CN102220957A - 往复式压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明提供具备小型并且密封性高的活塞的往复式压缩机。本发明的往复式压缩机包括：低压侧压缩部，其具有低压侧活塞和低压侧气缸，通过上述低压侧活塞在上述低压侧气缸内边摆动边进行往复运动来压缩空气；高压侧压缩部，其具有高压侧活塞和高压侧气缸，通过上述高压侧活塞在上述高压侧气缸内边摆动边进行往复运动来进一步压缩被低压侧压缩部压缩过的空气；和对上述低压侧压缩部和上述高压侧压缩部进行驱动的电动机，其中，上述高压侧活塞摆动时的最大倾角不会比上述低压侧活塞摆动时的最大倾角大。

Description

往复式压缩机

技术领域

本发明涉及活塞在气缸内摆动的往复式压缩机。

背景技术

专利文献1的摆动型压缩机，在利用高压侧压缩部对被低压侧压缩部压缩后的空气进行压缩的二级往复式压缩机中，通过使活塞在气缸内边摆动边进行往复运动，来在低压侧压缩部和高压侧压缩部中对空气进行压缩。

此外，专利文献2的二级压缩机，在利用高压侧压缩部对被低压侧压缩部压缩后的空气进行压缩的二级往复式压缩机中，在低压侧压缩部，通过使用活塞主体固定在连杆上的活塞，以活塞在气缸内边摆动(倾斜)边进行往复运动的方式形成，在高压侧压缩部，通过使用活塞主体相对于连杆前端摆动的活塞，以活塞的前端在气缸内不倾斜地进行往复运动的方式形成。

专利文献1：日本特开2007-32532

专利文献2：日本特开平11-62822

发明内容

专利文献1的摆动型压缩机，因为形成活塞时没有考虑到低压侧或者高压侧的气缸内活塞倾斜的角度，所以无法实现活塞的密封性和寿命的提高。

此外，专利文献2的二级压缩机，因为在高压侧压缩部使用活塞主体相对于连杆前端摆动的活塞，所以活塞的轴方向的长度较大，难以实现活塞的小型化。

本发明鉴于上述问题，其目的在于，通过在考虑到气缸内活塞倾斜的角度的前提下形成低压侧压缩部和高压侧压缩部的活塞，提供具备小型且密封性高的活塞的往复式压缩机。

为了解决上述课题，本发明的往复式压缩机包括：低压侧压缩部，其具有低压侧活塞和低压侧气缸，通过上述低压侧活塞在上述低压侧气缸内边摆动边进行往复运动来压缩空气；高压侧压缩部，其具有高压侧活塞和高压侧气缸，通过上述高压侧活塞在上述高压侧气缸内边摆动边进行往复运动来进一步压缩被低压侧压缩部压缩过的空气；和对上述低压侧压缩部和上述高压侧压缩部进行驱动的电动机，其中，上述高压侧活塞摆动时的最大倾角不会比上述低压侧活塞摆动时的最大倾角大。

此外，本发明的另一方面的往复式压缩机包括：具有旋转轴的电动机；具备低压侧气缸和低压侧活塞，对空气进行压缩的低压侧压缩部；和具备高压侧气缸和高压侧活塞，对被低压侧压缩部压缩过的空气进一步压缩的高压侧压缩部，其中，上述低压侧活塞和上述高压侧活塞分别具备：伴随上述电动机的旋转轴的旋转进行偏心轮运动的偏心轮；从上述偏心轮延伸的连杆；和设置在上述连杆的前端的活塞主体，在令上述低压侧活塞的上述偏心轮相对于上述电动机的旋转轴的偏心量为r1，上述高压侧活塞的上述偏心轮相对于上述电动机的旋转轴的偏心量为r2时，以r1＞r2的方式形成上述低压侧活塞和上述高压侧活塞。

根据本发明，能够提供具备小型且密封性高的活塞的二级往复式压缩机。

附图说明

图1是表示本发明的实施例中压缩机的低压侧压缩部和高压侧压缩部的图。

图2是将本发明的实施例的高压侧压缩部放大后的图。

图3是表示本发明的实施例的往复式压缩机整体的图。

图4是表示本发明的实施例的活塞的摆动运动的图。

附图标记说明

1……曲轴箱

2……轴(旋转轴)

3……电动机

4……活塞(低压侧)

4A……连杆(低压侧)

5……活塞主体(低压侧)

5A……保持架

6……唇形环(rip ring)(低压侧)

7……偏心轮(低压侧)

8……活塞(高压侧)

8A……连杆(高压侧)

9……唇形环(高压侧)

10……活塞环

11……活塞主体(高压侧)

11A……基座

12……顶

13……偏心轮(高压侧)

14……气缸(低压侧)

15……空气阀(低压侧)

16……气缸盖(低压侧)

17……气缸(高压侧)

18……空气阀(高压侧)

19……气缸盖(高压侧)

20……气缸的中心轴

21……空气储罐

22……压缩机主体

23……减压阀(低压侧)

24……压力计(低压侧)

25……耦合器(低压侧)

26……减压阀(高压侧)

27……压力计(高压侧)

28……耦合器(高压侧)

具体实施方式

参照图1至图4说明本发明的实施例。

参照图1说明本发明的实施例的压缩机。本实施例的压缩机具有曲轴箱1，在曲轴箱1中安装有具有轴(旋转轴)2的电动机3。在电动机3的轴2，分别通过使旋转运动变换为往复运动的偏心轮7、偏心轮13，安装有具备连杆4A与活塞主体5的低压侧的活塞4，和具备连杆8A与活塞主体11的高压侧的活塞8。低压侧的活塞主体5由保持架(retainer)5A构成，高压侧的活塞主体11由基座11A和顶12A构成。

在低压侧的活塞主体5，设置有唇形环(rip ring)6。在高压侧的活塞主体11，设置有唇形环9和活塞环10。

唇形环6为了增加与气缸14的接触面积而设置有裙(skirt)部(唇形部)，裙部安装在朝向低压侧的压缩室的方向。由此能够确保活塞4与气缸14的密封性。

接着参照图2所示的高压侧压缩部的放大图进行说明。

唇形环6、唇形环9和活塞环10由耐磨性和自润滑性良好的树脂材料形成为大致圆环状。活塞环10的截面大致为矩形，径方向上的宽度在整周上大致是恒定的。此外，在活塞环10，在其周长方向形成有合缝部(未图示)，通过合缝部能够在维持密封性的同时扩大缩小直径。此外，活塞环10在高压侧的活塞8位于上止点位置或者下止点位置时与后述的高压侧的气缸14的内周面接触的状态下的内径，比安装活塞环10的部分的槽即活塞环槽的最小直径大。由此，活塞环10相对高压侧的活塞8能够在径方向上移动。

唇形环9与唇形环6反向(裙部朝向曲轴箱一侧的方向)安装。通过在该方向安装，唇形环9与活塞主体11的中心一致。此外，在将气缸17安装到曲轴箱1上时，唇形环9与气缸17的内壁面接触，确定气缸17的安装位置。因此，气缸17与活塞主体11的中心一致。由此能够进行安装在活塞主体11上的活塞环10与气缸17的定心(centering)。此外，通过唇形环9能够防止活塞环10磨损时活塞主体11与气缸17接触，能够提高活塞主体11和气缸17的寿命。此外，通过将唇形环9夹在基座11A和连杆8A之间，能够防止气缸17内产生的压缩热从活塞主体11向连杆8A传递，能够降低大端部的温度。由此能够提高设置在偏心轮7、13外周的轴承的寿命。

通过在低压侧的活塞4安装唇形环6，能够控制制造成本。此外，通过在高压侧的活塞8安装唇形环9并安装活塞环10，能够提高组装性、密封性、耐磨性。

在曲轴箱1安装有低压侧的气缸14、空气阀15、气缸盖16和高压侧的气缸17、空气阀18、气缸盖19，通过具备低压侧的连杆4A的低压侧的活塞4和具备高压侧的连杆8A的高压侧的活塞8，在气缸内形成各压缩室。

本发明的实施方式的压缩机，当利用电动机3的驱动使轴2旋转时，通过偏心轮7、13使低压侧和高压侧的活塞4、8在气缸14、17内往复运动，由此，驱动具备低压侧的活塞4、气缸14的低压侧压缩部和具备高压侧的活塞8、气缸17的高压侧压缩部。该压缩机为二级压缩结构，低压侧压缩部，通过气缸盖16、空气阀15从大气压向气缸14内吸入空气并进行压缩，经由配管(未图示)向高压侧压缩部喷出；高压侧压缩部，吸入低压侧压缩部喷出的压缩空气，进一步压缩并向贮存罐喷出。此时，通过与轴2同轴安装的风扇20的旋转，对低压侧和高压侧压缩部以及配管进行气冷。

一般而言，在一级压缩的空气压缩机的情况下，从大气压吸入空气并利用活塞将空气压缩到最高压然后喷出，但压缩时会产生压缩热，出现喷出效率降低和因电动机的扭矩变动引起的噪声、振动等，电动机的性能需要较大输出因而大型化。在高压化下，由于压力比(喷出绝对压/吸入绝对压)的增加，喷出温度上升，吸入效率降低，因此难以确保喷出空气量。另外，喷出温度的上升还可能增加空气阀的变形和泄漏的可能性。此外，在进行间歇(断续)运转的压缩时，吸入空气中的水分可能冷凝，增加排水的发生，成为故障的原因。

对此，例如，专利文献2的压缩机中，作为一例，在升压至大约1MPa以上的情况下，使用低压侧从大气压吸入空气并升压，暂时进行中间冷却，高压侧吸入由低压侧升压并且中间冷却后的空气，进一步将空气升压然后喷出，通过采用这样的二级压缩结构，防止产生上述问题。特别是，便携型小型压缩机出于低振动、低噪声、小型化的观点(电动机尺寸小，压缩部轻量化)，也使用二级压缩结构。

因为二级压缩与一级压缩的情况相比，低压侧、高压侧的压力比均较小，所以效率良好且产生的热较少，能够减少因上述发热引起的性能降低，而且，由于能够减少电动机的扭矩的变动，因而能够实现低振动、低噪声。

接着，说明一般的二级压缩机的设计。

此处，在专利文献2的二级压缩机中，在高压侧采用将连杆通过滚针轴承与活塞连接的往复式活塞的结构，但在本发明的本实施方式中，废除了滚针轴承，采用连杆与活塞主体一体形成的闭锁活塞(locking piston)机构，能够因可动部的减少实现耐久性提高、轻量化和低噪声化，以及通过部件个数的减少实现成本降低。

此外，专利文献1的摆动型压缩机形成活塞时相对地没有考虑到活塞在低压侧和高压侧的气缸内倾斜的角度。于是，虽然活塞以在低压侧压缩部中的倾斜角度比高压侧更大的方式形成对密封性、磨损性影响较小，但若使活塞的倾斜角度尽量小地形成，将不能充分实现活塞的小型化、轻量化。此外，在高压侧压缩部使活塞的倾斜角度过大地形成会对密封性、磨损性产生很大的影响，若没有使活塞的倾斜角度足够小地设计，将无法实现活塞的密封性、寿命的提高。

考虑到以上情况，本发明的实施方式中，采用使低压侧的活塞4、高压侧的活塞8与连杆4A、8A和活塞主体5(11)形成为一体，在连杆4A、8A倾斜的情况下活塞主体5(11)与连杆4A、8A一起倾斜，活塞主体5(11)在气缸14、17内边摆动边进行往复运动的闭锁活塞机构，在考虑到低压侧活塞4和高压侧活塞8各自在气缸14、17内倾斜的角度的前提下进行设计。

此处，详细说明本实施方式的二级压缩机的设计。

低压侧、高压侧的电动机动力即轴动力(功W)分别伴随吸入压与喷出压的压力比的增加而增大。此外，二级压缩机的轴动力依赖于低压侧和高压侧的轴动力的和，低压侧的压力比和高压侧的压力比越小，轴动力越小。即，低压侧的压力比与高压侧的压力比相等的情况下轴动力最小。考虑到以上情况，本实施方式中，低压侧、高压侧的活塞4、8的各种尺寸(缸径、冲程等)以考虑到压缩机的最高压的轴动力进行设计。

此处，计算低压侧、高压侧的电动机的轴动力。需要的轴动力Ls和理论绝热空气动力Lad用以下的式(1)和(2)表示。

[数1]

$\mathrm{Ls}=\frac{\mathrm{Lad}}{\mathrm{\ηad}}\·\·\·\·\·\·\left(1\right)$

Ls：需要的轴动力

ηad：总绝热效率

[数2]

$\mathrm{Lad}=\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\×\frac{\mathrm{PsQs}}{0.060}\×\{{\left\{\frac{\mathrm{Pd}}{\mathrm{Ps}}\right\}}^{\frac{\mathrm{\κ}-1}{\mathrm{\κ}}}-1\}\·\·\·\·\·\·\left(2\right)$

Lad：理论绝热空气动力

Qs：吸入状态下的实际风量

Ps：吸入绝对压

Pd：喷出绝对压

κ：比热比

此处，式(2)内的实际风量Qs如下式(3)所示，由构成压缩机的部件的参数和压缩机的效率决定。

[数3]

$\mathrm{Qs}=\frac{\mathrm{\π}}{4}\×D^2\×S\×N\×\mathrm{\ηv}\·\·\·\·\·\·\left(3\right)$

D：缸径

S：冲程

N：旋转速度

ηv：容积效率

此处，如上所述，因为减小2级压缩的低压侧和高压侧的压力比以及轴动力的差的情况下电动机动力(总轴动力)减小，所以如下式(4)、(5)所示，本实施方式中，为了使电动机的动力最小，在假设2级压缩的低压侧和高压侧的压力比相等的前提下，计算低压侧、高压侧的活塞4、8的各种尺寸。

L＝Ls1+Ls2    ……(4)

L：总轴动力

Ls1：低压侧需要的轴动力

Ls2：高压侧需要的轴动力

Pm/P1＝P2/Pm    ……(5)

Pm：中间绝对压力

P1：低压侧的吸入绝对压力

P2：高压侧的喷出绝对压力

此处，根据式(1)、(2)，Ls1、Ls2为，

[数4]

$\mathrm{Ls}1=\frac{1}{\mathrm{\ηad}}\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\×\frac{P1\mathrm{Qs}1}{0.060}\×\{{\left\{\frac{\mathrm{Pm}}{P1}\right\}}^{\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}}-1\}\·\·\·\·\·\·\left(6\right)$

Qs1：低压侧的吸入状态下的实际风量

[数5]

$\mathrm{Ls}2=\frac{1}{\mathrm{\ηad}}\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\κ}-1}\×\frac{\mathrm{PmQs}2}{0.060}\×\{{\left\{\frac{P2}{\mathrm{Pm}}\right\}}^{\frac{\mathrm{\κ}-1}{\mathrm{\κ}}}-1\}\·\·\·\·\·\·\left(7\right)$

Qs2：高压侧的吸入状态下的实际风量

此处，考虑式(5)使用常数K将式(6)(7)变形，得到

Ls1＝P1·Qs1×K  ……(8)

Ls2＝Pm·Qs2×K  ……(9)

将式(3)代入式(8)(9)，得到

[数6]

Ls1＝D1²×S1×P1×K  ……(10)

[数7]

Ls2＝D2²×S2×Pm×K  ……(11)

D1：低压侧的缸径

D2：高压侧的缸径

S1：低压侧的冲程

S2：高压侧的冲程

因为当低压侧和高压侧的压力比、轴动力相等时电动机的轴动力最小，所以根据式(10)和(11)求出下式。

[数8]

D1²×S1×P1＝D2²×S2×Pm  ……(12)

[数9]

$\begin{array}{cc}\frac{\mathrm{Pm}}{P1}=\frac{P2}{\mathrm{Pm}}& \mathrm{Pm}=\sqrt{\frac{P2}{P1}}\end{array}\·\·\·\·\·\·\left(13\right)$

以上，本实施例中，根据式(12)、式(13)来确定低压侧活塞4、高压侧活塞8的缸径和各自的冲程。

此处，在式(12)、式(13)中，为了获得高压的压缩空气，需要使P2相对P1足够大。即在式(12)中，需要使Pm相对P1足够大。在该情况下，为了满足式(12)(至少使左边与右边的值接近)，需要使D1相对D2足够大，或者使S1相对S2足够大。

此处，说明低压侧的缸径D1和高压侧的缸径D2的关系。

首先，优选低压侧的缸径D1和高压侧的缸径D2的关系为D1＞D2。这是因为，在二级压缩的情况下，由于高压侧的压缩室内的压力比低压侧高，通过减小高压侧的活塞8的面积来减小承受的负载，由此减小从活塞8的上表面向连杆8A长度方向作用的活塞8的负载F，抑制在连杆8A的中心侧的偏心轮13的外周设置的轴承的尺寸。

另一方面，如下文说明，考虑到产品的重心平衡，本发明的本实施例中必须使高压侧的缸径D2相对于低压侧的缸径D1不能过小。

此处，特别是在可以搬运的可搬运型空气压缩机的情况下，产品的重心平衡是重要的，可搬运型空气压缩机如图3所示，例如在一对空气储罐22上(的大致中心)，搭载具备图1说明的低压侧压缩部和高压侧压缩部的压缩机主体21和电动机6，将各配件部件，特别是质量较大的减压阀23(26)、压力计24(27)、空气导出用的耦合器25(28)相对压缩机主体21对称地搭载，由此形成考虑到产品的重心平衡的布局。

其中，对于质量最大的压缩机主体21，其自身的重心平衡也是重要的。

如上所述，低压侧、高压侧的缸径D1、D2和冲程S1、S2，以使轴动力、压力比相等的方式分别决定。图1所示的本实施方式的二级压缩结构为对置双气缸，压缩机主体21的重心平衡受到从曲轴箱1凸出的低压侧和高压侧的气缸14(17)、空气阀15(18)、气缸盖16(19)的长度和大小的较大影响。此处，如上所述，一般而言为了减少高压侧的活塞负载F，使缸径D2比低压侧的缸径D1小，但在对缸径D1和D2设置极大的差的情况下，不仅是连杆4A(8A)，形成压缩室的气缸14(17)、空气阀15(18)、气缸盖16(19)的大小也会具有差，因此压缩机主体21的左右的重心平衡发生偏移，结果产品整体的重心平衡恶化。其与低压侧和高压侧的连杆4A(8A)的长度(从偏心轮7(13)的中心到活塞主体5(11)的前端(上表面)的长度)l存在差的情况下相同，该情况下不仅重心平衡恶化，还会使搭载在压缩机主体21上的冷却风扇20产生的冷却风无法到达从压缩机主体21到气缸盖16(19)的距离较长的一方，可能导致温度上升，引起性能降低和寿命减少。此外，在将压缩机主体21搭载于空气储罐22之上时，距离较长一方的气缸盖从空气储罐22凸出，结果可能发生产品外形增大的缺陷。

从而，出于产品平衡的观点，优选避免对低压侧和高压侧的缸径D和连杆长度l过大地设置差。

另外，在图3中，以使轴2的轴方向与空气储罐22的长度方向正交的方式搭载压缩机主体21，来同时实现小型化和重量平衡，但不限于此，也能够以使轴2的轴方向与空气储罐22的长度方向向着相同方向的方式搭载压缩机主体21。该情况下，通过使轴2位于两个空气储罐22中间，能够确保重心平衡。进而，通过以不使气缸盖从空气储罐22凸出的方式确定尺寸，能够实现小型化。

如上所述，为了减小高压侧的活塞负载，需要使高压侧的缸径D2比低压侧的缸径D1小，另一方面，为了保证重心平衡，需要使D1相对D2不会过大。本实施例中在考虑上述情况的前提下确定D1、D2、S1、S2。

此处，在式(12)中没有对D1和D2设置较大的差，使S1＜S2的情况下，Pm相对P1不足够大，根据式(13)，P2相对P1不足够大。即，无法获得高压的压缩空气。从而，本发明的本实施例中，通过使S1＞S2，能够在使低压侧和高压侧的轴动力大致相等的基础上，不会较大破坏高压侧和低压侧的重心平衡，并获得高压的压缩空气。

例如，为了不会较大地破坏重心平衡，优选使D1为D2的2倍以下。该情况下，在使S1＜S2的情况下，Pm为P1的4倍以下，无法获得足够高压的压缩空气。于是，为了获得足够高压的压缩空气，需要将S1相对S2设计地较大，需要使S1＞S2。

接着参照图4说明闭锁活塞机构中活塞4(8)和连杆4A(8A)的摆动运动。

如图4所示，活塞4(8)和连杆4A(8A)在吸入和喷出步骤中，在连杆4A(8A)前往上止点和下止点的途中，连杆4A(8A)因偏心轮7(13)的偏心，相对气缸14(17)的中心轴20变得倾斜。

对于活塞4(8)相对气缸14(17)摆动时的最大倾角进行说明。此处，活塞4(8)在气缸14(17)内摆动时，在令连杆4A(8A)的长度方向轴相对气缸中心轴20倾斜的最大角度，或者与气缸中心轴20成直角的虚拟平面相对安装在连杆上部一侧的活塞上表面倾斜的最大角度为倾角θ时，倾角θ如以下的式(10)所示，由连杆4A(8A)的长度(从偏心轮7(13)的中心到活塞主体5(11)的前端(上表面)的长度)l和偏心轮7(13)相对于电动机3的轴2的偏心轮量r来确定。

[数10]

$\mathrm{\θ}={\tan }^{-1}\left(\frac{r}{l}\right)\·\·\·\·\·\·\left(14\right)$

l：连杆长度

r：偏心轮量(＝冲程S/2)

此处，如上所述，因为S1＞S2，在令低压侧的偏心轮量为r1，高压侧的偏心轮量为r2时，r1＞r2，为了稳定具备低压侧压缩部和高压侧压缩部的压缩机的重心，低压侧的连杆长度l1和高压侧的连杆长度l2大致相等，因此r1/l1＞r2/l2的关系成立。从而，根据式(14)，在令低压侧的最大倾角为θ1，高压侧的最大倾角为θ2时，θ1＞θ2的关系成立。

根据以上所述，对于上述压缩机主体的重心平衡，考虑低压侧和高压侧的缸径D的差和连杆长度l的差，同时尽量减小倾角θ，并且使低压侧的最大倾角θ1不会比高压侧的最大倾角θ2小，通过以此方式来利用上述算式确定低压侧和高压侧的缸径D和冲程S(＝2×偏心轮量r)以及连杆长度l，不会发生因压缩空气的泄漏引起的性能降低，特别是能够防止高压侧的性能降低。另外，通过使压缩机主体的重心平衡均匀，能够在防止产品的重心平衡的恶化和冷却的偏倚的基础上获得高压的压缩空气。

此处，说明通过采用使高压侧活塞8相对高压侧气缸17的最大倾角θ2不会比低压侧的活塞4相对低压侧气缸14的最大倾角θ1大的设计而能够进一步获得的效果。

本实施例中，在低压侧的活塞4的活塞主体5，安装有对于与气缸14的间隙变化柔软并且跟随性(跟踪性)较高的唇形环6，不容易发生因压缩空气从在活塞4的摆动方向上产生的间隙泄漏而引起的性能降低。另一方面，在高压侧的活塞8的活塞主体11，安装有因为压力和温度较高而需要刚性的活塞环10。活塞环10与唇形环6相比对于间隙变化的跟随性较差，容易发生因压缩空气的泄漏引起的性能降低，因此高压侧需要考虑活塞8相对气缸17倾斜的角度，防止压缩空气的泄漏造成的影响。

在吸入和喷出步骤中，在连杆4A(8A)前往上止点和下止点的途中，连杆4A(8A)因偏心轮7(13)的偏心而相对气缸14(17)的中心轴20变得倾斜。此时，因为唇形环6(活塞环10)与气缸14(17)的接触面形状成为以摆动方向(图4的左右方向)为长轴的椭圆形(从气缸的中心轴上方看)，所以唇形环6(活塞环10)的摆动方向一侧6A(9A)与气缸14(17)之间容易产生间隙，特别是在前往上止点的压缩步骤中可能会由于压缩空气从该间隙泄漏而引起性能降低。

此处，本实施例中，如上所述，因为以使高压侧的最大倾角θ2不会比低压侧的最大倾角θ1大的方式设计，所以能够使高压侧的活塞8与气缸17之间产生的最大间隙T2不会比低压侧的活塞4和气缸14之间产生的最大间隙T1大。由此，特别是在高压侧压缩部能够防止发生压缩空气的泄漏引起的性能降低。

另外，本实施例中，因为在高压侧的活塞主体11安装有比唇形环刚性高的活塞环10，所以不容易发生因磨损引起的性能降低。

此外，本实施例中说明了在低压侧活塞主体5设置唇形环6的情况，但也可以代替唇形环与高压侧同样地设置活塞环。该情况下，低压侧压缩部对于间隙的跟随性降低，但是与高压侧压缩部相比压缩室内的压力较低，因此通过减小活塞环的厚度来提高跟随性等对策，使其能够采用。在低压侧的活塞主体5设置活塞环的情况下，对于低压侧压缩部也能够防止因活塞4的磨损引起的性能降低。

而且，虽然说明了在高压侧的活塞主体11使用唇形环9和活塞环10的实施方式，但在磨损引起的性能降低不成为问题的情况下，也可以与低压侧的活塞主体5同样，代替活塞环10仅在高压侧的向着压缩室的方向设置唇形环。此外，还可以采用同时使用唇形环9的结构。该情况下，能够实现高压侧的活塞8的进一步的轻量化、成本降低。

进而，压缩室的压力中，产生从(设活塞主体5(11)为上，连杆4A(8A)为下时的)活塞上表面向连杆中心轴方向作用的气体负载F及其横向成分f，当由于唇形环6(9)被向气缸14(17)按压而导致唇形环6(9)或者气缸14(17)表面的磨损恶化时，可能会引起性能降低。特别是，因为在高压侧压缩部气体负载F较大，所以在高压侧压缩部需要减少唇形环9、活塞环10、气缸17的表面的磨损，防止性能降低。

活塞4(8)相对气缸14(17)的倾角即倾角θ越大，气体负载F的横向成分f越大。本实施例中，如上所述，因为以使高压侧的最大倾角θ2不会比低压侧的最大倾角θ1大的方式设计，特别是在唇形环9、活塞环10、气缸17的表面磨损会成为问题的高压侧压缩部能够减少这些磨损，防止发生性能降低。

如上所述，本实施例中通过以上述尺寸关系构成低压侧的活塞4和高压侧的活塞8，以使倾角θ尽量小，并且使高压侧的最大倾角θ2不会比低压侧的最大倾角θ1大的方式，确定由上述式(1)至(14)决定的低压侧和高压侧的缸径D和冲程S(＝2×偏心轮量r)以及连杆长度l，由此，能够防止发生因压缩空气的泄漏引起的性能降低，特别是防止高压侧的性能降低。

以上说明的实施例均为实施本发明的具体化的一例，不会据此限定性地解释本发明的技术范围。即，本发明能够在不脱离其技术思想或者其主要特征的范围内以各种方式实施。

Claims (16)

1.一种往复式压缩机，其特征在于，包括：

低压侧压缩部，其具有低压侧活塞和低压侧气缸，通过所述低压侧活塞在所述低压侧气缸内边摆动边进行往复运动来压缩空气；

高压侧压缩部，其具有高压侧活塞和高压侧气缸，通过所述高压侧活塞在所述高压侧气缸内边摆动边进行往复运动来进一步压缩被低压侧压缩部压缩过的空气；和

对所述低压侧压缩部和所述高压侧压缩部进行驱动的电动机，其中

所述高压侧活塞摆动时的最大倾角不会比所述低压侧活塞摆动时的最大倾角大。

2.如权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述高压侧活塞摆动时在所述高压侧活塞与所述高压侧气缸之间产生的最大间隙，不会比所述低压侧活塞摆动时在所述低压侧活塞与所述低压侧气缸之间产生的最大间隙大。

3.如权利要求1或2所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述低压侧活塞和所述高压侧活塞分别具备：与所述电动机的旋转轴连结，进行旋转运动的偏心轮；在气缸内压缩空气的活塞主体；和连接所述偏心轮与所述活塞主体的连杆，其中，所述活塞主体固定在所述连杆上。

4.如权利要求3所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述活塞主体伴随所述偏心轮的旋转运动进行摆动运动。

5.如权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述高压侧活塞的缸径不会比所述低压侧活塞的缸径大。

6.如权利要求3所述的往复式压缩机，其特征在于：

从所述偏心轮的中心到所述低压侧活塞的前端的长度，与从所述偏心轮的中心到所述高压侧活塞的前端的长度大致相等。

7.如权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于：

在所述低压侧活塞的所述活塞主体设置有唇形环，在所述高压侧活塞的所述活塞主体设置有活塞环。

8.如权利要求1所述的往复式压缩机，其特征在于：

在所述低压侧活塞的所述活塞主体设置有活塞环，在所述高压侧活塞的所述活塞主体设置有活塞环。

9.一种往复式压缩机，其特征在于，包括：

具有旋转轴的电动机；

具备低压侧气缸和低压侧活塞，对空气进行压缩的低压侧压缩部；和

具备高压侧气缸和高压侧活塞，对被低压侧压缩部压缩过的空气进一步压缩的高压侧压缩部，其中

所述低压侧活塞和所述高压侧活塞分别具备：伴随所述电动机的旋转轴的旋转进行偏心轮运动的偏心轮；从所述偏心轮延伸的连杆；和设置在所述连杆的前端的活塞主体，

在令所述低压侧活塞的所述偏心轮相对于所述电动机的旋转轴的偏心量为r1，所述高压侧活塞的所述偏心轮相对于所述电动机的旋转轴的偏心量为r2时，以r1＞r2的方式形成所述低压侧活塞和所述高压侧活塞。

10.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述高压侧活塞摆动时在所述高压侧活塞与所述高压侧气缸之间产生的最大间隙，小于所述低压侧活塞摆动时在所述低压侧活塞与所述低压侧气缸之间产生的最大间隙。

11.如权利要求9或10所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述低压侧活塞和所述高压侧活塞，分别将所述活塞主体固定在所述连杆上。

12.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

伴随所述连结部的偏心运动，所述活塞主体在所述高压侧气缸和所述低压侧气缸内边摆动边进行往复运动。

13.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

所述高压侧活塞的缸径比所述低压侧活塞的缸径小。

14.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

在令所述低压侧活塞的所述偏心轮的中心到所述低压侧活塞的活塞主体的前端的长度为l1，所述高压侧活塞的所述偏心轮的中心到所述高压侧活塞的活塞主体的前端的长度为l2时，以r1/l1＞r2/l2的方式形成所述低压侧活塞和所述高压侧活塞。

15.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

在所述低压侧活塞的所述活塞主体安装有唇形环，在所述高压侧活塞的所述活塞主体安装有活塞环。

16.如权利要求9所述的往复式压缩机，其特征在于：

在所述低压侧活塞的所述活塞主体安装有活塞环，在所述高压侧活塞的所述活塞主体安装有活塞环。

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