副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧，在第三实施方式中，旋转力传递机构为设置于副阀与主阀之间的双向棘轮机构，但这些各实施方式中的各个旋转力传递机构如上述既可以单独使用，也可以将多个组合而使用，通过组合能得到更稳定的主阀的切换动作。
另外，关于上述各实施方式，作为旋转力传递机构的副阀与主阀之间的摩擦力的调整可通过副阀与主阀的各滑动面的表面粗糙度、材质的变化等对应，螺旋弹簧部件、双向棘轮机构的螺旋弹簧、板簧的弹力调整也可通过材质的变化、线径、板厚等的调整对应。另外，关于双向棘轮机构的凹部的v槽并不限于v槽，如果方形槽、梯形槽、r形状的槽等作为双向棘轮机构成立的形状也会被包含。另外，用槽的各尺寸、槽宽度、槽深度、v槽角度等的调整也能够调整棘轮保持力。如此，传递机构的传递力可适当地调整。
以上，关于本发明的实施方式参照附图详细叙述，但具体的结构并不限于这些实施方式，即使存在未脱离本发明的宗旨范围的设计的变更等也包含于本发明。
1.一种旋转式切换阀，其具备具有阀室的壳体部件、以与上述阀室对置的方式设置的阀座、在上述阀室内以能够将轴线作为中心旋转的方式配置在上述阀座上的主阀以及以能够将上述轴线作为中心旋转的方式配设且开闭上述主阀的均压孔的副阀，通过打开上述均压孔而使上述主阀从阀座向上述轴线方向浮起并使该主阀旋转而切换与上述阀座的端口连通的流路，该旋转式切换阀的特征在于，
在上述副阀上具备旋转力传递机构，该旋转力传递机构在绕上述轴线的同一圆周上设置开闭上述主阀的上述均压孔的两个副阀密封部，并且，在上述均压孔打开状态下向上述主阀传递上述副阀的旋转力直至上述主阀的旋转终端位置。
2.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构是上述副阀与上述主阀之间的摩擦力。
3.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构是在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧。
4.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构是设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构。
5.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧构成。
6.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
7.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构由在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧、设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
8.根据权利要求1所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述旋转力传递机构由上述副阀与上述主阀之间的摩擦力、在上述副阀与上述主阀之间向上述副阀的旋转圆周方向输送弹力的螺旋弹簧以及设置于上述副阀与上述主阀之间的双向棘轮机构构成。
9.根据权利要求1～8任一项所述的旋转式切换阀，其特征在于，
上述副阀的上述轴线方向的游动距离比上述主阀的单独状态下的上述轴线方向的游动距离小。
技术总结