EP2240692A1 - Verdichteraggregat - Google Patents

Verdichteraggregat

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EP2240692A1
EP2240692A1 EP09707314A EP09707314A EP2240692A1 EP 2240692 A1 EP2240692 A1 EP 2240692A1 EP 09707314 A EP09707314 A EP 09707314A EP 09707314 A EP09707314 A EP 09707314A EP 2240692 A1 EP2240692 A1 EP 2240692A1
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EP
European Patent Office
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piston
compressor unit
unit according
cylinder
compressor
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP09707314A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Bernd Gromoll
Marco Giacchi
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BSH Hausgeraete GmbH
Original Assignee
BSH Bosch und Siemens Hausgeraete GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by BSH Bosch und Siemens Hausgeraete GmbH filed Critical BSH Bosch und Siemens Hausgeraete GmbH
Publication of EP2240692A1 publication Critical patent/EP2240692A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F04B35/045—Piston pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by the driving means to their working members, or by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors, not otherwise provided for the means being electric using solenoids
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Definitions

  • the present invention relates to a compressor unit having a cylinder and a piston defining a compression chamber, a linear drive for driving a relative movement of the cylinder and the piston and a capsule surrounding at least the cylinder and the piston.
  • such a capsule serves as a reservoir for gas to be compressed, from which the gas is sucked into the compression chamber, and a conduit for leading out the compressed gas is guided from the compression chamber through the interior.
  • a problem with these conventional compressor units is that the gas-filled interior and the capsule enclosing it not only intercept operating noise of the compressor, but also hinder the release of heat to the environment. Heat generated in the operation of the compressor by adiabatic compression of the gas in the compression chamber partially dissipates into the cylinder and piston and eventually heats the gas in the interior space around the cylinder and piston. This heating reduces the mass of the gas drawn and compressed in each cycle of movement of the piston, which affects the efficiency of the compressor.
  • linear compressors These generally include a permanent magnetic armature that reciprocates linearly in an air gap of an electromagnet.
  • These linear actuators are characterized in that the driving force acting on the armature can be transmitted directly to the piston without intervening levers or the like, and thus practically without frictional losses, but unlike a conventional rotary drive, the amplitude of the piston movement is not determined by design, but can be influenced by the strength of the magnetic field acting on the armature.
  • the compressor chamber at the top dead center of the piston should move as small as we possibly can, but should also avoid that at the dead center cylinder and piston strike against each other to keep the operating noise of the compressor and the material stress in limits.
  • Object of the present invention is to provide a compressor unit of the type mentioned above, which allows efficient dissipation of the heat released in the compression chamber and / or avoids excessive material stress or noise due to the impact of cylinders and pistons despite high efficiency.
  • the object is achieved in that in a compressor unit with a cylinder and a piston defining a compression chamber, a linear drive for driving a relative movement of the cylinder and piston and a capsule which surrounds at least the cylinder and the piston, instead of an intake opening an outlet opening Compressor chamber opens into an interior of the capsule.
  • the compressed gas ejected from the compression chamber is considerably warmer than the previously sucked low pressure gas, so that cylinders and pistons, if they can deliver their heat to the environment substantially only via the gas of the interior, will not be colder than this gas in steady state operation can, but its thermal conductivity is due to its high density many times greater than that of the uncompacted gas, so that overheating of cylinder and piston can still be reliably avoided.
  • the piston is gas pressure-bearing in the cylinder.
  • the gas pressure bearing has the advantage of allowing a practically frictionless piston movement.
  • the heat dissipation from the piston via a gas pressure bearing is less efficient than via an oil film, but this is not critical in the present case, since the piston can release sufficient heat through the high-pressure gas of the interior.
  • bores are preferably provided in a jacket of the cylinder, which connect a gap between the jacket and a lateral surface of the piston with the interior.
  • channels for supplying pressurized gas from the compression chamber into the gap may extend between an end face and the lateral surface of the piston. These channels facilitate the maintenance of the gas pressure bearing in the vicinity of the top dead center, when due to the pressure equalization or the overpressure in the compression chamber, the influx of gas from the interior exposes via the bores of the shell.
  • the channels can be designed as bores or as open grooves.
  • the outlet opening of the compression chamber may be formed in the piston.
  • an entire end face of the cylinder is available to accommodate an inlet valve with a large cross-sectional area and correspondingly low pressure drop.
  • a suction gas line is preferably passed through the interior to the compression chamber to supply the suction gas quickly and with little heating by the pressurized gas of the interior of the compression chamber.
  • Fig. 1 is a schematic section of an inventive
  • Fig. 2 is an enlarged detail of the compressor unit according to a first
  • FIG. 3 is a plan view of the end face of the piston of the compressor unit according to the first embodiment
  • FIG. 4 shows the detail of FIG. 2 according to a second embodiment
  • Fig. 5 is a plan view of the end face of the piston according to the second embodiment.
  • the linear compressor unit shown in FIG. 1 has a linear drive 1 with a permanent magnet armature 4 suspended in a gap 2 between two opposite electromagnets 3.
  • the electromagnets 3 each have E-shaped yokes with windings surrounding a central arm of the yoke.
  • the armature 4 is excited by an alternating current applied to the electromagnets 3 from a supply circuit, not shown, to an oscillation movement guided by return springs 23 in the longitudinal direction of the gap 2.
  • a compressor comprises a cylinder 7 and a piston 6 which is movable in the cylinder 7.
  • the piston 6 is coupled to the armature 4 via a piston rod 5.
  • the cylinder 7 is fixedly connected to the electromagnets 3 via a frame part 24 on which the return springs 23 also engage.
  • the structure of linear drive 1 and compressor is in one Capsule 8 enclosed hermetically and suspended on the frame member 24 and the capsule 8 attacking, not shown springs vibratory.
  • An elastic pipe 9 extends through a wall of the capsule 8 to an antechamber 10 of the cylinder.
  • the pre-chamber 10 is separated by a check valve 1 1 of a limited by the cylinder 7 and the piston 6 compression chamber 12.
  • Another check valve 13 is arranged opposite the check valve in an end face 14 of the piston 6. This is formed in the present case in the manner of a circular truncated cone and forms with its lateral surface in an opening of the piston crown the valve seat. The smaller base of the circular truncated cone protrudes with respect to the bottom of the piston 6 and forms a stop surface.
  • the frequency of the alternating current is tuned to the resonant frequency of the oscillatory system of linear drive 1, compressor and return springs 23.
  • the amplitude of the oscillation movement is dependent on the electrical power fed into the electromagnets 3 from the supply circuit. This can be different in the positive and negative half-wave of the alternating current, in particular it can be greater in the half-wave driving an expansion movement of the compressor than in the half-wave driving a compression movement.
  • the linear actuator 1 operates during the entire expansion phase of the compression chamber 12 against the pressure of the interior 16, while in a compression phase, the pressure of the inner space 16 is almost sufficient to compress the gas in the compression chamber 12. Therefore, the power that feeds the supply circuit into the electromagnets 3 in a compression-driving half-wave may be substantially less than in a half-wave driving the expansion. It is therefore no costly monitoring of the piston movement required to ensure that the piston 6 is not or at least not too violent strikes the end face of the cylinder 7.
  • Fig. 2 shows a greatly enlarged detail of the compressor of Fig. 1. It can be seen a fragment of a shell 17 of the cylinder 7 and a lateral surface 18 and the end face 14 of the piston 6. Through the jacket 17, numerous narrow holes 19 extend through the as long as the pressure in the compression chamber 12 is lower than in the inner space 16, compressed gas flows from the inner space 16 into the compression chamber 12 or into a gap 20 between the shell 17 and the outer surface 18, there to form a compressed gas cushion.
  • the flow direction of the gas in gap 20 reverses in the course of the piston movement: while on a majority of the piston stroke, from bottom dead center to pressure equalization position, the pressure in the compression chamber 12 is lower than in the interior 16 and gas through the holes 19 and the gap 20 flows into the compression chamber 12, the gas flow in the vicinity of the top dead center from the compression chamber 12 to the interior 16.
  • the piston 6 at both reversal points, when its speed becomes zero and the residence time is correspondingly high, effective gas pressure bearing, and only When the piston passes the pressure compensation position, the gas pressure bearing breaks down briefly. Since the piston is moved quickly at this point, the time in which the bearing effect is interrupted, is short, and the risk that the piston 6 in the cylinder 7 grinds before the bearing action starts again, is low.
  • FIG 3 shows a plan view of the end face 14 of the piston 6 with the inlet openings of the bores 21 formed thereon. Dotted lines illustrate the radial profile of the bores 21 in the interior of the piston 6 relative to the lateral surface 18.
  • FIGS. 4 and 5 respectively show views similar to FIGS. 2 and 3 according to a second embodiment of the invention.
  • the holes 19 of the piston 6 are replaced by obliquely cut from the outside in the front and lateral surface of the piston grooves 22.
  • the function of the grooves 22 is the same as that of the holes 19 in the first embodiment.
  • the grooves are distinguished from the holes in that they are easier to manufacture.
  • the holes however, have the smaller dead volume, so that a slightly higher efficiency can be achieved with the first embodiment than with the second.

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Abstract

Verdichteraggregat mit einem Zylinder (7) und einem Kolben (6), die eine Verdichterkammer (12) begrenzen, einem Linearantrieb (1) zum Antreiben einer Relativbewegung von Zylinder (7) und Kolben (6) und einer Kapsel (8), die wenigstens den Zylinder (7) und den Kolben (6) umgibt, dadurch gekennzeichnet, dass eine Auslassöffnung (13) der Verdichterkammer (12) in einen Innenraum (16) der Kapsel (8) mündet.

Description

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Verdichteraggregat
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verdichteraggregat mit einem Zylinder und einem Kolben, die eine Verdichterkammer begrenzen, einem Linearantrieb zum Antreiben einer Relativbewegung von Zylinder und Kolben und einer Kapsel, die wenigstens den Zylinder und den Kolben umgibt.
Herkömmlicherweise dient eine solche Kapsel als ein Reservoir für zu verdichtendes Gas, aus dem das Gas in die Verdichterkammer angesaugt wird, und eine Rohrleitung zum Herausführen des verdichteten Gases ist von der Verdichterkammer aus durch den Innenraum geführt.
Ein Problem dieser herkömmlichen Verdichteraggregate liegt darin, dass der gasgefüllte Innenraum und die ihn einschließende Kapsel nicht nur Betriebsgeräusche des Verdichters abfangen, sondern auch die Abgabe von Wärme an die Umgebung behindern. Wärme, die im Betrieb des Verdichters durch adiabatische Kompression des Gases in der Verdichterkammer erzeugt wird, geht zu einem Teil in Zylinder und Kolben über und erwärmt schließlich das Gas in dem Innenraum rings um Zylinder und Kolben. Durch diese Erwärmung reduziert sich die Masse des in jedem Bewegungszyklus des Kolbens eingesaugten und verdichteten Gases, was den Wirkungsgrad des Verdichters beeinträchtigt.
Ein weiteres Problem hängt zusammen mit dem Aufbau der herkömmlichen Linearverdichter. Diese umfassen im Allgemeinen einen in einem Luftspalt eines Elektromagneten linear hin und her beweglichen permanentmagnetischen Anker. Diese Linearantriebe zeichnen sich dadurch aus, dass den die auf den Anker wirkende Antriebskraft direkt, ohne zwischengeschaltete Hebel oder dergleichen und folglich praktisch ohne Reibungsverluste auf den Kolben übertragen werden kann, doch ist, anders als bei einem herkömmlichen rotatorischen Antrieb, die Amplitude der Kolbenbewegung nicht konstruktionsbedingt vorgegeben, sondern kann durch die Stärke des auf den Anker einwirkenden Magnetfeldes beeinflusst werden. Um einen hohen Wirkungsgrad des Verdichters zu erzielen, sollte die Verdichterkammer am oberen Totpunkt der Kolben beweg ung so klein wir irgend möglich sein, doch sollte auch vermieden werden, dass am Totpunkt Zylinder und Kolben gegeneinander schlagen, um die Betriebsgeräusche des Verdichters und die Materialbeanspruchung in Grenzen zu halten.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist, ein Verdichteraggregat der eingangs genannten Art anzugeben, das eine effiziente Ableitung der in der Verdichterkammer frei werdenden Wärme ermöglicht und/oder trotz hohen Wirkungsgrades eine übermäßige Materialbeanspruchung oder Geräuschentwicklung durch Gegeneinanderschlagen von Zylinder und Kolben vermeidet.
Die Aufgabe wird gelöst, indem bei einem Verdichteraggregat mit einem Zylinder und einem Kolben, die eine Verdichterkammer begrenzen, ein Linearantrieb zum Antreiben einer Relativbewegung von Zylinder und Kolben und einer Kapsel, die wenigstens den Zylinder und den Kolben umgibt, anstelle einer Ansaugöffnung eine Auslassöffnung der Verdichterkammer in einen Innenraum der Kapsel mündet. Dadurch steht, wenn das Verdichteraggregat in Betrieb ist, der Innenraum der Kapsel unter hohem Druck. Zwar ist das von der Verdichterkammer ausgestoßene verdichtete Gas erheblich wärmer als das zuvor angesaugte Niederdruckgas, so dass Zylinder und Kolben, wenn sie im Wesentlichen nur über das Gas des Innenraums ihre Wärme an die Umgebung abgeben können, im stationären Betrieb nicht kälter als dieses Gas sein können, doch ist dessen Wärmeleitfähigkeit aufgrund seiner hohen Dichte um ein Vielfaches größer als die des unverdichteten Gases, so dass eine Überhitzung von Zylinder und Kolben dennoch zuverlässig vermieden werden kann.
Ein weiterer Effekt, der sich aus dem Vorhandensein des verdichteten Gases in der Zylinder und Kolben umgebenden Kapsel ergibt, ist, dass der hohe Druck des verdichteten Gases auf die Kolbenrückseite wirkt. Daher muss der Linearantrieb 1 im Wesentlichen nur in einer Expansionsphase der Verdichterkammer Antriebsarbeit leisten, wenn der Kolben entgegen dem Druck des verdichteten Gases des Innenraums aus dem Zylinder herausgezogen wird. Die Gegenbewegung des Kolbens erfordert kaum externe Antriebskraft, denn der Druck des Gases im Innenraum reicht im Wesentlichen aus, um den Kolben zurück zu treiben. Wenn der Linearantrieb während der Kompressionsphase überhaupt keine Antriebsarbeit leisten würde, dann käme die Kolbenbewegung kurz vor dem oberen Totpunkt zum Stillstand, wenn die Drücke in der Verdichterkammer und im Innenraum der Kapsel gleich werden. Es genügt eine kleine Menge an Antriebsenergie des Linearantriebs während der Kompressionsphase, um diese Druckgleichgewichtsstellung zu überwinden und den Inhalt der Verdichterkammer auszutreiben. Die Energie, mit der im Falle von Druckschwankungen Zylinder und Kolben gegeneinander stoßen können, liegt in der Größenordnung dieser Antriebsenergie und kann daher wesentlich kleiner gehalten werden als im Falle eines Verdichters, bei dem der Linearantrieb in der Kompressionsphase gegen den sich in der Verdichterkammer aufbauenden Druck arbeiten muss.
Vorzugsweise ist der Kolben in dem Zylinder gasdruckgelagert. Gegenüber einer Ölschmierung hat die Gasdrucklagerung den Vorteil, eine praktisch reibungsfreie Kolbenbewegung zu ermöglichen. Die Wärmeableitung vom Kolben über ein Gasdrucklager ist weniger effizient als über einen Ölfilm, doch ist dies im vorliegenden Fall nicht kritisch, da der Kolben über das Hochdruckgas des Innenraums ausreichend Wärme abgeben kann.
Um das Gasdrucklager zu speisen, sind vorzugsweise Bohrungen in einem Mantel des Zylinders vorgesehen, die einen Spalt zwischen dem Mantel und einer Mantelfläche des Kolbens mit dem Innenraum verbinden.
Ferner können Kanäle zum Zuführen von Druckgas aus der Verdichterkammer in den Spalt sich zwischen einer Stirnfläche und der Mantelfläche des Kolbens erstrecken. Diese Kanäle erleichtern die Aufrechterhaltung des Gasdrucklagers in Nähe des oberen Totpunkts, wenn aufgrund des Druckausgleichs bzw. des Überdrucks in der Verdichterkammer der Zustrom von Gas aus dem Innenraum über die Bohrungen des Mantels aussetzt.
Die Kanäle können als Bohrungen oder als offene Rillen ausgeführt sein.
Die Auslassöffnung der Verdichterkammer kann im Kolben gebildet sein. So steht eine gesamte Stirnfläche des Zylinders zur Verfügung, um dort ein Einlassventil mit großer Querschnittsfläche und dementsprechend geringem Druckabfall unterzubringen. Eine Sauggasleitung ist vorzugsweise durch den Innenraum zur Verdichterkammer geführt, um das Sauggas schnell und mit geringer Erwärmung durch das Druckgas des Innenraums der Verdichterkammer zuzuführen.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren. Es zeigen:
Fig. 1 einen schematischen Schnitt eines erfindungsgemäßen
Verdichteraggregats;
Fig. 2 ein vergrößertes Detail des Verdichteraggregats gemäß einer ersten
Ausgestaltung;
Fig. 3 eine Draufsicht auf die Stirnfläche des Kolbens des Verdichteraggregats gemäß der ersten Ausgestaltung;
Fig. 4 das Detail der Fig. 2 gemäß einer zweiten Ausgestaltung; und
Fig. 5 eine Draufsicht auf die Stirnfläche des Kolbens gemäß der zweiten Ausgestaltung.
Das in Fig. 1 gezeigte Linearverdichteraggregat hat einen Linearantrieb 1 mit einem in einem Spalt 2 zwischen zwei sich gegenüberliegenden Elektromagneten 3 schwingfähig aufgehängten permanentmagnetischen Anker 4. Die Elektromagnete 3 haben jeweils E- förmige Joche mit einem zentralen Arm des Jochs umgebenden Wicklungen. Der Anker 4 wird durch einen an die Elektromagneten 3 von einer nicht dargestellten Versorgungsschaltung angelegten Wechselstrom zu einer von Rückstellfedern 23 geführten Oszillationsbewegung in der Längsrichtung des Spalts 2 angeregt.
Ein Verdichter umfasst einen Zylinder 7 und einen in dem Zylinder 7 beweglichen Kolben 6. Der Kolben 6 ist über eine Kolbenstange 5 an den Anker 4 gekoppelt. Der Zylinder 7 ist über ein Rahmenteil 24, an dem auch die Rückstellfedern 23 angreifen, fest mit den Elektromagneten 3 verbunden. Der Aufbau aus Linearantrieb 1 und Verdichter ist in einer Kapsel 8 hermetisch eingeschlossen und über an dem Rahmenteil 24 und der Kapsel 8 angreifende, nicht dargestellte Federn schwingfähig aufgehängt.
Eine elastische Rohrleitung 9 erstreckt sich durch eine Wand der Kapsel 8 zu einer Vorkammer 10 des Zylinders. Die Vorkammer 10 ist durch ein Rückschlagventil 1 1 von einer vom Zylinder 7 und dem Kolben 6 begrenzten Verdichterkammer 12 getrennt. Ein weiteres Rückschlagventil 13 ist dem Rückschlagventil gegenüberliegend in einer Stirnfläche 14 des Kolbens 6 angeordnet. Dieses ist im vorliegenden Fall in Art eines Kreiskegelstumpfes ausgebildet und bildet mit seiner Mantelfläche in einen Durchbruch des Kolbenbodens den Ventilsitz aus. Die kleinere Grundfläche des Kreiskegelstumpfes steht gegenüber dem Boden des Kolbens 6 vor und bildet eine Anschlagfläche.
Um die Oszillationsbewegung des Ankers 4 und des Kolbens 6 effektiv anzutreiben, ist die Frequenz des Wechselstroms auf die Resonanzfrequenz des schwingfähigen Systems aus Linearantrieb 1 , Verdichter und Rückstellfedern 23 abgestimmt. Die Amplitude der Oszillationsbewegung ist abhängig von der von der Versorgungsschaltung in die Elektromagnete 3 eingespeisten elektrischen Leistung. Diese kann in positiver und negativer Halbwelle des Wechselstroms unterschiedlich sein, insbesondere kann sie in der eine Expansionsbewegung des Verdichters antreibenden Halbwelle größer als in der eine Kompressionsbewegung antreibenden Halbwelle sein.
Wenn der Linearantrieb 1 den Kolben 6 zu einer Oszillationsbewegung antreibt, wird in einer Expansionsphase der Verdichterkammer 12 Niederdruckgas über die Rohrleitung 9 und die Vorkammer 10 in die Verdichterkammer 12 eingesaugt. Wenn gegen Ende einer Kompressionsphase des Verdichters der Druck in der Verdichterkammer 12 den in dem Innenraum 16 weit genug übersteigt, um eine Schließkraft des Rückschlagventils 13 zu überwinden, öffnet das Rückschlagventil 13, und das verdichtete Gas tritt in den Innenraum 16 der Kapsel 8 aus. In Abwandlung dazu kann auch vorgesehen sein, dass das Rückschlagventil 13 wenn es gegenüber dem Boden des Kolbens 6 übersteht, durch Anschlagen des Überstands an der Zylinderstirnwand öffnet. Im stationären Betrieb ist der Druck in dem Innenraum 16 nur geringfügig niedriger als der maximal in der Verdichterkammer 12 erreichte Druck, so dass das Rückschlagventil 13 erst knapp vor Erreichen des oberen Totpunkts öffnet. Deshalb arbeitet der Linearantrieb 1 während der gesamten Expansionsphase der Verdichterkammer 12 gegen den Druck des Innenraums 16 an, während in einer Kompressionsphase der Druck des Innenraums 16 fast ausreicht, um das Gas in der Verdichterkammer 12 zu komprimieren. Daher kann die Leistung, die die Versorgungsschaltung in die Elektromagnete 3 einspeist, in einer die Kompression antreibenden Halbwelle wesentlich geringer als in einer die Expansion antreibenden Halbwelle sein. Es ist daher keine aufwändige Überwachung der Kolbenbewegung erforderlich, um sicherzustellen, dass der Kolben 6 nicht oder wenigstens nicht zu heftig an die Stirnseite des Zylinders 7 anschlägt.
Fig. 2 zeigt stark vergrößert ein Detail des Verdichters aus Fig. 1. Man erkennt ein Fragment eines Mantels 17 des Zylinders 7 sowie einer Mantelfläche 18 und der Stirnfläche 14 des Kolbens 6. Durch den Mantel 17 erstrecken sich zahlreiche enge Bohrungen 19, durch die, solange der Druck in der Verdichterkammer 12 niedriger als im Innenraum 16 ist, komprimiertes Gas aus dem Innenraum 16 in die Verdichterkammer 12 bzw. in einen Spalt 20 zwischen dem Mantel 17 und der Mantelfläche 18 einströmt, dort ein Druckgaskissen zu bilden.
Kurz bevor im Laufe einer Kompressionsbewegung des Kolbens 6 der Kolben 6 seinen oberen Totpunkt erreicht, kommt es zum Druckausgleich zwischen der Verdichterkammer 12 und dem Innenraum 16, und der Gasstrom durch die Bohrungen 19 kommt zum Erliegen. Zahlreiche sich diagonal von der Stirnfläche 14 zur Mantelfläche 18 des Kolbens 6 erstreckende Bohrungen 21 fördern den Fluss von Druckgas aus der Verdichterkammer 12 in den Spalt 20, wenn sich der Kolben 6 über die Druckausgleichposition hinaus dem oberen Totpunkt nähert. Die Flussrichtung des Gases in Spalt 20 kehrt sich infolgedessen im Laufe der Kolbenbewegung um: während auf einem Großteil des Kolbenweges, vom unteren Totpunkt zur Druckausgleichsposition, der Druck in der Verdichterkammer 12 niedriger als im Innenraum 16 ist und Gas durch die Bohrungen 19 und den Spalt 20 in die Verdichterkammer 12 fließt, geht der Gasfluss in der Nähe des oberen Totpunkts von der Verdichterkammer 12 zum Innenraum 16. Somit ist der Kolben 6 an beiden Umkehrpunkten, wenn seine Geschwindigkeit Null wird und die Verweildauer entsprechend hoch ist, wirksam gasdruckgelagert, und lediglich wenn der Kolben die Druckausgleichsposition passiert, bricht das Gasdrucklager kurzzeitig zusammen. Da der Kolben an dieser Stelle zügig bewegt ist, ist die Zeit, in der die Lagerwirkung unterbrochen ist, kurz, und die Gefahr, dass der Kolben 6 im Zylinder 7 schleift, bevor die Lagerwirkung wieder einsetzt, ist gering. - -
Fig. 3 zeigt eine Draufsicht auf die Stirnfläche 14 des Kolbens 6 mit den daran gebildeten Eingangsöffnungen der Bohrungen 21. Gestrichelte Linien veranschaulichen den radialen Verlauf der Bohrungen 21 im Inneren des Kolbens 6 zur Mantelfläche 18.
Die Fig. 4 und 5 zeigen jeweils zu Fig. 2 und 3 analoge Ansichten gemäß einer zweiten Ausgestaltung der Erfindung. Hier sind die Bohrungen 19 des Kolbens 6 durch schräg von Außen in Stirn und Mantelfläche des Kolbens eingeschnittene Rillen 22 ersetzt. Die Funktion der Rillen 22 ist dieselbe wie die der Bohrungen 19 in der ersten Ausgestaltung. Die Rillen zeichnen sich gegenüber den Bohrungen dadurch aus, dass sie einfacher zu fertigen sind. Die Bohrungen haben hingegen das kleinere Totvolumen, so dass mit der ersten Ausgestaltung ein etwas höherer Wirkungsgrad erreichbar ist als mit der zweiten.

Claims

- -Patentansprüche
1. Verdichteraggregat mit einem Zylinder (7) und einem Kolben (6), die eine Verdichterkammer (12) begrenzen, einem Linearantrieb (1 ) zum Antreiben einer Relativbewegung von Zylinder (7) und Kolben (6) und einer Kapsel (8), die wenigstens den Zylinder (7) und den Kolben (6)umgibt, dadurch gekennzeichnet, dass eine Auslassöffnung (13) der Verdichterkammer (12) in einen Innenraum (16) der Kapsel (8) mündet.
2. Verdichteraggregat nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (6) in dem Zylinder (7) gasdruckgelagert ist.
3. Verdichteraggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass Bohrungen (19) in einem Mantel (17) des Zylinders (7) einen Spalt (20) zwischen dem Mantel (17) und einer Mantelfläche (18) des Kolbens (6) mit dem Innenraum (16) verbinden.
4. Verdichteraggregat nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass Kanäle (21 , 22) zum Zuführen von Druckgas aus der Verdichterkammer (12) in den Spalt (20) sich zwischen einer Stirnfläche (14) und der Mantelfläche (18) des Kolbens (6) erstrecken.
5. Verdichteraggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Kanäle als Bohrungen (21 ) ausgeführt sind.
6. Verdichteraggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Kanäle als Rillen (22) ausgeführt sind.
7. Verdichteraggregat nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Auslassöffnung (13) im Kolben (6) gebildet ist.
8. Verdichteraggregat nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Auslaßöffnung (13) am Boden des Kolbens (6) gebildet ist. - -
9. Verdichteraggregat nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Auslassöffnung (13) mit einem Ventil abgeschlossen ist.
10. Verdichteraggregat nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil (13) als Rückschlagventil ausgebildet ist
1 1. Verdichteraggregat nach einem der Ansprüche 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Anschlagventil (13) zum Innenraum des Kolbens (6) hin öffnet.
12. Verdichteraggregat nach einem der Ansprüche 9 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Abschnitt des Rückschlagventils (13) über dem Boden des Kolbens (6) vorsteht.
13. Verdichteraggregat nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet dass der überstehende Abschnitt des Rückschlagventils (13) aus einem stoßabsorbierenden Material (Viton) gebildet ist.
14. Verdichteraggregat nach einem der Ansprüche 9 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass das Rückschlagventil (13) in Art eines Kreiskegelstumpfes ausgebildet ist, der mit seiner Mantelfläche im Boden des Kolbens (6) den Ventilsitz bildet.
15. Verdichteraggregat nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der
Kreiskegelstumpf mit seiner kleineren Grundfläche über den Boden des Kolbens (6) vorsteht.
16. Verdichteraggregat nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Sauggasleitung (9) durch den Innenraum (16) zur
Verdichterkammer (12) geführt ist.
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