DE2600394A1

DE2600394A1 - Kompressor, z.b. fuer ein kuehlaggregat

Info

Publication number: DE2600394A1
Application number: DE19762600394
Authority: DE
Inventors: Harlan V White
Original assignee: Mechanical Technology Inc
Current assignee: Soluna Holdings Inc
Priority date: 1976-01-07
Filing date: 1976-01-07
Publication date: 1977-07-14

Description

Kompressor, z.B. für ein Kühlaggregat
Kompressoren, beispielsweise für Kühlaggregate oder Klimaanlagen und dgl. werden üblicherweise von Elektromotoren getrieben, die einen umlaufenden Anker haben. Es wäre aus naheliegenden Gründen zweckmäBig, linear oszillierende "Motoren" für den Antrieb solcher Kompressoren verwenden zu können. Indessen bestand bislang eine Reihe von Hindernissen, sogenannte Linearmotoren mit nach dem Resonanzprinzip abeitenden Kompressoren zusammenzurassen, weil beispielsweise an die Stabilität der Stromversorgung, insbesondere hinsichtlich Frequenz und Spannung erhebliche Anforderungen zu stellen sind. Außerdem ist bei bekannten Versuchen in dieser Richtung gefunden worden, daß die verwendeten Kompressoren gegen eine möglichst gleichbleibende Belastung arbeiten müssen. änderungen der genannten Parameter führen zu zu großen Hüben mit nachfolgendem Außertrittfallen. Versuche dahin, das Auftreten eines solchen Überhubes des Kompressors durch Regelungen oder Steuerungen zu vermeiden, haben das Problem nicht lösen können. Es ist auch versucht worden« Federn dazu zu verwenden, die Steifigkeit des schwingenden Systems im Bereich der Hubenden zu vergrößern; die Ergebnisse entsprachen aber schon deshalb nicht den Erwartungen, weil ein solches Vorgehen wohl teilweise die Auswirkungen eines Überhubes beseitigen konnte, die Ursachen aber nicht zu korrigieren vermochte.
Es ist Aufgabe der Erfindung einen Kompressor mit linear schwingendem System zu finden, der bei Antrieb durch einen Linearmotor mit oszillierendem Anker ähnlich problemfrei arbeitet wie dies bei beispielsweise den mit drehenden Teilen arbeitenden Kompressoren von Kühlaggregaten und dgl. der Fall ist. Insbesondere soll die den genannten Kompressoren mit linear schwingenden Teilen eigene Uberschwingverhalten generell vermsden werden. Dabei sollte der zu schaffende Kompressor über einem möglichst großen Belastungsbereich einsetzbar sein und möglichst unempfindlich gegen die weiter oben abgehandelten Variationen der üblichen Parameter sein.
Nach der Erfindung findet ein Kompressor Anwendung welcher ein vom Anker eines Elektro-Linearmotors angetriebenes Verdrängerelement aufweist, welches linear hin-und herbewegt wird. Der Anker des Motors und das Verdrängerglied wirken mit Federn zusammen, um ein mechanisches Resonanzsystem zu bilden. Dabei können Gasfedern Anwendung finden. Es sind technische Mittel vorgesehen, die bei sich aufbauendem Überhub die Resonanzfrequenz dieses Systems z.B. dadurch erhöhen, daß die Steifigkeit der Federn erhöht wird, um so einem weiteren Auftreten von Überhüben entgegenzuwirken.
Die Erfindung ist im einzelnen in den Ansprüchen beschrieben, auf welche zur Vermeidung von Wiederholungen verwiesen wird.
Im folgenden wird die Erfindung unter Hinweis auf die Zeichnung erläutert. En der Zeichnung zeigt: Fig. 1 im Längsschnitt einen Resonanzkolbenkompressor mit Linearmotor nach der Erfindung; Figuren 2s 3 und 4 die Stellung eines der beiden Kolben in verschiedenen Betriebszuständen; Fig. 5 eine Abwicklung eines der beiden Kolben; Fig. 6 einen vergrößerten Schnitt der Ventilplatte und des Zylinderkopfanschlusses auf einer Seite des Aggregates; Figuren 7-12 grafische Darstellungen, auf welche im Text weiter unten eingegangen wird; und die Figuren 13 und 14 die beiden verschiedenen Durchführungen in einem Kolben, die auch in Fig. 5 gezeigt sind.
Das in Fig, 1 gezeigte Aggregat weist zachst zwei entgegengesetzt gerichtete Kolben 11 und 12 auf, deren Kolbenflächen zweigeteilt sind: Jeder der beiden Kolben weist eine Kolbanfläche 36 auf, welche den eigentlichen Kompressorkolben dargestellt, und eine gegen einen Gasdruck arbeitende Kolbenfläche 78, die Fig 1 nur beim linken Kolben zeigt. Die Kolbenfläche 38 umgibt die Kolbenfläche 36 nach Art einer Ringkolbenfläche. Die die Arbeitskolben bildenden Abschnitte der beiden Gesamtkolben 11 und 12 sind in entsprechenden Arbeitszylindern 14 und 15 angeordnet und die Gasfeder-Kolbenflächen 38 sind in entsprechenden Zylindern 33 von Ringform angeordnet. Die Kolben 11 und 12 werden durch einen im ganzen mit 17 bezeichneten Linearmotor hin und her angetrieben.
Der hier beschriebene Linearmotor gehört übrigens nicht zum Stand der Technik.
Der Motor 17 weist zunächst einen Ständer 19 mit Wicklungen 21, 22 und 23 auf; der damit zusammenwirkende Anker 25 ist innerhalb des Ständers angeordnet. Die Spulen 21 und 23 werden an eine geeignete Wechselstromversorgung angeschlossen und die Spule 22 an eie Gleichstromquelle.
Wenn die Spulen erregt werden dann bewIrken sie eine axiale Schwingbewegung des Ankers 25 synchron mit der Frequenz des eingespeisten Wechselstromes. In den Polen des Ankers 25 sind kurzgesehlossene Spulen 77 angeordnet.
In Fig. 2 ist einer der beiden Kolben, nämlich der in Fig. 1 linke, in seiner Mittelstellung dargestellt, die zwischen den beiden in den Figuren 3 und 4 dargestellten äußersten Endsbellwngen liegt. Der Kolben 11 weist - wie schon beschrieben - eine Arbeitskolbenfläche 36 und eine mit einer Gasfeder zusammenwirkende Zylinderfläche 38 auf, welche beide Kolbenflächen durch einen Kolbenabschnitt 39 von ringförmiger Gestalt miteinander verbunden sind.
Der die Arbeitsfläche 35 tragende ei7 des Kolbens 11 ist im Arbeitszylinder 14 verschiebbar gelagert, der seinerseits von der zylindrischen Wandung 41 und einer Ventilplatte 33 gebildet wird. Ein Kolbenring 42 sorgt für einwandfreie Abdichtung. Der Zylinder 33, der das Gaskissen mit bildet, weist zwei Kammern auf: Die erste Kammer 44 wird von einem L-förmigena rlngförmigen Rücksprung 46 in der Zylinderwandung 41 und der Zylinderwandung des Gaszylinders 48 gebildet., wnd eine zweite Kammer 49 wird von der inneren Wand 51 des FederiDlbens 38 und der Aussenwand 52 des Arbeitskolbens 36 gebildet. Der mit einer Gasfeder belastete Kolben 38 führt eine Hin- und Herbewegung in der ersten Kammer 44 aus und das Bauteil 41 der Zylinderrand führt eine ebensolche Relativbewegung hinsichtlich der zweiten Kammer 49 aus. Man erkennt, daß die zweite Kammer 49 sich bewegt, während das zur Zylinderwand gehörende Bauelement 48, welches hier als Kolben wirkt, feststehend ausgebildet ist.
In Anwendung der Erfindung sind Mittel vorgesehen, um die Steifigkeit der Gasfeder selektiv so einzustellen, daß die Eigenfrequenz des Systems bei zu großem Hub ansteigt und so einen Betrieb mit zu großem Hub praktisch sofort wieder zurückregelt. Hierbei werden mechanische und elektrische Phasenverhältnisse ausgenützt, was weiter unten im einzelnen erörtert werden wird. Bei dem so weit beschriebenen Aggregat weist jeder der beiden Kolben 11 und 12 eine Vielzahl von auf einem Umfang mit Abstand angeordnete Öffnungen 54 und 55 auf, die am Grund der Kammer 49 angeordnet sind. In der Mittelstellung (zwischen den beiden Extremstellungen) eines Kolbens 11 sind die beiden Gasfeder-Zylinder 44 und 49 mit dem Innenraum 57 zwischen den beiden Zylindern 11 und 12 verbunden. Zu diesem Zweck sind zwei verschiedene Arten von Öffnungen 54 und 55 vorgesehen: Die erste Art von Öffnungen, nämlich die Öffnungen 54, verlaufen vom Grund des Gaszylinderraumes 49 durch die Kolbenwand hindurch zu einer Umfangsnut 59 in der Wand des Zylinders 48. Der zweite Satz von Öffnungen - mit dem Bezugszeichen 55 - ist mehr nach innen in das Aggregat hinein versetzt und führt vom Innenraum 57 zwischen den Kolben 11 und 12 durch die Kolbenwand 38 zur Umfangsnut 59. Die beiden Arten von Öffnungen haben in axialer Richtung eine solche Orientierung zu-einander, daß in der Stellung nach Fig. 2, d.h.
auf halber Strecke zwischen den beiden Extremstellungen eines Kolbens, beide Arten von Öffnungen mit der Umfangsnut 59 in Verbindung stehen, wodurch die Gaszylinder durch die ersten Öffnungen 54, die Nut 59 und die zweiten Öffnungen 55 mit dem Innenraum 57 zwischen den beiden Kolben 11 und 12 in Verbindung stehen. Der zweite Kolben 12, der in Fig. 1 auf der rechten Seite des Aggregates zu sehen ist, weist identische Merkmale hinsichtlich dleser erörterten Verbinüngen zum Innenraum 57 auf. Wichtig ist, daß durch eine Mittelbohrung 61 (s. Fig. 1) die beiden Räume hinter den Kolben 11 und 12 stets in Verbindung miteinander stehen, wodurch sich unterschiedliche Drücke unverzüglich ausgleichen können.
Wie die Überhub-Kompensation sich bei der Erfindung ergibt> läßt sich am besten unter Hinweis auf Fig. 3 zeigen, in welcher der Kolben 11 sich in seiner inneren Totpunktlage befindet. In diesem Falle sind die Öffnungen 55, die in der Stellung nach Fig. 2 die Umfangsnut 59 mit dem Innenraum 57 verbunden hatten, durch die Zylinderwand geschlossen. Die Öffnungen 54 befinden sich aber erkennbar in solcher Stellung, daß sie in dieser gerade einem beginnenden Überhub entsprechenden Stellung der Teile den Gasfeder-Zylinder 49 mit einem Ringraum 62 (s. hierzu Fig. 1!) verbinden, der seinerseits unter Druck stehendes Strömungsmittel enthält. Die Betriebszustände des so weit gezeigten Kompressors sind nun so gewählt, daß der Druck in der Gasfeder-Kammer niedriger ist als der Umgebungsdruck bei der unteren Totpunktstellung nach Fig. 3. Demnach fließt also Strömungsmittel in die Gasfeder-Kammer 49 aus dem Raum 42, in dem der "Umgebungsdruck" herrscht, wenn sich der Kolben 11 am unteren Totpunkt gemäß Fig. 3 befindet, so daß bei der nun folgenden, der Hubmitte entsprechenden Stellung der Teile die Steifigkeit des Systems erhöht wird.
In Fig. 4 ist der Kolben in seiner oberen Totpunktlage im Zylinder 14 gezeigt, die beispielsweise dann eintreten würde, wenn eine Störung in der Versorgungsspannung vorliegt. Die beiden Arten von Öffnungen 54 und 55 sind durch die Zylinderwand 48 abgedeckt und es besteht keine Verbindung zwischen den Zylinder. Der Kolben 12 auf der anderen Seite befindet sich nunmehr in der Stellung nach Fig. 3 und der Druck in seiner Gasfeder-Kammer hat sich in der beschriebenen Weise erhöht. Wenn nun der hier betrachtete Kolben 11 wieder die nächste Stellung entsprechend der Mitte zwischen den beiden maximalen Hüben erreicht gängen die beiden Gasfeder-Zylinder 33 und 34 durch die oben beschriebenen Mittel in Verbindung miteinander und die Steifigkeit der Gasfedern gleicht sich auf einen höheren Wert als zuvor aus, wodurch die Eigen- oder Resonanzfrequenz des aus den Federn und den Massen bestehenden Systems angehoben wird, um so einer weiteren Vergrößerung des Hubes entgegenzuwirken, wie weiter unten beschrieben werden wird. Wenn die Störung nur kurzzeitig war, und also nicht wiederkehrt, dann werden die unvermeidbaren und normalen Druckverluste an den Wänden der Gasfederzylinder den Druck in -fliesen Zylindern wieder auf den vorherigen Wert saEsiSken lassen. Wen aber die Storung anhält, dann steig@ der Druck in den Gasfeder-Zylindern weiter an, um die Resonanz frequenz des Systems weiterzusteigern, bis eine normale Hubhöhe durch Phasenänderungen der mechanischen und elektrischen Parameter erreicht ist.
Die Fig. 5 zeigt eine Abwicklung des Kolbens im Bereich der Öffnungen 54 und 55 zur Darstellung einiger geometrischer Details. Die oeffnungen oder Durchführungen haben im wesentlichen länglichen Querschnitt und sind in entgegengesetzten axialen Richtungen geneigt angeordnet. Die Öffnungen 54 sind bei der Darstellung nach Fig. 5 nach links geneigt, und die Öffnungen 55 nach rechts. Zweckmäßig besteht etwa ein Viertel des Umfangs des Kolbens aus solchen Öffnungen.
Die Gestalt der Öffnungen selber bestimmt den Strömungsmittelfluß in die Zylinder zumindest mit. Bei der dargestellten Ausbildung und Anordnung der Öffnungen werden dieselben während eines Taktes gewissermaßen schlagartig wirksam, weil sich schnell eine große Öffnungsfläche quer zur Bewegungsrichtung des Kolbens öffnet. Unterschledliche Gestaltungen der Öffnungen selber ergäben sanfter Übergängen vom geschlossen Zustand der Öffnungen zum geöffneten Zustand. Ein besonders glatter Übergang vom Schließzustand in den Offnungszustand erhält man durch entsprechend exponentielle Gestaltung der Öffnungen, die aber bekannterweise schwleriger herzustellen wären.
Während auch andere geeignete Lager und Gehäuse verwendet werden könnten, hat sich die in Fig. 1 gezeigte Anordnung als zweclunäß g erwiesen. Hierbei enthält ein im wesentlichen symmetrisches Gehäuse 33 den Kompressor und den Linermotor. Durch ene Durchführung 84 wird der Motor 17 elektrisch versorgt, der seinerseits im Gehäuse 83 mittels eines Lagerblockes 86 und entsprechenden Lagerbändern 88 und 89 gelagert ist, die eine gewisse Bewegungsfreiheit Les ganzen Kompressors 91 im Gehäuse 83 zur Unterdrückung von Schwingungs- und Lärmübertragung gestattet.
Mit 93 sind schematisch Kabelverbindungen im Inneren des Gehäuses zu den Motoranschlüssen 94 bezeichnet.
Zur Schmierung der sute-nander gleitenden Plächenv insbesondere der Zylinderwände und der Kolbenwände, ist eine Schmierstoffpumpe 96 vorgesehen. Diese Pumpe kann z.B.
eine Pumpe mit unterschiedlichen Öffnungen sein, die in bekannter Weise bei der Vibration des Kompressors arbeitet. Die Pumpe 96 fördert durch beispielsweise Schläuche 97 Schmiermittel vom untersten Bereich im Gehäuse an entsprechende Düsen 98, die über Durchführungen 99 zu den zu schmierenden Flächen führen.
Zweckmäßig dient das nicht unter Druck stehende Strömungsmittel im Gehäuse 83 während des Betriebes zur Kühlung des Linearmotors. Ein den Ständer 19 umgebender Ringraum 75 steht über am Umfang mit Abstand verteilte Bohrungen 64 mit dem Gehäuseinneren in Verbindung. ZwXchen den Paketen 67 und 68 des Ständers dienen Öffnungen 69, die ebenfalls über den Umfang verteilt sind, zur Verbindung des Ringraums 65 mit Durchfuhlongen 70 und 71 (Fig. 1 unten) an beiden Seiten der Spule 22 zur Kühlung dieser Spule. Die Verbindungen 70 und 71 stehen mit einem weiteren Ringraum 73 in Verbindung, der zwischen Läufer und Ständer zu finden ist. Ringförmige Schlitze 74 und 75 zwischen den Ankerpolen 77 und 78 und Ständerpolen 80 bzw. 81 verbinden den Ringraum 73 mit weiteren ringförmagen Hohlräumen 62 und 63, die ihrerseits das Reservoir für Strömungsmittel für die beschriebenen Steuerfunktionen bilden. Außerdem stehen diese Hohlräume 62 und 63 über Bohrungen 113 und 114 und die Ventilplattenbohrungen 116 und '17 mit den stirnseitigen Abdeckungen oder Zylinderköpfen 27 und 28 in Verbindung.
Fig. 6 zeigt in einer weiteren vergrößerten Schnittdarstellung die Ventile und die Einlaß- und Auslaßöffnungen des Kompressors selber. Wie gezeigt, tritt Strömungsmittel in den Arbeitszylinder 14 durch den Einlaß lol ein, wenn das Einlaßventilblatt 104 geöffnet ist. Die Bewegung des Ventilblattes lot im Öffnungszustand ist durch Anschläge 105 und 106 begrenzt. Unter Druck stehendes Strömungsmittel wird aus dem Zylinder 14 durch die Öffnungen 108 und lo9 unter Abhebung des Auslaßventilblattes 11o gefördert, dessen Öffnungsbewegung durch ein starres Begrenzungsglied 111 begrenzt ist. Die Teile 111, 11o und 104 sind mittels einer Schraubverbindung 112 an der Ventilplatte festgelegt.
Im folgenden werden die physikalischen Ursachen der erfindungsgemäßen Lösung erörtert: Die beweglichen Massen des Aggregates, nämlich der 'tLäufer" des Linearmotors mit allen damit verbundenen beweglichen Teilen, nämlich insbesondere den beiden Kolbenanordnungen 11 und 12 mit den federnden Gaszylindern bildet ein herkömmliches schwingendes System federnd aufgehängter Massen. Fig. 7 zeigt die Beziehung zwischen dem Winkel T , um welchen die Verschiebung der treihenden Kraft nacheilt, und dem Quotienten aus der Frequenz w der Antriebskraft mit der Eigenfrequenz wn des Systems.
Wenn die Frequenz der treibenden Kraft gleich der Eigenfrequenz des Systems ist, dann wird wArn gleich 1 und das System ist im Resonanzzustand. Hier eilt die Verschiebung der treibenden Kraft um 9o0 nach. Wenn man zunächst einmal alle dämpfenden Kräfte außer Acht läßt, dann wird die Verschiebung eines solchen Masse-Feder-Systems wieder gegeben durch: x = X sin w t wobei x die Verschiebung, X der Hub, w die Winkelgeschwindigkeit und t die Zeit ist.
Die Geschwindigkeit v wird beschrieben durch v = w X cos w t In Fig. 8 ist dargestellt, wie die Zeitfunktion A der Geschwindigkeit der Zeitfunktion B der Verschiebung um 900 voreilt.
Da bei Resonanz w/wn = 1 und Jie Verschiebung der Antriebskraft um 90° nacheilt, ist die Geschwindigkeit mit der Antriebskraft im Resonanzfalle in Phase.
Bei Resonanz ist ohne Berücksichtigung von Überhüben die Amplitude der Schwingung maximal und nimmt schnell ab, wenn die Frequenz der antreibenden Kraft vcn der Eigenfrequenz des Systems abweicht.
Nach einer der Erfindung zugrunde liegenden Erkenntnis besteht der der Feder zugeordnete Teil des Masse-Federr Resonanz-Systems aus zwei Elementen, nämlich einem Arbeitszylinder und einer Gas-Feder-Zylnnder. Es besteht ein wichtiger Unterschied zwischen mechanischen Federn und Gasfedern die von mit Ventilen versehenen Zylindern gebildet werden. Mechanische Federn entwickeln eine Rückstellkraft, die unmittelbar proportional der Verformung ist. Ein mit Ventilen versehener Zylinder hat eine Steifheit K> die sich so darstellt: K = Kraft Amplitude Während der Kompression, aber vor dem bfftle. des oder der Ventile steigt die Kraft, die proportional dem Druck multipliziert mit der Fläche des Kolbens ist, nicht linear an, während die Amplitude zunimmt. Wenn der Druck einen Wert erreicht hat, bei welchem ans oder die Ventile öffnen, dann steigt er nicht mehr an, sondern bleibt vielmehr konstant. Da aber die Amplitude weiter erste sinkt also die Steifheit, und die Eigenfrequenz des Feder-Masse-Systems wird kleiner.
Um die Dynamik des erfindungsgemäßen Aggregates erfassen zu können, müssen auch bestimmte Eigenschaften des verwendeten und insoweit vollständig beschriebenen elektrodynamischen Linearmotors mit berücksichtigt werden. Die treibende Kraft eines solchen Linearmotors ist dem Strom proportional, der vom Motor gezogen wird. Um diesen Strom zu bestimmen, ist es zweckmäßig, die verschiedenen Spannungen zu betrachten, die an einem elektro-dynamischen Linearmotor auftreten, und ferner die Phasenbeziehungen zwischen diesen Spannungen zu berücksichtigen.
Die Versorgungsspannung ist konstant. Sie ist die Vektorsumme aus drei Teilspannungen, nämlich einer ersten Spannung, die dem Produkt des Versorgungsstroms und dem Widerstand der Motorwicklungen gleich ist, einer zweiten Spannung, welche sich als das Produkt aus dem zugeführten Strom und dem induktiven Widerstand der Motorwicklung darstellt, und einer dritten (Belastungs-) Spannung, welche durch das Koppeln und Entkoppeln der Spulen durch den im Motor fließenden magnetischen Fluß erzeugt wird.
Die soeben genannte dritte Spannung, die zweckmäßig "Belastungsspannung" genannt wird, ist notwendigerweise in Phase mit der Geschwindigkeit des Ankers des Linearmotors.
Die dem Anker des Motors zugeführte treibende Kraft wird von dem den Wechselstromspulen des Motors zugeführten Strom aufgebracht und steht mit diesem in Phasenbeziehung.
Daraus sieht man, daß der Winkel in dem mechanischen System, um welchen die Geschwindigkeit der Antriebskraft nacheilt, identisch zu dem Winkel in dem elektrischen Teil des Systems ist, um welchen die Belastungsspannung dem Strom nacheilt. Es ist d i e s e Beziehung, welche es gestattet, daß das System in der nun zu beschreibenden Weise stabil betrieben werden kann.
Wie die Figuren 9 und lo zeigen, läßt sich die Versorgungsspannung durch einen Vektor darstellen, der auf einem Kreis mit konstantem Radius endet. Die erste Spannung gemäß obiger Aufstellung braucht nicht betrachtet zu werden, weil sie relativ klein ist und die hier erörterte Darstellung auch ohne Berücksichtigung dieser Spannung verständlich ist. Die zweite Spannung wird durch den Vektor IX dargestellt; die dritte Spannung, nämlich die Belastungsspannung, wird durch den Vektor "load voltage" dargestellt.
Dieser letztere Vektor, nämlich die Belastungsspannung, kann beschrieben werden als # = ßl# wobei ß der Fluß des die Spulen koppelnden und entkoppelnden Magnetfeldes ist, wobei die effektive Länge der Spule im Feld und die relative Geschwindigkeit zwischen Spule und Feld ist.
Es sei nun angenommen, daß der Normalbetrieb durch eine Störung so beeinflußt wird, daß Überhub auftritt. Wie gezeigt wurde, bewirkt ein Überhub eine Abnahme der Federkonstante des Systems und damit konsequenterweise eine Abnahme der Eigenfrequenz. Da die Frequenz der Antriebsspannung unveränderlich ist, gerät das Aggregat außer Resonanz und die Amplitude des Hubes müßte dadurch kleiner werden. Es ist aber noch eine zweite physikalische Folge des vergrößerten Hubes zu berücksichtigen: Eine Verringerung der Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems bewirkt ein Nacheilen der Geschwindigkeit der Masse gegenüber der Versorgungsspannung. Diese Nacheilung erzeugt eine ähnliche Nacheilung der Belastungsspannung. Aus Fig. lo erkennt man nun, dß eine steigende Nacheilung der Belastungsspannung, repräsentiert durch einen größer werdenden Winkel (5 gegenüber der Darstellung nach Fig. 9 eine Vergrößerung der Spannung IX ergibt, die ihrerseits zwangsläufig in Kombination mit der Belastungsspannung der Versorgungsspannung gleich sein muß. Da die treibende Kraft eines hier verwendeten elektro-dynamischen Linearmotors proportional zum Strom ist und da die Spannung IX das Produkt einer festen Reaktanz mit diesem Strom ist, stellt ein Größerwerden der Erstreckung von IX eine entsprechende Vergrößerung des Stromes und damit der Antriebskraft dar.
Man sieht also, daß eine Störung, welche einen Überhub bewirkt, die Tendenz hat, sich selbst zu vergrößern und sich nicht zu dämpfen.
Diese beiden Phänomene, nämlich der Amplitudenabfall beim Verlasen des Resonanzzustandes und der Überhub-bedingte Anstieg der Antriebskraft wirken gegensinnig. Es hat sich im Rahmen der Erfindung gezeigt, daß der Amplitudenabfall beim Verlassen des Resonanz zustandes durch den Amplitudenanstieg aufgrund des Linearmotors mehr als kompensiert wird. Die Erfindung bietet eine Lösung dieses Instabilitätsproblems.
Während es ohne weiteres denkbar ist, auch andere Formen einer Feder mit veränderlicher Steifheit zu verwenden, wird hier beispielsweise in besonders zweckmäßiger Ausführung mit einer Gaskissen-Feder gearbeitet. Die von einem Gaskissen gebildete Feder weist Verbindungskanäle oder Öffnungen auf, die bei einem Überhub einen zusätzlichen Strömungsmittelfluß in den Zylinder der Gasfeder einlassen, um dadurch die Eigenfrequenz des mechanischen Systems zu erhöhen und damit dem Überhub entgegenzuwirken.
Es sind weitere Öffnungen vorgesehen, um eine bei herkömmlichen Gasfedern fehende Mittelungskraft zu erzeugen und um die Steifigkeitserhöhung auszugleichen.
Beim Überhub hat die Steifigkeit des Resonanz systems die Tendenz, abzunehmen, und zwar aufgrund der Abnahme der Steifheit der Rückstellkraft im Arbeitszylinder. Wird dies nicht korrigiert, dann bewirkt diese Frequenzabnahme eine Vergrößerung des Winkels, um welchen die Verschiebung der antreibenden Kraft nacheilt, und eine entsprechende Vergrößerung desjenigen Winkels, um welchen die Belastungsspannung dem Strom nacheilt. Diese Vergrößerung der Nacheilung der Belastungsspannung gegenüber dem Strom bewirkt eine Erhöhung der kapazitiven Spannungskomponente des Motors und einen Anstieg des Stroms: Dies bewirkt einen Anstieg der antreibenden Kraft.
Die Erfindung wirkt diesem Bestreben dadurch entgegen, daß zusätzliches Strömungsmittel dem Gasfederzylinder zugeführt wird, wenn sich der Kolben in der Uberhubposition befindet. Bei der nächstfolgenden Mittelstellung des Kolbens gleicht sich der Druck in den beiden Gasfedern bei einem höheren Druck aus, als dem Druck, der vor dem Überhub bestand. Diese Erhöhung ist dabei so groß gewählt, daß sie dem Abfall der Steifigkeit im Arbeitszylinder entgegenwirkt, woraus sich eine Erhöhung der Resonanzfrequenz des mechanischen Systems ergibt. Die erhöhte Resonanzfrequenz ihrerseits vermindert nunmehr den Winkel um welchen die Verschiebung des Kolbens hinter der Antriebskraft hereilt und damit auch den Winkel, um welchen die Belastungsspannung dem Strom nacheilt. Hieraus ergibt sich wieder eine Verringerung der kapazitiven Spannungskomponente IX mit einer entsprechenden Verringerung des Stromes I: Dies bewirkt nunmehr die gewünschte Verringerung der Antriebskraft. Das Auftreten zu großer Hübe ist damit durch eine Regelschleife unter Kontrolle gebracht.
In Fig. 11 ist der Umgebungsdruck im Kompressor mit A dargestellt und mit B die Adiabate im Volumen-Druck-System des Gas-Feder-Zylinders. Normalerweise ist der entsprechende Zustand in der Gasfeder bei Mittelstellung des Kolbens am Punkt C etwas unterhalb des Umgebungsdruckes A zu finden. Dies rührt daher daß der Kolben naturgemäß nicht vollständig dicht im Zylinder arbeiten kann. Wenn der Druck im Zylinder den Umgebungsdruck übersteigt, nämlich bei der Kompressiona leckt etwas Gas aus dem Zylinder; wenn der Umgebungsdruck größer ist als der Druck im Zylinder, nämlich bei der Dekompression bzw.
im Ansaugtakt, leckt Gas in den Zylinder hinein. Insgesamt gesehen ist aber die Summe dieser unerwünschten, aber unvermeidbaren, Gasströme die durch mangelhafte Dichtung entstehen, gleich ll. Die Größe des Leck-Stromes ist proportional zum Druckunterschied und weil die Steigung der Druck-Volumen-Kurve stetig bei abnehmenden Volumen abnimmt, ist das Leckvolumen während der Kompression größer als beIm Ansaugen. Dies ist der Grund dafür, daß der Druck bei Mittelstellung der Kolben etwas unterhalb des Umgebungsdruckes A liegt, wie dies in Fig. 11 dargestellt ist.
Unter bestimmten Betriebszuständen findet eine ständige Überhub-Kompensation statt. Man denke beispielsweise an einen Betrieb mit einem Umgebungsdruck unter dem Sollwert für diesen Umgebungsdruck Da der Druck in den Arbeltszylindern ständig rlie Tendenz hat> niedrig zu seln, tritt also ein Überhub-Betrieb auf und durch die beschriebenen Ventilöffnungen tritt zusätzliches Strömungsmittel in die Gasfederzylinder ein, wodurch deren Steifheit erhöht wird.
Dies ist der Normalbetrieb für niedrigen umgebungsdruck.
Die Gasfedern werden nun so ausgelegt, daß der am inneren Totpunkt der Kolbenbewegung auftretende minimale Druck niedriger ist als der niedrigste zu erwartende Umgebungsdruck. Auf diese Weise erhält man die gewünschten Strömungsverhältnisse durch die Ventilöffnungen auch bei niedrigem Umgebungsdruck, wodurch der der Mittelstellung der Kolben entsprechende Druck auf dem Sollwert bleibt.
Die Steifheit des Systems wird auf einem solchen Wert gehalten, daß die Eigenfrequenz beim Wert der Frequenz der Versorgung (Netzfrequenz) liegt und die Hublänge und die Leitung des Kompressors äußerst nahe an den Sollwerten bleiben.
Mit Hilfe der Erfindung erreicht man gegenüber vorbekannten Vorschlägen als weiteren Vorteil einen optimalen Leistungsfaktor. Fig. 12 zeigt in Vektordarstellung die gegenseitige Zuordnung von Versorgungsspannung A, den Spannungsabfall B als Produkt von IR, den kapazitiven Spannungsanteil IX bei C und die Belastungsspannung D. Der Cosinus des Winkels c zwischen der Versorgungsspannung und dem Versorgungsstrom wird bekanntlich als Leistungsfaktor bezeichnet. Der Winkel 9 zwischen der Belastungsspannung und dem Netzstrom hängt von der veränderlichen Steifigkeit der Gasfeder ab und wird deshalb bei der Konstruktion des Kompressors bestimmt. Vorzugsweise hält man den Winkel d innerhalb eines Variationsbereiches von -20 bis +250, was z.B. für das hier beschriebene Ausführungsbeispiel zutrifft. Da einerseits die Versorgungsspannung A die Summe der Spannungen D, B und C ist, und andererseits die jeweiligen Phasen der Spannungen B und C relativ konstant bezüglich des Versorgungsstroms sind, bestimmt die Auswahl des Winkels okden Winkel und damit den Leistungsfaktor. Während man auf diese Weise den Leistungsfaktor praktisch beliebig festlegen kann, wurde er beim Ausführungsbeispiel unter Berücksichtigung der Motorgröße auf etwa o,9 begrenzt.
Patentansprüche Leerseite

Claims

P a t e n t~a n s p r ü c h e 1. linear arbeitender Strömungsmittelkompressor, gekennzeichnet durch: a. einen elektro-dynamischen Linearmotor, der von einem Wechselspannungsnetz gespeist ist; b. mit dem Motor gekoppelte und im wesentlichen synchron mit der Netzfrequenz arbeitende Strömungsmittel-Kompressionsorgane; c. mit den Kompressionsorganen zusammenwirkende federnde Organe, die ein mechanisches Schwingungssystem bilden, deren Resonanz frequenz etwa der Netzfrequenz für den Motor entspricht; und d. auf die Amplitude der mechanischen Schwingungen des Systems ansprechende Mittel zur Veränderung der Eigenfrequenz des Systems derart, daß die Eigenfrequenz bei steigender Amplitude der Schwingungen zunimmt und bei abnehmender Amplitude abnimmt.
2. Kompressor nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zur Veränderung der Resonanz frequenz des Systems die Steifheit der federnden Organe veränderlich ist.
3. Kompressor nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Resonanzfrequenz nur dann veränderlich ist, wenn die Amplitude des schwingenden Systems einen vorgegebenen Wert überschreitet.
4. Kompressor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Steifheit der federnden Organe in einem solchen Arbeitstakt des Systems verändert wird, welcher dem Takt folgt, in welchem die Schwingungsamplitude sich geändert hat.
5. Kompressor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die federnden Organe Gas federn sind, welche einen Teil der Rückstellkraft des schwingenden Systems aufbringen.
6. Kompressor nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Gasfedern in Abhängigkeit von der Schwingungsamplitude mit einem Strömungsmittel-Vorrat in Verbindung bringbar sind.
7. Kompressor nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Gasfedern in demjenigen Arbeitstakt mit dem Reservoir in Verbindung bringbar sind> der auf den Takt folgt, in welchem sich die Schwingungsamplitude geändert hat.
8. Kompressor nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Gasfedern über Kanäle bzw. öffnungen (54,55) mit dem Vorrat derart in Verbindung stehen, daß aus dem Vorrat Strömungsmittel in die Gasfedern fließen kann, wenn die Amplitude der Schwingung über einen vorgegebenen Wert hinausgeht, aber kein Strömungsmittel in die Gasfedern gelangen kann, wenn die Amplitude abnimmt.
9. Kompressor nach Anspruch 1 nach Art eines mit Gasfedern arbeitenden ReEsonanzkolbenkompressors in einem hermetisch abgedichteten Gehäuse, welches ein Strömungsmittel aufnimmt, gekennzeichnet durch: a. zwei Paare von Zylindern, wobei jedes Zylinderpaar einen Arbeitszylinder und einen Gasfederzylinder aufweist und die Zylinderpaare im wesentlichen gegeneinander angeordnet sind; b. zwei Hohlkolben, die je aus zwei Teilen bestehen und miteinander in den Zylindern frei verschieblich zur Kompression des Strömungsmittels angeordnet sind; c. zwei Zylinderköpfe mit Ventilen zum Einlaß des nicht gespannten Strömungsmittels und Auslaß des unter Druck gesetzten Strömungsmittels; d. einen elektrischen Linearmotor, dessen Anker im wesentlichen mittig zwischen den Kolben sitzt und dieselben fest trägt, wobei der Ständer des Motors ortsfest gegenüber den Zylindern ist; e. eine Verbindung zwischen den Innenräumen der Hohlkolben; und f. Verbindungen zwischen den Gas-Feder-Zylindern und den zugeordneten Hohlkolben in der Mittelstellung der Hohlkolben, so daß die Feder-Gas-Zylinder druckmäßig ausgeglichen werden, und daß die Feder-Gas-Zylinder mit dem Vorrat an Strömungsmittel in Verbindung stehen, wenn die Kolben sich in einer itberhubposition befinden, die dem unteren Totpunkt entspricht, so daß dann Strömungsmittel in die Feder- Gas-Zylinder einströmt und den darin befindlichen Druck beim nächsten Arbeitstakt erhöht.
lo. Kompressor nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Hohlkolben (11,12) durch eine Bohrung (61) im Anker des Motors miteinander verbunden sind.
11. Kompressor nach Anspruch 9, gekennzeichnet durch: a. zwei Ringräume (62,63) zwischen dem Ständer des Motors und den Außenwänden der Kolben (11,12), welche Strömungsmittel unter Druck enthalten; b. eine Ringnut (59) in der Wand des Feder-Gas-Zylinders; c. eine erste Mehrzahl von am Umfang des Feder-Gas-Kolbens angeordneten Öffnungen (54) zur Verbindung der Ringnut (59) mit den Gas-Feder-Zylindern bei Mittelstellung der Kolben und zum Verbinden der Gas-Feder-Zylinder mit den ringförmigen Hohlräumen (62,63),wenn die Kolben sich jenseits der inneren Totpunktlage (Überhub) befinden; und d. eine zweite Mehrzahl von am Umfang der Feder-Gas-Kolben angebrachten Öffnungen (55), welche bei Mittelstellung der Kolben deren Innenräume jeweils mit der Ringnut verbinden, so daß ein Druckausgleich zwischen den beiden Gas-Feder-Zylindern stattfindet.
12. Verfahren zur Steuerung bzw. Regelung der Amplitude des Hubes eines mit einem Linearmotor arbeitenden Resonanzkompressors, bei welchem derjenige Winkel, um welchen die Geschwindigkeit der Antriebskraft in einem mechanischen Resonanz-Subsystem des Kompressors im wesentlichen gleich dem Winkel ist, um welchen die Belastungspannung des Motors dem Netzstrom nacheilt, dadurch gekennzeichnet, daß man die Schwingungsamplitude des mechanischen Resonanz-Subsystems erfaßt und den Winkel, um welchen die Geschwindigkeit der Verschiebung der Antriebskraft des Subsystems nacheilt in Abhängigkeit von der Amplitude ändert, und zwar Verringerung des Winkels bei steigender Amplitude und Vergrößerung des Winkels bei abnehmender Amplitude.
13. Verfahren nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß man beim Verändern des Winkels die Resonanzfrequenz des Subsystems ändert und zwar: Vergrößerung der Frequenz bei größer werdender Amplitude und Verringerung der Frequenz bei kleiner werdender Amplitude.
14. Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß man den Winkel nur dann ändert, wenn die Amplitude einen vorherbestimmten Wert überschreitet.
15. Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Winkel im Bereich von etwa +25° bis -2° veränderbar ist.
16. Verfahren nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß man zum Verändern der Resonanz frequenz des Subsystems die Steifheit der mitwirkenden Federn verändert.
17. Verfahren nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß man als Federn Gasfedern verwendet und daß die Resonanzfrequenz des Subsystems durch verändern der Menge von Strömungsmittel in den Gas federn verändert wird> um die Steifigkeit der Gasfeder zu variieren.
18. Kompressor nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch: a. ein elektrisches Untersystem mit elektro-dynamischem Linearmotor mit Wechselstromspeisung, wobei der Ständer des Motors zwei Wechselspannungsspulen und eine Quelle für einen konstanten Magnetfluß auSweist, und die Summe aus einer ersten Spannung IX, einer zweiten Spannung IR und einer Belastungsspannung gleich der Versorgungsspannung (jeweils in Vektordarstellung; s. Fig. 9) ist; b. ein mechanisches Subsystem einschließlich des Ankers des Motors und eine Vorrichtung zum Komprimieren von Strömungsmittel in Wirkverbindung mit dem Anker, ein unterschiedlich steif federndes Organ in Wirkverbindung mit dem Anker und dem komprimierenden Organ derart, daß das mechanische System mit einer Frequenz schwingt, welche etwa gleich der Frequenz des Versorgungsnetzes ist, wobei die vom Motor ausgeübte Kraft der Geschwindigkeit des Ankers und der damit verbundenen Feder um einen Winkel voreilt, der etwa gleich demjenigen Winkel ist, um welchen die Belastungsspannung (in Vektordarstellung) dem Stromvektor der Stromquelle nacheilt; und c. auf die Amplitude der Schwingungen des mechanischen Systems ansprechende und mit den federnden Organen in Wirkverbindung stehende Steuermittel zur Veränderung der Steifheit derart, daß der Winkel um welchen die vom Anker ausgeübte Antriebskraft der Geschwindigkeit des Ankers und der damit verbundenen federnden Organe voreilt, kleiner wird, wenn die Amplitude größer wird und größer wird, wenn die Amplitude kleiner wird.
19. Kompressor nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch: a. einen mit Netzwechselspannung zyklisch angetriebenen elektro-dynamischen Motor; b. einen im Arbeitszylinder angeordneten und vom Motor im wesentlichen synchron mit der Netzfrequenz angetriebenen Zylinder; c. als Gasfedern wirkende geschlossene Gasvolumen, die mit dem Kolben und dem Motor zusammen ein mechanisches Schwingsystem bilden, dessen Eigenfrequenz etwa der Netzfrequenz entspricht; und d. auf die Stellung des Kolbens ansprechende Steuermittel zur Steuerung bzw. Regelung der abgegebenen Leistung derart, daß die Arbeitsweise bei sich ändernder Belastung stabil bleibt, wozu die Eigenfrequenz des Resonanzsystems veränderlich ist, und zwar zur Absenkung der Resonanzfrequenz bei kleiner werdender Amplitude des Kolbens, wobei zu Steuerzwecken erste Verbindungen vorgesehen sind, welche die geschlossenen Gasvolumen bei Mittelstellung des Kolbens über ein Volumen miteinander verbindet, dessen Druck vom Druck der eingeschlossenen Volumen bestimmt ist, um die Gasdrücke in den geschlossenen Volumen während des Betriebes gleich zu halten, und wobei weitere Steuermittel vorgesehen sind, welches eines der geschlossenen Volumen mit einem Volumen höheren Druckes verbindet, wenn der Kolben einen vorherbestimmten Hub übersteigt, so daß dadurch Gas vom Volumen mit hohem Druck in das geschlossene Volumen einfließen kann, dort den Druck erhöht, dadurch die Steifheit der davon gebildeten Feder vergrößert und somit die ResonanzSrequenz des mechanischen Systems anhebt.
20. Kompressor nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Steifigkeit der federnden Organe während desjenigen Arbeitszyklus des mechanischen Resonanzsystems geändert wird, das auf den Takt folgte in welchem der Kolben seinen Hub geändert hat.