МНОГОСТУПЕНЧАТЫЙ ПОРШНЕВОЙ КОМПРЕССОР ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ

Полезная модель относится к машиностроению и может быть использована в многоступенчатых поршневых компрессорах высокого давления, особенно для сжатия взрывоопасных, токсичных и агрессивных газов.
Наиболее близким по совокупности существенных признаков к полезной модели является многоступенчатый поршневой компрессор высокого давления, содержащий корпус, на котором расположен, по меньшей мере, один рабочий цилиндр с поршнем, установленным в полости цилиндра с образованием надпоршневой камеры низкого давления и подпоршневой кольцевой камеры высокого давления и соединенным с кривошипно-шатунным механизмом, размещенным в полости корпуса, которая через впускной клапан, установленный на цилиндре, соединена с надпоршневой камерой низкого давления (журнал «АГЗК+АТ», №2 (14), 2004 г., с.46).
Недостатком известной полезной модели является уменьшение объемной производительности компрессора при изменении давления на входе в компрессор, что объясняется неизменностью (постоянством) объемов верхнего и нижнего «мертвых» пространств надпоршневой и подпоршневой кольцевой камер рабочего цилиндра. Кроме этого, недостатком известного компрессора является его небезопасность при работе с взрывоопасными, токсичными и агрессивными газами.
Задачей настоящей полезной модели является создание многоступенчатого поршневого компрессора высокого давления, который позволит надежно и оптимально регулировать объемную производительность в зависимости от изменения входного давления, а также обеспечить безопасность работы с взрывоопасными, токсичными и агрессивными газами.
Техническим результатом настоящей полезной модели является возникновение упругой деформации корпуса компрессора и шатуна при увеличении входного давления, что позволяет увеличить верхнее «мертвое» пространство надпоршневой камеры низкого давления и уменьшить нижнее «мертвое» пространство подпоршневой камеры высокого давления, т.е. снизить объемную производительность ступени низкого давления и увеличить объемную производительность ступени высокого давления. Кроме этого, упругая деформация корпуса и шатуна, возникающая при увеличении давления на входе в компрессор, обеспечивает безопасную работу с взрывоопасными, токсичными и агрессивными газами при нештатном увеличении давления.
Указанный технический результат достигается тем, что в многоступенчатом поршневом компрессоре высокого давления, содержащем корпус, на котором расположен, по меньшей мере, один рабочий цилиндр с поршнем, установленным в полости цилиндра с образованием надпоршневой камеры низкого давления и подпоршневой кольцевой камеры высокого давления и соединенным с кривошипно-шатунным механизмом, размещенным в полости корпуса, которая через впускной клапан, установленный на цилиндре, соединена с надпоршневой камерой низкого давления,
отношение внутреннего диаметра корпуса к толщине его стенки выбрано в пределах от 42 до 47, при этом отношение диаметра надпоршневой камеры к длине шатуна составляет величину от 0,26 до 0,32, а отношение длины шатуна к радиусу кривошипа находится в пределах от 14 до 18.
Сущность полезной модели поясняется чертежами, где на фиг.1 изображен общий вид многоступенчатого поршневого компрессора высокого давления (поперечное сечение), а на фиг.2 представлена схема изменения объемов верхнего и нижнего «мертвых» пространств надпоршневой и подпоршневой кольцевой камер, вызванного увеличением входного давления. Фиг.3 - пример конкретного исполнения пятилучевого многоступенчатого компрессора по техническому заданию заказчика.
Компрессор содержит корпус 1, внутри которого размещен кривошипно-шатунный механизм, состоящий из кривошипа (не показан) с осями 2, 3 и шатуна 4 с осями 3 и 5. На корпусе 1 установлены рабочие цилиндры, например, шесть (на чертеже показан один цилиндр). Рабочий цилиндр состоит из гильзы 6, в полости которой расположен поршень 7, соединенный осью 5 с шатуном 4, который осью 3 соединен с кривошипом, установленным с возможностью вращения относительно оси 2. Поршень 7 установлен в полости гильзы 6 с образованием надпоршневой камеры 8 низкого давления (ступень низкого давления компрессора) и подпоршневой кольцевой камеры 9 высокого давления (ступень высокого давления компрессора). На гильзе 6 установлены впускные обратные клапаны 10, 11 и выпускные обратные клапаны 12, 13. На корпусе 1 расположен входной патрубок 14. Выходной патрубок 15 установлен на клапане 13. Полость корпуса 1 соединена через теплообменник (на чертеже не показан) и впускной клапан 10 с камерой 8 низкого давления, которая через выпускной клапан 12, теплообменник (на чертеже не показан) и впускной клапан 11 соединена с камерой 9 высокого 9 давления, которая через выпускной клапан 13 соединена с выпускным патрубком 15. Отношение внутреннего диаметра D корпуса 1 к толщине S его стенки находится в пределах от 42 до 47, при этом отношение диаметра d надпоршневой камеры 8 к длине L шатуна 4 составляет величину от 0,26 до 0,32, а отношение длины L шатуна 4 к радиусу R кривошипа выбрано в пределах от 14 до 18.
Например, заданы по ТЗ: №42-ТУ -0739-2001, исходные данные к расчету компрессора:
нач
Давление начальное: от газовых магистралей среднего давления, Р от 0,3 до 1,0 МПа, если сжимать газ от меньшего начального давления бытовых магистралей, то во-первых неоправданно возрастут затраты энергии на компримирование, и во-вторых бытовые магистрали будут перегружены (потребитель бытового газа будет ощущать перебои в газоснабжении). Сжимать газ от магистралей высокого давления, свыше 1,0 МПа, нецелесообразно, по причине отсутствия в городе этих магистралей, но где есть основной потребитель газа. А также потому, что транспортные магистрали высокого давления предназначены только для транзита газа на большие расстояния.
кон
Давление конечное Р=250 ати, если сжимать газ до меньшего конечного давления, то неоправданно снизится свободный пробег заправляемого компрессором транспортного средства. Если сжимать газ до большего давления, то, во-первых, из-за свойств Метана, неоправданно повысятся энергозатраты на сжатие, во-вторых, неоправданно возрастет масса заправляемого баллона транспортного средства, за счет роста толщины стенки его баллона.
3
3
3
3
CH4
Также задана производительность Q от 300 до 800 нм/час, или секундная v от 0,083 до 0,22 нм/сек; рабочее тело сухой природный газ, Метан, R*=52,9 кг·м/к·°; Следует отметить, что, по энергетической ценности, один кубический метр Метана замещает 780 грамм бензина, поэтому, если заправлять транспортное средство с меньшей производительностью, то заправка будет довольно долгой, и будут очереди. Заправка с производительностью большей 800 нм/час, может вызвать перегрев баллона и аварию транспортного средства. Задана среднесуточная температура газа в магистральных сетях среднего давления 1ω=20°С; Этот показатель в сетях стабилен, и колеблется от сезона в пределах ±2,5%. Известен показатель политропы Метана k*=1,31, и удельный вес ρ*=0,717 кг/м, при начальных условиях. Средняя скорость поршня, м/сек, определяющая стойкость поршневых колец, (не показаны) должна быть снижена, и лежать в пределах от 1,2 до 1,8 м/сек. Желательно, чтобы компрессор мог работать без фундамента.
Расчет произведем по методике Приложения 1 (см. Б.С.Фотин, И.Б.Пирумов, И.К.Прилуцкий, П.И.Пластилин «Поршневые компрессоры» Приложение 1, с.347, Л., «Машиностроение», 1987 г.):
1.Компрессор работает по четырехзвенному циклу всасывания (Вс.), расширения, сжатия, нагнетания (Нг.).
2. Выбираем бесфундаментную пятилучевую схему компрессора.
Принимаем пятилучевую компоновку цилиндров равнораспределенную по окружности корпуса, (авиационная схема).
3. Выбираем поршни двойного действия, каждый из которых описывает, по крайней мере, две камеры в цилиндре. Определяем необходимое число ступеней сжатия в компрессоре, задавшись отношением давлений в одной ступени в пределах от 2 до 4. Если выбрать отношение давлений ниже 2, то число ступеней будет неоправданно большим, что снизит КПД компрессора, если выбрать отношение давлений выше 4, есть риск превышения конечной температуры выше температуры вспышки взрывоопасного Метана. Общее заданное отношение давлений в компрессоре равно:
о1
о2
В первом случае отношение Π=250/3=83,3, во втором случае Π=250/10=25.
i
Примем первоначальное отношение давлений в одной ступени Π=3.
Тогда число ступеней определится по формуле:
1
2
В первом случае Z=4,4/1,1=4; во втором случае Z=3,22/1,1=2,95. Ближайшее целое значение числа ступеней Z=4.
Определим распределение давлений по ступеням:
В первом случае , во втором случае .
Определим секундные объемы, описываемые поршнями 1, 2, 3, и 4 ступени. Причем примем, что пять надпоршневых камер цилиндров будут работать параллельно и обеспечивать суммарную секундную производительность компрессора. Три подпоршневых камеры второй ступени также будут работать параллельно, и будут обеспечивать суммарное сжатие газа во второй ступени, примерно в три раза повышая давление, полученное из первой ступени. В качестве третьей ступени будет работать одна подпоршневая камера четвертого цилиндра. И в качестве четвертой ступени будет также работать одна подпоршневая камера пятого цилиндра из пяти.
Составляющая коэффициента производительности i - той ступени будет найдена по формуле:
0i
i
pi
где λ - объемный коэффициент; α - относительная величина мертвого пространства; n - показатель политропы расширения.
i
i
Значения α обычно находятся в интервале от 0,05 до 0,08, принимаем α=0,05. Относительное мертвое пространство i - той ступени:
2
3
4
Отсюда: α=0,05+0,01(2-1)=0,06; α=0,05+0,01(3-1)=0,07; α=0,05+0,01(4-1)=0,08.
Показатель политропы расширения находится из формулы:
ci
Здесь n - показатель политропы сжатия, который для цилиндров с рубашками охлаждения, (на рисунках не показаны) находятся по формуле:
c1
n, в свою очередь, находится из формулы:
где α - коэффициент, значения которого изменяются от 0,92 до 1, причем меньшее значение коэффициента а следует выбирать для компрессоров небольшой производительности, и отношений давления близких к трем. То есть в нашем случае, α=0,92.
c1
c2
c3
c4
Тогда n=0,92·1,31=1,21, (8); n=1,21+0,015(2-1)=1,225; n=1,21+0,015(3-1)=1,24; n=1,21+0,015(4-1)=1,255; (7),
p2
p3
p4
n=0,92·1,225=1,127; n=0,92·1,24=1,141; n=0,92·1,255=1,155; (6).
Далее находим ряд значений коэффициента
производительности ступеней для 1, 2, 3, 4 ступеней для первого и второго случая подачи газа:
первого случая давления подачи, 0,3 МПа:
01
1/1,31
λ'=1-0,05·(3,02-1)=1-0,05·(2,316-1)=0,932;
02
1/1,127
λ'=1-0,05·(3,02-1)=1-0,05·(2,665-1)=0,917;
03
1/1,141
λ'=1-0,05·(3,02-1)=1-0,05·(2,633-1)=0,918;
04
1/1,155
λ'=1-0,05·(3,02-1)=1-0,05·(2,6-1)=0,92.
второго случая давления подачи, 1,0 МПа:
01
1/1,31
λ”=1-0,05·(2,2-1)=1-0,05·(1,825-1)=0,959;
02
1/1,127
λ”=1-0,05·(2,2-1)=1-0,05·(2,013-1)=0,949;
03
1/1,141
λ”=1-0,05·(2,2-1)=1-0,05·(1,995-1)=0,95;
04
1/1,155
λ”=1-0,05·(2,2-1)=1-0,05·(1,979-1)=0,95;
Коэффициент давления учитывает влияние газодинамических сопротивлений линии всасывания на производительность ступени.
Для нашего случая с самодействующими клапанами он находится по формуле:
i
1i
11
1i
11
11
11
12
13
14
i-1
2
3
где n≈1,3 - показатель политропы в начале процесса сжатия; æ - среднее значение относительной потери давления при всасывании в соответствующую ступень. Согласно рекомендациям (см. К.И.Страхович, М.И.Френкель и др. «Компрессорные машины», ГИТЛ, М., 1961 г., Раздел 2 «Поршневые компрессоры»), æ находится в пределах от 0,03 до 0,07, а æ=æ·(0,8). Причем меньшие значения æ следует выбирать для компрессоров, имеющих меньшую среднюю скорость поршня. С учетом вышесказанного выбираем: æ=0,03, тогда æ=0,8·0,03=0,024; æ=0,8·0,03=0,019; æ=0,8·0,03=0,015;
Отсюда вычислим ряд значений коэффициента потерь давления для 1, 2, 3, 4 ступеней для первого и второго случая подачи газа:
первого случая давления подачи, 0,3 МПа:
д1
λ'=1-0,05·(1+0,030)/(1,3·0,932)=0,783;
д2
λ'=1-0,05·(1+0,024)/(1,3·0,917)=0,796;
д3
λ'=1-0,05·(1+0,019)/(1,3·0,918)=0,788;
д4
λ'=1-0,05·(1+0,015)/(1,3·0,920)=0,794.
второго случая давления подачи, 1,0 МПа:
д1
λ”=1-0,05·(1+0,030)/(1,3·0,959)=0,761;
д2
λ”=1-0,05·(1+0,024)/(1,3·0,949)=0,769;
д3
λ”=1-0,05·(1+0,019)/(1,3·0,950)=0,769;
д4
λ”=1-0,05·(1+0,015)/(1,3·0,950)=0,769.
Для определения коэффициента подогрева используем формулу:
1
2
3
4
По рекомендациям (см. К.И.Страхович, М.И.Френкель и др. «Компрессорные машины», ГИТЛ, М., 1961 г., Раздел 2 «Поршневые компрессоры») принимаем c=0,01; c=0,02; c=0,04; c=0,08, откуда (10) ряд значений коэффициента подогрева, для 1, 2, 3, 4 ступеней для первого и второго случая подачи газа:
первого случая давления подачи, 0,3 МПа:
τ1
λ'=0,985-0,01·(3,02-1)=0,965;
τ2
λ'=0,985-0,02·(3,02-1)=0,945;
τ3
λ'=0,985-0,04·(3,02-1)=0,904;
τ4
λ'=0,985-0,08·(3,02-1)=0,823.
второго случая давления подачи, 1,0 МПа:
τ1
λ”=0,985-0,01·(2,2-1)=0,973;
τ2
λ”=0,985-0,02·(2,2-1)=0,961;
τ3
λ”=0,985-0,04·(2,2-1)=0,937;
τ4
λ”=0,985-0,08·(2,2-1)=0,889.
i
В ступенях с поршнем двойного действия относительные перетечки изменяются от 0,03 до 0,05, для нашего случая принимаем их равными для всех ступеней ν*=0,04.
Теперь, имея все составляющие коэффициентов производительности, определим значения самих коэффициентов:
Откуда, из (11), ряд значений коэффициентов производительности, для 1, 2, 3, 4 ступеней для первого и второго случая подачи газа:
первого случая давления подачи, 0,3 МПа:
1
λ'=0,932·0,783·0,965-0,04-0,015·3=0,61
2
λ'=0,917·0,796·0,945-0,04-0,015·2=0,62
3
λ'=0,918·0,788·0,904-0,04-0,015=0,6
4
λ'=0,92·0,794·0,823-0,04=0,561
второго случая давления подачи, 1,0 МПа:
1
λ”=0,959·0,796·0,973-0,04-0,015·-3=0,658
2
λ”=0,949·0,769·0,961-0,04-0,015·-2=0,631
3
λ”=0,95·0,769·0,937-0,04-0,015=0,63
4
λ”=0,95·0,769·0,889-0,04=0,61
3
Определим плотность Метана, кг/м перед первым патрубком первой ступени для первого и второго случая подачи газа:
Расчетная массовая производительность компрессора m', кг/сек, определяется по формуле:
Для первого случая подачи:
1
m'=1,94·0,083=0,16
Для второго случая подачи:
2
m'=0,1·6,24·0,22=0,14
3
Определим максимальный объем, м/с, описываемый пятью поршнями первой ступени:
Πi
2
Определим активную площадь поршня F, м, с номером i по формуле:
hi
Π
Π
3
Где ν - секундный объем, описываемый поршнем этой ступени, м/с; c - средняя скорость поршня, м/с. Средняя скорость поршня выбрана из ТЗ, и c =1,47 м/с.
2
Активная площадь пяти поршней первой ступени, м будет равна, по (15):
Π1
F=2-0,135/1,47=0,18, активная площадь одного поршня первой ступени будет равна 0,18/5=0,037, тогда предварительный диаметр цилиндра i - той ступени
Выбираем из стандартного ряда колец, кольцо 76 мм.
1
1
Ход поршня (обычно выбирается в пределах от 0,28 до 0,42 D) выберем S=0,37 D≈28 мм., тогда кривошип будет иметь величину
R=14 мм.
Аналогично находим объемы и размеры трех кольцевых камер второй ступени, равные (76-65) мм., размеры одной кольцевой камеры третьей ступени, равные (76-70) мм., размеры кольцевой камеры четвертой ступени, равные (76-75) мм.
Составим таблицу 1, в которой установим карту внешнего отношения давлений в 4-х ступенях компрессора в зависимости от давления подачи, МПа, используя значения из (11):
где:
j
Π - внешнее отношение давлений каждой i - той ступени,
К
Р - конечное давление нагнетания, МПа, (25МПа),
Π
Р - начальное давление, 0,3…1,0 МПа.
Таблица 1
№ ступени
Начальное давление 0,3 МПа, Πi=3,02
Начальное давление 1,0 МПа, Πi=2,2
Bс.
Нг.
Bс.
Нг.
1
1,94
4,6
6,24
10,4
2
4,6
8,6
10,4
14,4
3
8,6
15,6
14,4
20
4
15,6
26,4
20
26,8
Распределение давлений подтверждено при испытаниях компрессора.
Исходя из условий предварительных вычислений, рассчитаем мощность компрессора:
1.1 Адиабатическая работа:
1.2. Мощность адиабатическая
1.3. Мощность установочная
-1
Выбран двигатель N=75 кВт, с числом оборотов 3000 об/мин(50 с).
2. Динамический расчет вала по методу Кинасашвили-Кантаровича.
2.1. Расчет критической скорости кривошипа вала:
Пусковой момент электромотора:
-1
Где N - полученная мощность двигателя, 75 кВт, n - число оборотов двигателя, 3000 об/мин(50 с).
пp
p
5
2
4
При помощи геометрических построений, и полученного максимального диаметра цилиндров получаем минимально возможную консоль вала: L=18 см, задавшись материалом вала, 40Х, получаем модуль Юнга материала G=8,24·10 кг/см, полярный момент инерции вала указанного двигателя I=294 см, Примем условие вписывания кривошипа R=14 мм в полярный момент инерции, для максимально допустимого радиуса и диаметра вала. Минимальный диаметр вала на консоли, путем масштабных построений, получится равным 55 мм.
2.2. Угол закрутки
2.3. Жесткость:
2.4. Критическая скорость:
2.5. Критическая скорость в оборотах
p
-1
Рабочая скорость с учетом скольжения: n=2970 мин.
2.6. Откуда коэффициент запаса динамической прочности:
По методике рекомендуется:
Вывод: Т.о. необходимость в демпфирующем поглотителе отпадает, достаточно упругости звеньев.
3. Из рекомендаций (см. К.И.Страхович, М.И.Френкель и др. «Компрессорные машины», ГИТЛ, М., 1961 г., Раздел 2 «Поршневые компрессоры») отношение длины шатунов к радиусу кривошипа R, определяющее боковые нагрузки на гильзу цилиндров, должно находиться в пределах от 12 до 20. Из соображений запаса динамической прочности вала заузим интервал значений от 14 до 18. Если указанное соотношение будет меньше 14, или указанное соотношение превысит величину 18, коэффициент запаса динамической прочности может приблизиться к единице, и имеется риск резонанса и разрушения вала компрессора.
Рассчитаем длины шатунов, мм., фиг.3, главного шатуна L, и четырех вспомогательных 1, исходя из отношения по п.п.2.6, получим:
При полученном диаметре надпоршневой камеры равной 76 мм., и длинах шатунов 292,5 мм., и 273,5 мм., получаем отношение диаметра надпоршневой камеры к длине шатуна в интервале от 0,26 до 0,32, причем, если соотношение будет меньше 0,26, или превысит значение 0,32, имеется риск возникновения резонанса, и разрушения компрессора.
При условии вписывания размеров кривошипно-шатунного механизма в указанный безрезонансный интервал, и отсутствии необходимости в демпфирующем поглотителе, который снижает КПД, допустимо установить главный, и вспомогательные шатуны на подшипники качения, закрепленные на кривошипе. Исходя из стандартного расчета по динамическим нагрузкам и долговечности, (в данном расчете не показан) выбираем подшипники, главного шатуна - №92311, и вспомогательных шатунов - №42206 ГОСТ 8328-75. После чего, путем построений, легко находим радиус установки вспомогательных шатунов, r, равный 98 мм. Прорисовка кинематики кривошипно-шатунного механизма в масштабе, дает внутренний диаметр корпуса от 500 до 505 мм. В качестве основы стального корпуса выбираем ближайшую трубу, выпускаемую промышленно, с внутренним диаметром D равным 503 мм. Исходя из заданного максимального давления подачи равного 1,0 МПа, и учитывая минимально допустимый для данных объектов запас прочности, получаем трубу с толщиной стенки от 11,3 до 12,6 мм. Учитывая прочность и толщину фланцев для крепления цилиндров, получаем интервал соотношения внутреннего диаметра корпуса D к толщине его стенки S в пределах от 42 до 47.
При величине меньшей 42, будет снижен запас динамической прочности корпуса, что может привести к его разрушению при работе под избыточным давлением 1,0 МПа. При величине большей 47, корпус будет неоправданно тяжелым, ухудшится теплоотвод, а излишняя жесткость корпуса не даст проявиться техническому результату настоящей полезной модели вследствие возникновения упругой деформации корпуса 1.
4. Тогда для многоступенчатого компрессора отношение внутреннего диаметра корпуса к толщине его стенки выбрано в пределах от 42 до 47, при этом отношение диаметра надпоршневой камеры к длине шатуна составляет величину от 0,26 до 0,32, а отношение длины шатуна к радиусу кривошипа находится в пределах от 14 до 18.
Таким образом, по одной формуле предполагаемой полезной модели построены, по крайней мере, два компрессора (см. фиг.1 и фиг.3).
Компрессор работает следующим образом.
Вращение электродвигателем оси 2 кривошипа вокруг оси 3 преобразуется шатуном 4 в возвратно-поступательные движения поршня 7. При движении поршня 7 вверх уменьшается объем надпоршневой камеры 8, при этом поршень 7 не доходит на величину А1 до верхнего торца камеры 8, образуя тем самым верхнее «мертвое» пространство. При движении поршня 7 вниз уменьшается объем камеры 9, при этом поршень 7 не доходит на величину А2 до нижнего торца камеры 9, образуя тем самым нижнее «мертвое» пространство. Увеличение объема камеры 8 (при движении поршня 7 вниз) заставляет газ из входного патрубка 14 через полость корпуса 1 и впускной клапан 10 поступать в камеру 8. При движении поршня 7 вверх объем камеры 8 уменьшается, впускной клапан 10 закрывается. Газ, заключенный в камере 8, сжимается и после открытия выпускного клапана 12 поступает в теплообменник (на чертеже не показан) и далее во входной клапан 11 камеры 9. Дальнейшее сжатие газа в камере 9 происходит аналогично сжатию в камере 8. После сжатия газ поступает через выпускной клапан 13 в выходной патрубок 15 к потребителю. Когда поршень 7 перемещается из крайнего нижнего положения (НМТ) в крайнее верхнее положение (ВМТ), он проходит расстояние Н (ход поршня). В крайних положениях поршня 7 до торцов камер 8, 9 остаются зазоры A1, A2, образующие верхнее и нижнее «мертвые» пространства. Газ, остающийся в «мертвых» пространствах, расширяясь при всасывании, уменьшает каждую всасываемую порцию поступающего газа. Поэтому увеличение «мертвого» объема приводит к снижению производительность ступени компрессора. При увеличении давления во входном патрубке 14, объем сжимаемого газа уменьшается, т.к. он становится более плотным. Давление в полости корпуса 1 также увеличивается, однако вследствие выбранного определенного соотношения внутреннего диаметра корпуса и толщины его стенки это увеличение приведет только к упругой деформации корпуса 1 и соответствующему увеличению его диаметра. Это вызывает удаление гильзы 6 от оси 2, т.е. к удалению от оси 2 верхнего торца надпоршневой камеры 8 (увеличению «мертвого» пространства камеры 8) и соответственно к удалению от оси 2 нижнего торца подпоршневой камеры 9 (уменьшению «мертвого» пространства камеры 9). Кроме этого, увеличение входного давления приведет к увеличению нагрузок на шатун 4, однако вследствие выбранного соотношения размеров надпоршневой камеры 8, кривошипа и шатуна 4 это увеличение вызовет упругую деформацию шатуна 4 и уменьшение его длины, из-за чего поршень 7 приблизится к оси 2 (уменьшится расстояние от поршня 7 до оси 2). Это приведет к уменьшению нижнего «мертвого» пространства камеры 9 и увеличению верхнего «мертвого» пространства камеры 8. Таким образом, выбранные соотношения размеров кривошипа, шатуна 4, надпоршневой полости 8 и корпуса 1 позволят при увеличении входного давления снизить объемную производительность ступени низкого давления и увеличить объемную производительность ступени высокого давления, а также повысить безопасность работы компрессора высокого давления при сжатии взрывоопасных, токсичных и агрессивных газов.