NO872410L

NO872410L - DEVICE FOR CYCLIC SPEED CONTROL IN VARIABLE VARIABLE MACHINES.

Info

Publication number: NO872410L
Application number: NO87872410A
Authority: NO
Inventors: Anton Braun
Original assignee: Anton Braun
Priority date: 1985-10-10
Filing date: 1987-06-09
Publication date: 1987-07-09
Also published as: EP0246227A1; AU581044B2; EP0246227B1; NO872410D0; WO1987002423A1; AU5094285A; HUT48949A; DK294187D0; EP0246227A4; BR8507298A; DE3584293D1; DK294187A; JPS63502523A; ATE68037T1

Abstract

A free piston engine includes speed control means which provide a wide range of engine speed control for selective connection and use of the engine with any one of a number of different types of energy absorbing devices. The desired control is achieved by use of two bounce chambers (18p and 18n) and a double-acting bounce piston unit (16) specifically located at an intermediate position along the axis of reciprocation of the piston rod assembly of such an engine, i.e. between a power piston (15) at one end of the piston rod and a connecting means at the other piston rod end for driving connection of the piston rod assembly with a movable member (e.g. reciprocating compressor piston (34) or reciprocating electric generator member) of the selected energy absorbing device. The control means further includes at least one pair of variably adjustable bounce chamber pressure control valves (23 and 24), one for each bounce chamber. Each control valve of such one pair provides for and controls a direct connection of its respective bounce chamber to ambient atmospheric air outside the bounce chamber. The controls further include sensing means (37) responsive to changes in demands on or operation of the selected energy absorbing device for variably and substantially simultaneously adjusting each control valve of such one pair and thereby similarly changing (i.e. both upwardly or both downwardly) the respective bounce chamber working pressures. Other bounce pressure control features are also described.

Description

I anordninger som arbeider med sin egen frekvens, slik som fri-stempelmaskiner, er deres frekvens eller syklisk hastighet en funksjon av anordningens energitilførselsdel og energiavgivelsesdel, slik som kraftstempelenergi tilførsels-delen og kompressorstempelenergiavgivelsesdelen i en fri-stempelmotorkompressor. Med andre ord vil hastigheten for en slik motorkompressor variere i et gitt fast, naturlig forhold med variasjoner med kompressorvolumetrisk strømning og kompressorinntakstrykk og/eller avgivelsestrykk. Således, i en varmepumpe er eksempelvis en større volumetrisk strøm-ningstakt typisk nødvendig ved de lavere inntaks- og avgivelsestrykk som er involvert ved drift ved lave omgivelses-temperaturer. Imidlertid er selv ved maksimal stempelslag-lengde ikke bare den volumetriske ytelse pr. slag redusert ved det lavere inntakstrykk, men takten av volumetrisk strømning er dessuten vesentlig redusert ved den lavere egenfrekvens som motorkompressoren vil anta under innflytelsen av både det lavere inntaks- og avgivelsestrykk. In devices that operate at their own frequency, such as free-piston machines, their frequency or cyclic speed is a function of the device's energy input and energy output, such as the power piston energy input and compressor piston energy output in a free-piston engine compressor. In other words, the speed of such a motor compressor will vary in a given fixed, natural ratio with variations with compressor volumetric flow and compressor inlet pressure and/or discharge pressure. Thus, in a heat pump, for example, a larger volumetric flow rate is typically required at the lower intake and discharge pressures involved in operation at low ambient temperatures. However, even at maximum stroke length, not only is the volumetric performance per stroke reduced by the lower intake pressure, but the rate of volumetric flow is also significantly reduced by the lower natural frequency that the engine compressor will assume under the influence of both the lower intake and discharge pressure.

Dette faste naturlige forhold er ikke hittil blitt styrt effektivt over et område bredt nok til å hindre eller å overvinne, på en praktisk måte, det problem som nettopp er beskrevet, og særlig til å tilveiebringe en forbedret lineær f r i-stempelmotor som er i stand til drive en hvilken som helst av et antall forskjellige typer av energlabsorberende anordninger. This fixed natural ratio has not heretofore been controlled effectively over a range wide enough to prevent or overcome, in a practical way, the problem just described, and in particular to provide an improved linear f r i piston engine capable of to operate any of a number of different types of energy absorbing devices.

I en bestrebelse på et visst omfang å tilveiebringe hastighetsstyring for maskiner, slik som fri-stempelmotorkom-pressorer, involverte et tidligere forslag en anordning hvor de frem- og tllbakegående fri-stempelmasser hadde hule deler som kunne fylles i varierende grad med en væske, slik som olje, således, ved variasjon av de frem- og tllbakegående masser, skulle hastigheten styres innenfor et temmelig begrenset område, ettersom den sykliske hastigheten varierer med massen i henhold til ligningen: som for en gitt karakteristisk motor kan reduseres til: In an effort to provide some degree of speed control for machines such as free-piston motor compressors, an earlier proposal involved a device in which the reciprocating free-piston masses had hollow portions which could be filled to varying degrees with a liquid, such as oil, thus, by variation of the forward and backward masses, the speed should be controlled within a rather limited range, as the cyclic speed varies with the mass according to the equation: which for a given characteristic engine can be reduced to:

når F er drivkraften, s er slaglengden og s^ ogS2den indre og ytre grense for slaget av m (den frem- og tllbakegående eller drevne massen), V er massens hastighet og n den sykliske hastighet. Slik som ligning II viser, måtte massen bli redusert eksempelvis til en fjerdedel for å oppnå den dobbelt sykliske hastighet, hvilket i praksis vil være et ytterst vanskelig og høyt sannsynelig ugjennomførlig resultat å oppnå. when F is the driving force, s is the stroke length and s^ and S2 are the inner and outer limits of the stroke of m (the reciprocating or driven mass), V is the velocity of the mass and n the cyclic velocity. As equation II shows, the mass had to be reduced, for example, to a quarter in order to achieve the double cyclic speed, which in practice would be an extremely difficult and highly likely unfeasible result to achieve.

I forbindelse med bruken av fri-stempelmotorgassgeneratorer (forgassere) for levering av exhaust gass til å drive en turbin, er tidligere anstrengelser blitt gjort, slik som i Lewis, US-patent 2.435.970, til å styre frekvensen av en fri-stempelmotor ved hjelp av et ytterligere prellkammer (bounce chamber) i forbindelse med et prellkammer på baksiden av et belastningskompressorstempel til å søke lavere og høyere frekvensgrenser enn hva som ville være mulig uten et slikt ytterligere prellkammer. Selv om Lewis foreslo at hans ønskede operasjon kunne gjennomføres med hjelp av regulaterer som reagerer på forskjellige driftsbetingelser til å justere eller å reagere på trykk i et antall av motorsteder, innbe-fattende direkte (positive) og omvendte (negative) prellkammere og andre deler av hans forgasser, omhandler Lewis patentet ikke en motor og styrekombinasjon som er i stand til å tilfredsstille problemene som erkjennes pg løses av foreliggende oppfinner på den måte som er beskrevet i denne søknad. In connection with the use of free-piston engine gas generators (carburetors) for supplying exhaust gas to drive a turbine, previous efforts have been made, such as in Lewis, US Patent 2,435,970, to control the frequency of a free-piston engine by the use of an additional bounce chamber (bounce chamber) in conjunction with a bounce chamber on the back of a load compressor piston to seek lower and higher frequency limits than would be possible without such an additional bounce chamber. Although Lewis proposed that his desired operation could be accomplished by means of regulators responsive to various operating conditions to adjust or respond to pressures in a number of engine locations, including direct (positive) and reverse (negative) bounce chambers and other parts of his carburettor, the Lewis patent does not deal with an engine and steering combination capable of satisfying the problems recognized as being solved by the present inventor in the manner described in this application.

Denne oppfinnelse involverer erkjennelsen av et behov for en fri-stempelmotor som kunne variere hastigheten over et meget bredt område og for selektiv bruk med en hvilken som helst av et antall av forskjellige typer av energlabsorberende anordninger og med heller enkle styreelementer. Det ønskede brede styreområdet for en slik motor kan oppnås ved bruk av spesielt plasserte og konstruerte prellkammere, og dessuten ved hjelp av lavere trykk i slike spesielt plasserte prellkammere som er i stand til å operere uten et trykksatt reservoar med høytrykks prellstyrefluidum. I tilfeller hvor den energlabsorberende anordningen involverer en kompressor eller varemepumpe, er en slik kombinasjon i stand til å drive styreseks j onen med et separat fluidum fra det i arbeids-kompressoren eller varmepumpeseksjonen , og med mindre kompliserte styreelementer enn hva ellers ville være nød-vendig. For visse anvendelser erkjennes også et behov er en vibrasjonsfri kompressor méd en motorhastighetstyreenhet og en f orurensnings-f r i kompressor for komprimering av freon eller lignende. This invention involves the recognition of a need for a free-piston engine capable of varying speed over a very wide range and for selective use with any of a number of different types of energy absorbing devices and with rather simple control elements. The desired wide control range for such an engine can be achieved by the use of specially placed and constructed bounce chambers, and furthermore by means of lower pressures in such specially placed bounce chambers which are able to operate without a pressurized reservoir of high pressure bounce control fluid. In cases where the energy absorbing device involves a compressor or heat pump, such a combination is able to drive the control section with a separate fluid from that in the working compressor or heat pump section, and with less complicated control elements than would otherwise be necessary . For certain applications, a need is also recognized for a vibration-free compressor with a motor speed control unit and a pollution-free compressor for compressing freon or the like.

Den foreliggende oppfinnelse omfatter følgelig en hastighets-styreanordning som tillater å endre hastigheten for en fri-stempelmotorkompressor eller lignende energlabsorberende anordning (EAA) innenfor vide grenser, eller å opprettholde hastigheten av en fri-stempelmotordrevet elektrisk generator eller vekselstrømsgenerator innenfor meget snevre grenser, uavhengig av tilstandene for energitilførselsseksjonen eller den energlabsorberende seksjonen som kan, i tilfellet av generatoren, kreve et meget bredt styreområde for å opprettholde en i alt vesentlig konstant hastighet, og i tilfellet med kompressor eller varmepumpe EAA'er, krever vesentlig hastighetsendringer som er nødvendige, eksempelvis ettersom kompressorfordring endrer seg fra lavt volum-høyt trykk til høyt volum-lavt trykk operasjon, og som i begge .tilfeller er det nøyaktige motsatte av hva motoren ville gjøre eller måten som den vil reagere på, hvis den ikke innbefattes styrings-midlet og den konstruktive løsning og relative plassering av prellkammere ifølge denne oppfinnelse. Accordingly, the present invention comprises a speed control device which allows to change the speed of a free-piston engine compressor or similar energy absorbing device (EAA) within wide limits, or to maintain the speed of a free-piston engine-driven electrical generator or alternator within very narrow limits, regardless of the conditions of the energy supplying section or the energy absorbing section which may, in the case of the generator, require a very wide control range to maintain an overall substantially constant speed, and in the case of compressor or heat pump EAAs, require significant speed changes that are necessary, for example as compressor demand changes from low-volume-high-pressure to high-volume-low-pressure operation, and as in both cases it is the exact opposite of what the engine would do or the way it would react if it did not include the control means and the constructive solution and relative placement of bounce chambers according to this invention.

Den foreliggende oppfinnelse tilveiebringer således en fri-stempelmotor med variabel slaglengde som selektivt kan forbindes med en hvilken som helst av flere forskjellige energlabsorberende anordninger, og hvor motorhastigheten (frekvensen av frem- og tllbakegående bevegelse) kan styres og justeres som reaksjon på et ytterst bredt område av endringer av behov hos en spesiell energlabsorberende anordning (EAA) som er koplet til og drives av stempel-motoren. Det har vist seg at det ønskede området av styre-krefter kan- effektivt tilveiebringes ved justering av arbeidstrykkene i to prellkammere som er spesielt plassert ved en mellomliggende posisjon langs aksen for en frem- og tllbakegående stempelstangenhet i en fri-stempelmotor som har et kraftstempel ved en ende og et forbindelsesmiddel ved den andre enden for drivende forbindelse med et bevegelig organ på den valgte energlabsorberende anordningen. En prellstempelenhet som har motsatt-rettede og motsatt-virkende prellstempelflater komprimerer luften eller gassen i et prellkammer under et kraftstempelekspansjonsslag av stempelstangenheten fra kraftstempelenden mot EAA forbindelsesenden og komprimerer så luften eller gassen i det andre prellkammeret under retur (dvs. kompresjons) slaget av kraftstemplet. The present invention thus provides a free-piston engine with a variable stroke which can be selectively connected to any one of several different energy-absorbing devices, and where the engine speed (frequency of reciprocating motion) can be controlled and adjusted in response to an extremely wide range of changes in the needs of a special energy absorbing device (EAA) which is connected to and driven by the piston engine. It has been found that the desired range of control forces can be effectively provided by adjusting the working pressures in two bounce chambers which are specially located at an intermediate position along the axis of a reciprocating piston rod assembly in a free-piston engine having a power piston at one end and a connecting means at the other end for driving connection with a movable member of the selected energy absorbing device. A rebound piston assembly having oppositely directed and oppositely acting rebound piston surfaces compresses the air or gas in a rebound chamber during a power piston expansion stroke of the piston rod assembly from the power piston end toward the EAA connecting end and then compresses the air or gas in the second rebound chamber during the return (ie, compression) stroke of the power piston.

Således tilveiebringer oppfinnelsen et negativt første prellkammer ved et relativt sted mellom en prellstempel-arbeidsflate og kraftstempelenden av stempelstangenheten, og et positivt andre prellkammer ved et relativt sted mellom den andre prellstempelarbeidsflaten og EAA-enden av stempelstangenheten. I de foretrukne utførelsesformer er det første og andre prellkammer mest virkningsfullt og effektivt tilveiebragt ved hjelp av en enkelt prellsylinder i hvilken motsatte flater av kun et dobbelt-virkende prellstempel anvendes til å separere de to prellkammerne, hvorved elimi-neres halvparten av friksjonstapene som ville bli utviklet mellom de vanlige stempelringene og de indre prellsylinder-veggoverflåtene, hvis prellstempelenheten hadde to stempel-elementer, og også forminsker nettotrykkdifferensialene mellom de to kammerne som adskilles av et slikt enkelt prellstempel. Thus, the invention provides a negative first rebound chamber at a relative location between a rebound piston working surface and the power piston end of the piston rod assembly, and a positive second rebound chamber at a relative location between the second rebound piston working surface and the EAA end of the piston rod assembly. In the preferred embodiments, the first and second rebound chambers are most effectively and efficiently provided by means of a single rebound cylinder in which opposite surfaces of only a double-acting rebound piston are used to separate the two rebound chambers, thereby eliminating half of the frictional losses that would be developed between the common piston rings and the inner ram cylinder wall surfaces, if the ram assembly had two piston elements, and also reduces the net pressure differentials between the two chambers separated by such a single ram.

Oppfinnelsen tilveiebringer dessuten styremiddel for slike maskiner som innbefatter minst et par at prellkammer trykk-styreåpninger (en åpning i hvert prellkammer), og minst et par av variabelt (f. eks. inkrementelt eller intermittent) justerbare prelltrykkstyreventiler (en for hvert av prellkammer styreåpningene i nevnte par). Hver styreventll i nevnte ene par, når åpnet delvis, fullstendig, inkrementelt eller intermittent, muliggjør direkte forbindelse av prellkammeret, gjennom dets prellkammertrykkstyreåpning, til omgivende atmosfærisk luft utenfor prellsylinderen. Hver av styreventilene er ytterligere koplet til sin respektive prellkammerstyreåpning for variabelt og i alt vesentlig samtidig å justere hver av de variable trykkstyreventilene i nevnte par og dermed på tilsvarende måte endre (dvs. den samme retningen, begge oppad eller begge nedad) de respektive prellkammerarbeidstrykkene som reaksjon på endringer i behovene på den spesielle EAA som er involvert. The invention also provides control means for such machines which include at least a pair of bounce chamber pressure control openings (one opening in each bounce chamber), and at least a pair of variably (e.g. incrementally or intermittently) adjustable bounce pressure control valves (one for each of the bounce chamber control openings in mentioned pair). Each control valve in said one pair, when opened partially, fully, incrementally or intermittently, enables direct connection of the bounce chamber, through its bounce chamber pressure control opening, to ambient atmospheric air outside the bounce cylinder. Each of the control valves is further connected to its respective bounce chamber control opening to variably and essentially simultaneously adjust each of the variable pressure control valves in said pair and thus correspondingly change (i.e. the same direction, both upwards or both downwards) the respective bounce chamber working pressures which response to changes in the needs of the particular EAA involved.

I de foretrukne utførelsesformer er styreventilene i nevnte ene par plassert og innrettet til å justere de maksimale utløpstrykk for hvert prellkammer. Det er også mulig å anordne slike ventiler til å justere mlnimumsinnløpstrykkene for hver prellkammer, eller endog å tilveiebringe to slike styrevent i lpar , et par for innløpstrykk og et par for utløpstrykk. In the preferred embodiments, the control valves in said one pair are located and arranged to adjust the maximum outlet pressures for each bounce chamber. It is also possible to arrange such valves to adjust the minimum inlet pressures for each bounce chamber, or even to provide two such control valves in lpar, a pair for inlet pressure and a pair for outlet pressure.

Oppfinnelsen muliggjør også den ytterligere kombinasjon av middel for relativt å justere minst et par av de respektive variable trykkstyreventilene i motsatte retninger, hvorved muliggjøres å forflytte de suksessive toppdødsenterposi-sjonene for kraftstemplet i dets kraftsylinder som reaksjon på et signal fra et motorvirkningsgradavfølende middel som indikerer relativ effektivitet eller ineffektivitet av forbrenning og funksjon av motoren. Et slikt signal kan gjøres tilgjengelig eksempelvis fra en bankningsavføler av den type som reagerer på og indikerer begynnende banking i kraf tsyl inderen, dvs. ved toppdødsenterposisjonen av kraftstemplet like før der hvor faktisk bankning kan forekomme. The invention also enables the further combination of means for relatively adjusting at least a pair of the respective variable pressure control valves in opposite directions, thereby enabling the successive top dead center positions of the power piston in its power cylinder to be moved in response to a signal from an engine efficiency sensing means indicating relative efficiency or inefficiency of combustion and functioning of the engine. Such a signal can be made available, for example, from a knock sensor of the type that responds to and indicates incipient knocking in the power cylinder, i.e. at the top dead center position of the power piston just before where actual knocking can occur.

Et slikt bankningsavfølende middel er vist eksempelvis i oppfinnerens tidligere US-patent nr. 3.853.100. Such a knock-sensing means is shown, for example, in the inventor's previous US patent no. 3,853,100.

Det har vist seg at bruken av to slike prellkammere, med et dobbeltvirkende prellstempel i en enkelt prellsylinder som er vesentlig større i tverrsnittsareal enn det for kraftstemplet i dets kraf tsyl inder, gir adekvate krefter på den frem- og tllbakegående stempelstangenheten til å styre meget effektivt og i realiteten den motorhastighet som behøves for å tilfredsstille det brede området at endringer i behovene på visse EAA'er, slik som elektriske lineære generatorer, varmepunkter, hydrostatiske pumper, prosessorgasskompres-sorer, og gass eller oljefeltkompressorer. Som en praktisk sak, blir effektiviteten av slike styringinger fortrinnsvis fremmet ved å ha hver flate av det dobbeltvirkende prellstemplet vesentlig større i tverrsnittsareal enn det for kraftstemplet med en faktor i området fra minst 1,5 til minst 4 ganger kraf t stempl et s areal, og i visse anvendelser så meget som 10 ganger det effektive kraftstempelarealet. Med slike store arealforhold, er det blitt funnet at de fleste belastningsbehov på nevnte EAA kan styres ved å anvende omgivende atmosfærisk luft som et lett tilgjengelig styrefluidum, hvorved man eliminerer eventuelt behov for en spesiell kilde av luft eller gass under meget høyt trykk som et styrefluidum for prellkammerne. Det også eliminerer i vesentlig grad behovet for høye starttrykk. It has been found that the use of two such bounce chambers, with a double-acting bounce piston in a single bounce cylinder which is substantially larger in cross-sectional area than that of the power piston in its power cylinder, provides adequate forces on the reciprocating piston rod unit to control very effectively and, in effect, the engine speed required to satisfy the wide range of changes in the needs of certain EAAs, such as electric linear generators, hot spots, hydrostatic pumps, process gas compressors, and gas or oil field compressors. As a practical matter, the effectiveness of such controls is preferably promoted by having each face of the double-acting rebound piston substantially larger in cross-sectional area than that of the power piston by a factor in the range of at least 1.5 to at least 4 times the power piston's area, and in certain applications as much as 10 times the effective power piston area. With such large area conditions, it has been found that most load requirements on said EAA can be controlled by using ambient atmospheric air as a readily available control fluid, thereby eliminating any need for a special source of air or gas under very high pressure as a control fluid for the bounce chambers. It also largely eliminates the need for high starting pressures.

I en f r i-stempelmotor varierer den sykliske hastigheten av den frem- og tllbakegående enheten tilnærmesesvis med kvadratroten av det samlede middel eller gjennomsnittskraft som driver den frem- og tllbakegående enheten. I den foreliggende oppfinnelse som nettopp beskrevet, kan den sykliske hastigheten vesentlig endres ved å heve eller senke trykkene i hver av prellkammerne, ettersom komponentkreftene som driver prellstemplet er et produkt av deres respektive stempelområder og de korresponderende trykk som virker på disse. Ved å anta allminnelig anvendte virksomme middeltrykk i motoren eller kraftsylinderen, kan det vises for å doble den sykliske motorhastigheten, må prelltrykkene PB økes med omtrentlig tre ganger produktet av det virksomme motor-middeltrykk -MEP ganger forholdet mellom kraftstempelarealet AE og prell-stempelarealet AB, dvs. PB er nær lik 3 MEP In a reciprocating engine, the cyclic speed of the reciprocating unit varies approximately with the square root of the overall mean or average force driving the reciprocating unit. In the present invention as just described, the cyclic rate can be substantially changed by raising or lowering the pressures in each of the rebound chambers, as the component forces driving the rebound piston are a product of their respective piston areas and the corresponding pressures acting on them. Assuming commonly used engine mean effective pressures in the engine or power cylinder, it can be shown that to double the cyclic engine speed, the rebound pressures PB must be increased by approximately three times the product of the engine mean effective pressure -MEP times the ratio of the power piston area AE to the rebound piston area AB, i.e. PB is close to 3 MEP

(AE/AB).(AE/AB).

Dette viser klart den store fordelen ved den foreliggende oppfinnel-se ved tilveiebringelse av friheten til å velge tverrsnittsarealene for de to prellkammerne (og deres tilsvarende stempel) uavhengig av områdene for kraftstemplet, og at kompressorstemplet (hvis sådant finnes). Således vil dobling av motorhastigheten for en fri-stempelmotor ifølge ovenstående eksempel være mulig med effektive prellmiddeltrykk av kun 75$ av det effektive middeltrykket for kraftseksjonen, hvis prellstempelarealet vil være fire ganger det for kraftstemplet, hvilket i en typisk motorkompressor-anvendelse vil være fullt ut praktiserbart. Dette står i skarp kontrast til tidligere viste konstruksjoner hvor de effektive prellmiddeltrykk vil måtte være mer enn tre ganger det effektive middeltrykk for kraftseksjonen eller mer enn fire ganger så høyt som trykkene som behøves ifølge den foreliggende oppfinnelse. This clearly shows the great advantage of the present invention in providing the freedom to choose the cross-sectional areas of the two bounce chambers (and their corresponding piston) independently of the areas of the power piston, and that of the compressor piston (if present). Thus, doubling the engine speed for a free-piston engine according to the above example would be possible with effective rebound medium pressures of only 75$ of the effective mean pressure of the power section, if the rebound piston area would be four times that of the power piston, which in a typical motor compressor application would be fully practicable. This is in sharp contrast to previously shown constructions where the effective impact medium pressures will have to be more than three times the effective mean pressure for the power section or more than four times as high as the pressures required according to the present invention.

For således å styre den middels prellkammerkraft i et forhold av ti til en, er det ganske enkelt nødvendig å operere prellkammer inntakstrykket mellom atmosfærisk trykk av 1 ATA og 0,1 ata. Dette kan oppnås ved å begrense tverrsnittet oppstrøms relativt inntaksventi lene tilsvarende. Disse underatmosfæriske prellinnløpsstyretrykk er praktiserbare for store hastighetsendringer som et resultat av det store prellstempelarealet og den dobbeltvirkende prellstempelenheten som er mulig ifølge denne oppfinnelse. Dette bekrefter den vesentlige fordeler med den foreliggende oppfinnelse ved tilveiebringelse av et stort areal for hver hast ighetsstyrestempelf late, slik at et meget bredt styreområde for motorhastigheten kan oppnås med bruk av omgivende luft ved atmosfærisk trykk som styrefluidumet. In order to thus control the mean bounce chamber force in a ratio of ten to one, it is simply necessary to operate the bounce chamber intake pressure between atmospheric pressure of 1 ATA and 0.1 ata. This can be achieved by limiting the cross-section upstream relative to the intake valves accordingly. These sub-atmospheric bounce inlet control pressures are practicable for large velocity changes as a result of the large bounce piston area and double-acting bounce piston assembly made possible by this invention. This confirms the significant advantages of the present invention by providing a large area for each speed control piston surface, so that a very wide control range for the engine speed can be achieved using ambient air at atmospheric pressure as the control fluid.

En ytterligére fordel med å ha prellkammeret i hastighetsstyreseksjonen uavhengig av den valgte energlabsorberende anordning, slik som kompressor stemplet for en kompressor eller varmepumpe, er at de maksimale trykk i prellkammerne for hastighetsstyreseksjonen ifølge foreliggende oppfinnelse kan holdes på et minimum. Dessuten, når den energlabsorberende anordning som skal fjernbart festes til den ytre enden av motorkraftenheten innbefatter et kompressorstempel i en kompressor syl inder , kan denne kompr essorsylinder også konstrueres til å gi ytterligere (tredje) prellkammer mellom den ytre enden av motoren og kompressorstemplet. Et slikt tredje prellkammer kan anvendes på baksiden av kompressorstemplet på slik måte at det hjelper til med å holde prelltrykkene i de to hastighetsstyreprellkammerne for motoren i alt vesentlig like og således på deres lavest mulige maksimale sylindertrykk. A further advantage of having the bounce chamber in the speed control section regardless of the chosen energy absorbing device, such as compressor piston for a compressor or heat pump, is that the maximum pressures in the bounce chambers for the speed control section according to the present invention can be kept to a minimum. Also, when the energy absorbing device to be removably attached to the outer end of the engine power unit includes a compressor piston in a compressor cylinder, this compressor cylinder can also be designed to provide additional (third) bounce chamber between the outer end of the engine and the compressor piston. Such a third bounce chamber can be used at the back of the compressor piston in such a way that it helps to keep the bounce pressures in the two speed control bounce chambers for the engine substantially equal and thus at their lowest possible maximum cylinder pressures.

I visse anvendelser, slik som i varmepumper og luftkondisjon-er ingsanlegg , er det også ønskelig å ha en begynnelses-belastning for å unngå mekanisk kontakt mellom stempelenheten og sylinderhodet under oppstarting og andre overgangsbeting-elser. I dette tilfellet kan et eller begge kammere i fre-kvensstyreprelleren bevirkes til midlertidig å virke som kompressorer inntil kjølemiddelkompressoren er i stand til å oppta kraf t innmatningen fra driv eller kraftseksjonen. Lignende situasjoner eksisterer eksempelvis i fri-stempelmotors elektriske generatorer som ville kunne styres på ligende måte ved hjelp av hastighetsstyreprelleren. In certain applications, such as in heat pumps and air conditioning systems, it is also desirable to have an initial load to avoid mechanical contact between the piston unit and the cylinder head during start-up and other transitional conditions. In this case, one or both chambers in the frequency converter can be made to temporarily act as compressors until the refrigerant compressor is able to absorb the power input from the drive or power section. Similar situations exist, for example, in free-piston engine electric generators which could be controlled in a similar way using the speed control relay.

Oppfinnelsen ligger kun således kun ikke bare i bruken eller styringen av prellstempelstyretrykk alene eller bruken av to prellkammere som en styring. Den involverer også det bestemte relative sted av prellstempelflater og prellkammere til å gi adekvate styrestempelarealer uten blokkering eller begrensning av arealet for EAA-forbindelsesenden for motoren. Dette muliggjør videre tilveiebringelsen og bruken av et optimalt antall av stempelflater og en optimal tilegnelse av kraft og styrefunksjoner til slike stempelflater, innbefatt-ende tildelingen av hastighetsstyrefunksjoner til de spesielt plasserte motsatt-virkende prellkammerne og prellstempel-flåtene og muligheten for å bruke omgivende atmosfærisk luft som et styrefluidum til å tilveiebringe et bredt styrings-område på en måte som er forenlig med den selektive befest-igelse av-forskjellige energlabsorberende anordninger. The invention thus only lies not only in the use or control of rebound piston control pressure alone or the use of two rebound chambers as a control. It also involves the specific relative location of bounce piston surfaces and bounce chambers to provide adequate guide piston areas without blocking or limiting the area of the EAA connecting end of the engine. This further enables the provision and use of an optimal number of piston surfaces and an optimal appropriation of power and control functions to such piston surfaces, including the assignment of speed control functions to the specially positioned opposite-acting rebound chambers and rebound piston floats and the possibility of using ambient atmospheric air as a control fluid to provide a wide control range in a manner compatible with the selective attachment of various energy absorbing devices.

Fig. 1 på den vedlagte tegning er et skjematisk riss som Fig. 1 in the attached drawing is a schematic drawing which

viser en utførelsesform av oppfinnelsen.shows an embodiment of the invention.

Fig. 2 er et arbeidsdiagram hvor arbeidet er plottet vertikalt med referanse til ekspansjons- og kompre-sjonsslagene plottet horisontalt for kraftstemplet i en motorenhet. Fig. 2 is a work diagram where the work is plotted vertically with reference to the expansion and compression strokes plotted horizontally for the power piston in an engine unit.

Fig. 3 er et arbeidsdiagram for en prellerenhet.Fig. 3 is a working diagram of a bouncer unit.

Fig. 4 er et arbeidsdiagram for en kompressorenhet.Fig. 4 is a working diagram for a compressor unit.

Fig. 5 er arbeidsdiagrammet for en skylleenhet.Fig. 5 is the working diagram of a flushing unit.

Fig. 6 er et arbeidsdiagram for en prellerenhet som har forskjellige innløps- og utløpsvent11trykkinn- stillinger fra det i fig. 3, hvorved prelleren tillates på disse innstillinger å virke som en kompressor. Fig. 6 is a working diagram for a bouncer unit which has different inlet and outlet valve11 pressure settings from that in fig. 3, whereby the bouncer is allowed at these settings to act as a compressor.

Fig. 7 er et arbeidsdiagram for en negativ preller i Fig. 7 is a working diagram for a negative bouncer i

kompressorsylinderen.the compressor cylinder.

Fig. 8 er et skjematisk riss som viser en modifikasjon av Fig. 8 is a schematic view showing a modification of

oppfinnelsen.the invention.

Fig. 9 er et fragmentært snittriss av modifikasjonen i fig. Fig. 9 is a fragmentary sectional view of the modification in fig.

8, tatt langs linje 9-9 i fig. 8.8, taken along line 9-9 in fig. 8.

Fig. 10 er et skjematisk riss som viser tilsvarende fig. 1 en Fig. 10 is a schematic diagram showing the corresponding fig. 1 one

annen foretrukket utførelsesform av oppfinnelsen. other preferred embodiment of the invention.

Fig. 11 er ét skjematisk riss som viser, tilsvarende fig. 10, Fig. 11 is a schematic view showing, corresponding to fig. 10,

en annen modifikasjon ifølge oppfinnelsen.another modification according to the invention.

Fig. 11A - er et delvis skjematisk riss av en foretrukket Fig. 11A - is a partial schematic view of a preferred one

modifikasjon av anordningen i fig. 11.modification of the device in fig. 11.

I den foretrukne utførelsesform av oppfinnelsen, som er vist i fig. 1 betegner henvisningstallet 10 en fri-stempelmotors kraftsylinder som har et brennstoffinnløp 11, et luftinnløp 12, et exhaust utløp 13 i en kraftseksjon 10p av sylinderen, og konvensjonelt luftinnløp og utløpstilbakeslagsventiler i en sky 11 eluf tseksj on 10s derav. Et kraftstempel 15 er forbundet med et prellstempel 16 ved hjelp av en stempelstang 17 som strekker seg gjennom et lager 14 i en vegg mellom nevnte stempler. Skylleluft kan passende leveres fra 10s til 10p gjennom en ledning 12a ved å anvende den indre flaten (dvs. den høyre flaten som betraktet i fig. 14) av kraftstemplet 15 som et skyllestempel under ekspansjonsslaget av stemplet 15 mot høyre. In the preferred embodiment of the invention, which is shown in fig. 1, reference numeral 10 denotes a free-piston engine power cylinder having a fuel inlet 11, an air inlet 12, an exhaust outlet 13 in a power section 10p of the cylinder, and conventional air inlet and outlet check valves in a cloud 11 and air section 10s thereof. A power piston 15 is connected to a rebound piston 16 by means of a piston rod 17 which extends through a bearing 14 in a wall between said pistons. Purge air may conveniently be supplied from 10s to 10p through a line 12a by using the inner face (ie the right face as considered in Fig. 14) of the power piston 15 as a purge piston during the expansion stroke of the piston 15 to the right.

Et dobbeltvirkende prellstempel 16 er plassert i en felles prellsylinder 18 som har stempelstanglagere 19 og 20 og luftinntaksåpninger 21 og 22, en på hver side av stemplet 16. Stemplet 16 oppdeler sylinderen 18 i henholdsvis et negativt første prellkammer 18n og et positivt andre prellkammer 18p. A double-acting rebound piston 16 is placed in a common rebound cylinder 18 which has piston rod bearings 19 and 20 and air intake openings 21 and 22, one on each side of the piston 16. The piston 16 divides the cylinder 18 into a negative first rebound chamber 18n and a positive second rebound chamber 18p, respectively.

De respektive prellkammere er forsynt med trykkstyremiddel som innbefatter et par trykkstyreinnløpsåpninger 21 og 22, en i hvert prellkammer, og et par trykkstyreutløpsåpninger 25 og 26, en i hvert prellkammer. En justerbar trykk-aktivert innløpsstyre- eller tilbakeslagsventil 23 er plassert i åpning 21, og en lignende eller identisk justerbar tilbakeslagsventil 24 er plassert i åpningen 22. Utløpene 25 og 26 er forsynt med varierbart justerbare trykk-aktiverte høy-trykks utløpsstyreventiler 27 og 28 til å styre luftstrøm-ningen ut av sylinderen og derved de maksimale arbeidstrykk og prellenergien i prellkammerne. The respective bounce chambers are provided with pressure control means which include a pair of pressure control inlet openings 21 and 22, one in each bounce chamber, and a pair of pressure control outlet openings 25 and 26, one in each bounce chamber. An adjustable pressure-actuated inlet control or check valve 23 is located in opening 21, and a similar or identical adjustable check valve 24 is located in opening 22. Outlets 25 and 26 are provided with variably adjustable pressure-actuated high-pressure outlet control valves 27 and 28 to to control the air flow out of the cylinder and thereby the maximum working pressures and the bounce energy in the bounce chambers.

En energlabsorberende anordning, vist som en kompressorsylinder -29 ved den ytre enden av motoren, har en utløps-åpning 30 med en tilbakeslagsventil 31 deri, en innløpsåpning 32 med en tilbakeslagsventil 33 deri og et kompressorstempel 34 deri. Stemplet 34 er forbundet med prellstemplet 16 ved hjelp av en stempelstang 35, fortrinnsvis gjennom en belg-tetning 36 ved den andre enden av sylinderen 29. An energy absorbing device, shown as a compressor cylinder -29 at the outer end of the engine, has an outlet port 30 with a non-return valve 31 therein, an inlet port 32 with a non-return valve 33 therein and a compressor piston 34 therein. The piston 34 is connected to the rebound piston 16 by means of a piston rod 35, preferably through a bellows seal 36 at the other end of the cylinder 29.

Innløpsventilene 23 og 24 har trekkfjærer for normalt å lukke ventilelementene deri, idet hver er manuelt justerbar til å endre trykkfallet over hver ventil. I det enkleste tilfellet, hvor klaringsvolumet i hver av de to prellkammerne er like stort, vil trykkfallet over ventilen samtidig bli senket eller hevet til å styre maskinens sykliske hastighet. Boksene 23a og 24a har konvensjonelle manuelt justerbare midler deri for å justerbart å endre fjærspenningen. For å endre f jærspenningen automatisk, kan det justerbare middel aktiveres ved hjelp av en avføler som reagerer på endringer i behov på den valgte energlabsorberende anordning, slik som temperaturen for et rom som skal oppvarmes eller motorhastigheten som skal behøves for en bestemt anvendelse. For kompressoren i fig. 1 kan eksempelvis en konvensjonell hastighetsreagerende eller temperaturreagerende avføler 37 koples til styringene 23a og 24a gjennom en passende mekanisme 38. Generelt kan avføleren reagere på kompressorstrøm-ning, endringer i temperaturbehov og/eller sykliske hastig-hetskrav for motoren, eller på kombinasjoner derav, eller på andre passende styresignaler. Selve avfølingsmidlet kan være av en kjent type, men er koplet gjennom en mekanisme 38 som variabelt og i alt vesentlig samtidig og på lignende måte (dvs. i den samme retningen) justerer hver av de variable trykkstyreventilene 23 og 24 og derved på lignende måte endrer de respektive arbeidstrykkene i prellkammerne 18n og 18p. Passende mekanismer er dessuten beskrevet her i forbindelse med fig. 10 og 11. The inlet valves 23 and 24 have tension springs to normally close the valve elements therein, each being manually adjustable to change the pressure drop across each valve. In the simplest case, where the clearance volume in each of the two bounce chambers is the same, the pressure drop across the valve will be simultaneously lowered or raised to control the machine's cyclic speed. The boxes 23a and 24a have conventional manually adjustable means therein to adjustably change the spring tension. To change the spring tension automatically, the adjustable means can be activated by means of a sensor that responds to changes in demand on the selected energy absorbing device, such as the temperature of a room to be heated or the motor speed required for a particular application. For the compressor in fig. 1, for example, a conventional speed-reacting or temperature-reacting sensor 37 can be connected to the controls 23a and 24a through a suitable mechanism 38. In general, the sensor can react to compressor flow, changes in temperature demand and/or cyclic speed requirements for the engine, or to combinations thereof, or on other suitable control signals. The sensing means itself can be of a known type, but is connected through a mechanism 38 which variably and substantially simultaneously and in a similar way (i.e. in the same direction) adjusts each of the variable pressure control valves 23 and 24 and thereby similarly changes the respective working pressures in the bounce chambers 18n and 18p. Suitable mechanisms are also described here in connection with fig. 10 and 11.

For forøvrig i alt vesentlig konstante betingelser for maskinen i fig. 1, vil syklisk hastighet bli økt ved å redusere trykkfallet over prellkammerets inntaksventiler, dvs. ved å øke det effektive middeltrykk, og følgelige energinivået i prellkammerne, og omvendt, til å minske den sykliske hastigheten. For å sikre riktig funksjonering og omgående justering av prellkammertrykk, omfatter det foreliggende styremiddel avledningsmiddel som gir en i alt vesentlig kontinuerlig åpen begrenset lekkasjebane av lite effektivt tverrsnitt primært ut av hvert prellkammer. Slike lekkasjebaner er eksempelvis tilveiebragt ved hjelp av de små avledningsåpningene 18a og 18b i fig. 1. Otherwise essentially constant conditions for the machine in fig. 1, cyclic speed will be increased by reducing the pressure drop across the bounce chamber's intake valves, i.e. by increasing the effective mean pressure, and consequently the energy level in the bounce chambers, and vice versa, to decrease the cyclic speed. In order to ensure correct functioning and immediate adjustment of bounce chamber pressure, the present control means includes diverting means which provide an essentially continuous open limited leakage path of low effective cross-section primarily out of each bounce chamber. Such leakage paths are, for example, provided by means of the small diversion openings 18a and 18b in fig. 1.

Alle ventilene 23, 24, 27 og 28 er plassert og konstruert for direkte forbindelse mellom de tidsvarende prellkammere og omgivende atmosfærisk luft utenfor prellsylinderen. Ikke-trykk aktiverte ventiler (ikke vist) kan også tilveiebringes i serie med eller i stedet for ventilene 13 og 24. Utløpsventilene 27 og 28 har kompresjonsfjærer deri for normalt å holde ventilene lukket. De har likeledes konvensjonelle midler 25a og 25b for justering av deres kompresjon. Automatiske midler kan tilveiebringes, som vist i fig. 11, for å justere disse ventiler på en måte som er lignende den for ventilene 23 og 24. Slik justering kan være i tillegg til eller i stedet for midlene for ventilene 23 og 24. I mange maskiner er det mest effektivt å tilveiebringe slik automatisk variabel justering og styring for kun utløps-ventilene 27 og 28, og sikre riktig funksjoner ing ved å tilveiebringe en hvilken som helst ønsket strømning inn i prellkammerne gjennom forutinnstilte innløpstilbakeslags-ventiler 23 og 24, i hvilket tilfelle de små avledningsåpningene 18a og 18b kan utelates. All the valves 23, 24, 27 and 28 are located and designed for direct connection between the timed bounce chambers and ambient atmospheric air outside the bounce cylinder. Non-pressure actuated valves (not shown) may also be provided in series with or in place of valves 13 and 24. Outlet valves 27 and 28 have compression springs therein to normally hold the valves closed. They likewise have conventional means 25a and 25b for adjusting their compression. Automatic means may be provided, as shown in fig. 11, to adjust these valves in a manner similar to that of valves 23 and 24. Such adjustment may be in addition to or instead of the means for valves 23 and 24. In many machines it is most efficient to provide such automatic variable adjustment and control of only the outlet valves 27 and 28, and ensure proper functioning by providing any desired flow into the bounce chambers through preset inlet check valves 23 and 24, in which case the small diversion ports 18a and 18b may be omitted.

Ved operasjon av maskinen bevirker forbrenning av brennstoff i kammeret til venstre for stemplet 15 kraftenheten (kraftstempel 15, prellstempel 16 og stempelstang 17, 35) og befestet kompressorstempel 34 til å bevege seg mot høyre. Dette bev-irker en oppbygning av trykk i skylleluftkammeret 10s til høyre for stempel 15, i det positive prellkammer 18p på den høyre flaten av stempel 16, og i kompresjonskammer 29 til høyre for stempel 34. Et redusert trykk oppstår i det negative prellkammeret 18n ved den venstre flaten av prellstemplet 16. Kammeret 29a til venstre for kompressorstemplet 34 kan utsettes for omgivende atmosfære, men bør fortrinnsvis konstrueres til å gi et tredje prellkammer mellom kompressorkammeret og prellkammeret 18p for etablering av den grunnleggende arbeidsbalanse mellom arbeidet i kraftseksjonen og arbeidet i kompressorseksjonen. Energien som er lagret i prellkammerne gjenvinnes ved deres bruk til å bringe kraftenheten og kompressorstemplet mot deres venstre posisjoner for det neste kraftslaget. During operation of the machine, combustion of fuel in the chamber to the left of piston 15 causes the power unit (power piston 15, rebound piston 16 and piston rod 17, 35) and fixed compressor piston 34 to move to the right. This causes a build-up of pressure in the purge air chamber 10s to the right of piston 15, in the positive rebound chamber 18p on the right surface of piston 16, and in compression chamber 29 to the right of piston 34. A reduced pressure occurs in the negative rebound chamber 18n at the left face of the rebound piston 16. The chamber 29a to the left of the compressor piston 34 can be exposed to ambient atmosphere, but should preferably be designed to provide a third rebound chamber between the compressor chamber and the rebound chamber 18p to establish the basic work balance between the work in the power section and the work in the compressor section. The energy stored in the bounce chambers is recovered by their use to bring the power unit and compressor piston towards their left positions for the next power stroke.

I tegningsfigurene 2 t.o.m. 7 har arbeidsdiagrammene kraft-slaglinjene vist som heltrukne linjer, mens returlinjen er vist som stiplede linjer. Det vil således sees at netto- arbeid pr. sykluser for hver maskinenhet er differansen i arealene under hver av linjene. For å hindre et eller flere av stemplene i å treffe enden av den omsluttende sylinderen, kan ventilene i prellerenheten justeres midligertidig til å bevirke prelleren til å virke som en kompressor, og derved midlertidig å øke belastningen å absorbere motorens energi. In the drawing figures 2 to 7, the working diagrams have the force-stroke lines shown as solid lines, while the return line is shown as dashed lines. It will thus be seen that net work per cycles for each machine unit is the difference in the areas under each of the lines. To prevent one or more of the pistons from hitting the end of the enclosing cylinder, the valves in the bouncer assembly can be temporarily adjusted to cause the bouncer to act like a compressor, thereby temporarily increasing the load to absorb the engine's energy.

I det tilfellet at oppfinnelsen fungerer i en varmepumpe som frembyr på et feiltilpasningsproblem mellom behov og kapasitet, særlig for oppvarmning under forhold med koldt vær, er alt som må gjøres for å kompensere for et normalt fall i kapasitet ved lave omgivende temperaturer, å justere innløps-ventilene 23 og 24 i fig. 1, eller 123a og 124a i fig. 8, eller de respektive ventiler i fig. 10 og 11, til å øke trykket i prellkammerne og dermed å øke maskinens hastighet. Dette kan gjøres automatisk ved hjelp av avfølere 37 og 137 som avføler den utvendige lufttemperatur og justerer ventilen i henhold til denne eller, hvis ingen avføler tilveiebringes, ved å justere ventilene manuelt. In the event that the invention works in a heat pump that presents a mismatch problem between demand and capacity, particularly for heating in cold weather conditions, all that needs to be done to compensate for a normal drop in capacity at low ambient temperatures is to adjust the inlet - the valves 23 and 24 in fig. 1, or 123a and 124a in fig. 8, or the respective valves in fig. 10 and 11, to increase the pressure in the bounce chambers and thus to increase the speed of the machine. This can be done automatically using sensors 37 and 137 which sense the outside air temperature and adjust the valve accordingly or, if no sensor is provided, by manually adjusting the valves.

Stempelstangen og kraftenheten i motoren i fig. 1 tilveiebringer således to stempler med totalt fire arbeidsflater, en for kraftseksjonen, en for skyllingsseksjonen, og to for prellkammerne i styreseksjonen. Når denne enhet er koplet til arbeidsstemplet hos en energlabsorberende anordning av kompressortypen, kan de to ytterligere stempelf låtene som tilveiebringes ved slikt arbeidsstempel også fullstendig anvendes, dvs. en flate som en kompressorarbeidsflate, og den andre flaten som en prellstyrestempelflate for en ytterligere (dvs. tredje) prellkammerstyreseksjon. Således er et maksimalt område av hastighetsstyring oppnåelig innenfor de generelle begrensninger som pålegges av de maksimalt til-latelige sylindertrykk og plassbegrensninger. The piston rod and power unit in the engine in fig. 1 thus provides two pistons with a total of four working surfaces, one for the power section, one for the flushing section, and two for the bounce chambers in the control section. When this unit is coupled to the working piston of an energy absorbing device of the compressor type, the two additional piston surfaces provided by such a working piston can also be fully utilized, i.e. one surface as a compressor working surface, and the other surface as a rebound guide piston surface for a further (i.e. third) bounce chamber control section. Thus, a maximum range of speed control is achievable within the general limitations imposed by the maximum allowable cylinder pressures and space limitations.

Modifikasjonen ifølge oppfinnelsen som er vist i fig. 8 er i grunnleggende trekk den samme i relativ plassering styring av prellkammere som den som er vist i fig. 1, ved at den har en The modification according to the invention shown in fig. 8 is basically the same in relative position control of bounce chambers as that shown in fig. 1, in that it has a

kraf tsyl inder 110 ved en ende, en forbindelse til en kompressor 129 ved den andre enden, og en prellerenhet 118 med separate negative og positive prellsylindre 118a og 118b som gir henholdsvis negative og positive prellkammere 118n og 118p mellom kraftstempelenden av kraftenheten og den motsatte enden av stempelstangen, som er festet til å drive kompressorstemplet. Imidlertid er en Braun motbalanseringsmekanisme 139, slik som omhandlet i US-patent 3.501.088 og en liten kompressor 140 blitt tilføyet til å gi en vibrasjonsfri kompressor og en luftkilde med høyere trykk for å variere lufttrykket i prellkammerne. Et avføler- og styremiddel 137 styrer lufttrykkene i prellkammerne som reaksjon på motorhastighet. Luft strømmer fra hjelpekompressor 140, gjennom ledning 140 til avfølerstyrt middel 137 og gjennom ledninger 138 til ventiljusterere 123a og 124a. power cylinder 110 at one end, a connection to a compressor 129 at the other end, and a bounce unit 118 with separate negative and positive bounce cylinders 118a and 118b providing negative and positive bounce chambers 118n and 118p, respectively, between the power piston end of the power unit and the opposite end of the piston rod, which is attached to drive the compressor piston. However, a Braun counterbalance mechanism 139, as disclosed in US Patent 3,501,088 and a small compressor 140 have been added to provide a vibration free compressor and a higher pressure air source to vary the air pressure in the bounce chambers. A sensor and control means 137 controls the air pressures in the bounce chambers in response to engine speed. Air flows from auxiliary compressor 140, through line 140 to sensor controlled means 137 and through lines 138 to valve adjusters 123a and 124a.

Det negative prellkammeret er betegnet med henvisningstall 118n og det positive med 118p. Andre elementer som tilsvarer de i fig. 1, har tall som avviker med 100. Således tilsvarer brennstoff innløp 111, luftinnløp 112 som mottar skylleluft gjennom ledning 112a fra kammer 110s, exhaust-åpning 113, åpningene 121, 125, 122, 126, 130 og 132, åpningene 11, 12, 13, 21, 25, 22, 26, 30 og 32 i fig. 1. The negative bounce chamber is denoted by reference number 118n and the positive by 118p. Other elements corresponding to those in fig. 1, have numbers that differ by 100. Thus correspond to fuel inlet 111, air inlet 112 which receives scavenging air through line 112a from chamber 110s, exhaust opening 113, openings 121, 125, 122, 126, 130 and 132, openings 11, 12, 13, 21, 25, 22, 26, 30 and 32 in fig. 1.

Funksjonen av modifikasjonen i fig. 8 og 9 er den samme som den i fig. 1, bortsett fra at prellerstemplene med den mindre diameter krever høyere lufttrykk for direkte å justere prelltrykkene. De mindre prellstemplene er nødvendige for å sette de avbalanserende ytre tannstenger i stand til å spenne over prellersylinderne ettersom de beveger seg i den motsatte retning av stemplenes bevegelse. The function of the modification in fig. 8 and 9 is the same as that in fig. 1, except that the smaller diameter bouncer pistons require higher air pressure to directly adjust the bouncer pressures. The smaller bouncer pistons are necessary to enable the balancing outer racks to span the bouncer cylinders as they move in the opposite direction to the movement of the pistons.

Fig. 10 er et skjematisk riss tilsvarende fig. 1, som viser en annen foretrukket utførelsesform av den foreliggende oppfinnelse, hvor fri-stempelmaskinen med variabel slaglengde omfatter en kraftenhet med et stempel 215 ved en ende av den aksielt bevegelige stempelstangen 117, 235 og med et for- b Indel sesmiddel 235a ved den andre eller ytre enden av stempelstangen for selektiv og fjernbart å drive forbindelsen til en passende energlabsorberende anordning 229 som kunne være stemplet på en kompressor, slik som i fig. 1 eller et aksielt frem- og tllbakegående elektrisk generatorelement, eller stemplet i en varmepumpeenhet. Mellom kraf tstemplet 214 og forbindelsen 235a, innbefatter kraftenheten et dobbeltvirkende prellstempel 216 som beveger seg aksielt frem- og tilbake innenfor en prellsylinder 218, slik at de respektive flater 216n og 216p på stemplet 216 oppdeler prellsylinderen 218 i et indre eller negativt første prellkammer 218n mellom kraf tstemplet og prellerstemplet, og et ytre positivt andre prellkammer 218p på den motsatte siden av prellerstemplet 216, dvs. mellom prellstemplet og den ytre stempelstangenden som bærer belastningsforbindelsen 235a for arbeidselementet i den energlabsorberende anordning eller belastning. For å oppnå det ønskede område og fleksibilitet av styring innenfor praktiske grenser for en slik total kraftenhet, er det effektive tverrsnittsareal av det dobbelt-virkende prellerstemplet 216 vesentlig større enn det for kraftstemplet, som allerede beskrevet, med en faktor i omrdet fra minst 1,5 til minst fire ganger arealet av kraftstemplet 215. Fig. 10 is a schematic view corresponding to fig. 1, which shows another preferred embodiment of the present invention, where the free-piston machine with variable stroke length comprises a power unit with a piston 215 at one end of the axially movable piston rod 117, 235 and with a for-b Indel means 235a at the other or the outer end of the piston rod to selectively and removably drive the connection to a suitable energy absorbing device 229 which could be stamped on a compressor, such as in fig. 1 or an axial reciprocating electrical generator element, or the piston in a heat pump unit. Between the power piston 214 and the connection 235a, the power unit includes a double-acting rebound piston 216 which moves axially back and forth within a rebound cylinder 218 such that the respective surfaces 216n and 216p of the piston 216 divide the rebound cylinder 218 into an inner or negative first rebound chamber 218n between the power piston and the rebound piston, and an outer positive second rebound chamber 218p on the opposite side of the rebound piston 216, i.e. between the rebound piston and the outer piston rod end which carries the load connection 235a for the working element of the energy absorbing device or load. In order to achieve the desired range and flexibility of control within practical limits for such a total power unit, the effective cross-sectional area of the double-acting rebound piston 216 is substantially greater than that of the power piston, as already described, by a factor in the range of at least 1, 5 to at least four times the area of the power piston 215.

Elementer i fig. 10 som tilsvarer lignende elementer i fig. 1 er gitt tall i 200 serien, med de siste to sifre tilsvarende generelt de tilsvarende nummerte deler i fig. 1. Således omfatter styringene for prellkammerne 218n og 218p respektive innløpsåpninger 221 og 222 som styres av fjærbelastede innløpsventiler 223 og 224. Disse ventiler er forspent nedad i fig. 10 ved justerbare fjærer 223a og 224a, som er respek-tivt forbundet med ytterendene 241 og 242 på en generelt horisontal styrearm 243 som er dreibart lagret på en horisontal (som vist) akse eller aksel 244 som bæres av en vertikalt bevegelig støtteglider 246. Denne glider er i sin tur understøttet for begrenset vertikal bevegelse innenfor et tubulært vertikalt hus 247 som har sin øvre ende festet til bunnen av prellsylinderen 218 eller en korresponderende ramraedel. Elements in fig. 10 which correspond to similar elements in fig. 1 are given numbers in the 200 series, with the last two digits generally corresponding to the corresponding numbered parts in fig. 1. Thus, the controls for the bounce chambers 218n and 218p comprise respective inlet openings 221 and 222 which are controlled by spring-loaded inlet valves 223 and 224. These valves are biased downwards in fig. 10 by adjustable springs 223a and 224a, which are respectively connected to the outer ends 241 and 242 of a generally horizontal control arm 243 which is rotatably supported on a horizontal (as shown) axis or shaft 244 which is carried by a vertically movable support slider 246. This sliders are in turn supported for limited vertical movement within a tubular vertical housing 247 which has its upper end attached to the bottom of the bounce cylinder 218 or a corresponding frame member.

Den vertikale posisjon av den bevegelige støtteglider 246 kan justeres ved hjelp av et vertikalt bevegelig ledd 248 som har sin nedre ende dreibart anbragt på akselen 244 og sin øvre ende 249 dreibart anbragt ved 251 til en ende av en to-armet vektstang 252 som er dreibart anbragt ved et mellomliggende punkt 253 til en annen støttebrakett eller rammeelement 254. Den ytre enden 256 av vektarmen 252 kan plasseres langs en skala 257 til å etablere et relativt lavere eller høyere trykkområde samtidig innenfor hvert prellkammerne 218n og 218p, ved å skyve dreiepunktet 244 for styrearmen 243 nedad i en større eller mindre grad og således øke eller redusere spenningen i fjærene 223a og 224a som styrer inngangen av atmosfærisk luft til begge prellkammere ved den nedre enden av trykkområdet som oppnås i slike kammere ettersom volumet for hvert prellkammer nærmer seg sitt maksimum. The vertical position of the movable support slider 246 can be adjusted by means of a vertically movable link 248 which has its lower end rotatably mounted on the shaft 244 and its upper end 249 rotatably mounted at 251 to one end of a two-armed lever 252 which is rotatable located at an intermediate point 253 to another support bracket or frame member 254. The outer end 256 of the weight arm 252 can be positioned along a scale 257 to establish a relatively lower or higher pressure range simultaneously within each of the bounce chambers 218n and 218p, by pushing the pivot point 244 for the control arm 243 downwards to a greater or lesser degree and thus increase or decrease the tension in the springs 223a and 224a which control the entry of atmospheric air into both bounce chambers at the lower end of the pressure range obtained in such chambers as the volume of each bounce chamber approaches its maximum.

Den relative posisjon av vektarmen 252 kan styres manuelt eller automatisk. I flg. 10 er en automatisk styring vist, hvor den ytre enden 256 av vektarmen 252 er forbundet, som skjematisk vist ved 258, til en hastighetsreagerende eller temperaturreagerende styreenhet som vist skjematisk ved 259. The relative position of the weight arm 252 can be controlled manually or automatically. In fig. 10, an automatic control is shown, where the outer end 256 of the weight arm 252 is connected, as shown schematically at 258, to a speed-responsive or temperature-responsive control unit as shown schematically at 259.

Slik som med anordningen i fig. 1, er de respektive prellkammere 218n og 218p forsynt med konstant åpne avledningsåpninger, henholdsvis 218a og 218b. Disse åpninger gir begrenset, men ønskelig og i alt vesentlig kontinuerlig lekkasje av luft fra prellkammerne til å hjelpe til med å nå de ønskede prelltrykk for hvilke innløpsventilene 224 styres. As with the device in fig. 1, the respective bounce chambers 218n and 218p are provided with constantly open diversion openings, 218a and 218b, respectively. These openings provide limited, but desirable and essentially continuous leakage of air from the bounce chambers to assist in reaching the desired bounce pressures for which the inlet valves 224 are controlled.

I dette tilfellet, slik som i fig. 1, er prellkammerne forsynt med trykkavlastningsåpninger 225 og 226, hvilke er i stand til vesentlig avlastning av trykk fra slag til slag, på hvilket som helst maksimumstrykkområde som er blitt etablert ved hjelp av de variable trykkavlastningsventilene 227 og 228. Avlastningstrykket for disse ventiler kan igjen innstilles ved manuell justering av fjærspenningen deri, eller som ytterligere beskrevet i fig. 11, kan de styres i alt vesentlig samtidig (p.g.a. de hurtige frem- og tilbake-slag av prellerstemplet 216 med stempelstangenheten 217, 235) til å styre apparatet ved tilsvarende begrensning av de maksimale trykk innenfor de to prellkammerne. In this case, as in fig. 1, the bounce chambers are provided with pressure relief ports 225 and 226, which are capable of substantially relieving pressure from stroke to stroke, at whatever maximum pressure range has been established by means of the variable pressure relief valves 227 and 228. The relief pressure for these valves can again is set by manual adjustment of the spring tension therein, or as further described in fig. 11, they can be controlled substantially simultaneously (due to the rapid back and forth strokes of the bounce piston 216 with the piston rod assembly 217, 235) to control the apparatus by correspondingly limiting the maximum pressures within the two bounce chambers.

Et ytterligere trekk ved styremekanismen vist i fig. 10 involverer muligheten for relativ justering av innløps-trykkene i det ene eller det andre prellkammer til litt forskjellige nivåer enn hva som eksisterer ved deres respektive driftsinnstillinger. For dette formål innbefatter vektarmen 243 en sammenhengende nedadragende justeringsarm 261 som er perpendikulær på armen 243, hvilken kan styres ved sin nedre ende 262 til å vugge det fullstendige vektarm-elementet 243, 261 i en retning med eller mot urviseren rundt den støttepivot 244, som reaksjon på styresignaler fra en annen avføler, slik som de velkjente bankeavfølerne for signalering av begynnende banking hos en motor innenfor dens kraftsylinder. A further feature of the control mechanism shown in fig. 10 involves the possibility of relative adjustment of the inlet pressures in one or the other bounce chamber to slightly different levels than what exists at their respective operating settings. To this end, the weight arm 243 includes a continuous downwardly extending adjustment arm 261 perpendicular to the arm 243, which can be controlled at its lower end 262 to rock the complete weight arm member 243, 261 in a clockwise or counterclockwise direction around the support pivot 244, which response to control signals from another sensor, such as the well-known knock sensors for signaling incipient knocking of an engine within its power cylinder.

Som vist i fig. 10 kan den nedre enden 262 av vektarmen 261 normalt tvinges mot høyre ved hjelp av et forbindelsesledd 263 som er dreibart ved 263a til et horisontalt bevegelig stempel 264, tvunget mot høyre i fig. 10 ved hjelp av en fjær 266 innenfor sylinder 267. Vuggingen av vektarmen 261 mot høyre i fig. 10 vil redusere spenningen i fjæren 224a og tilsvarende øke spenningen av fjæren 223a, slik at luft kan gå inn i prellkammer 218p ved et litt høyere trykk i kammeret 218p og kunne gå inn i prellkammeret 218n ved et noe lavere trykk i kammer 218n enn hva som eksisterte like før slik bevegelse av vektarmenden 262 mot høyre. Hvis en lavere inrigangstrykkinnstilling ønskes for prellkammeret 218p og et høyere inngangstrykk for prellkammeret 218n, kan så den nedre enden av vektarmen 261 skyves mot venstre i fig. 1 ved tilførsel av luft under passende trykk til styrekammeret 268 til høyre for stemplet 264. As shown in fig. 10, the lower end 262 of the weight arm 261 can normally be forced to the right by means of a connecting link 263 which is rotatable at 263a to a horizontally movable piston 264, forced to the right in fig. 10 by means of a spring 266 within cylinder 267. The rocking of the weight arm 261 to the right in fig. 10 will reduce the tension in the spring 224a and correspondingly increase the tension of the spring 223a, so that air can enter the bounce chamber 218p at a slightly higher pressure in the chamber 218p and can enter the bounce chamber 218n at a slightly lower pressure in the chamber 218n than what existed just before such movement of the weight arm end 262 to the right. If a lower inlet pressure setting is desired for the bounce chamber 218p and a higher inlet pressure for the bounce chamber 218n, then the lower end of the weight arm 261 can be pushed to the left in fig. 1 by supplying air under suitable pressure to the control chamber 268 to the right of the piston 264.

Slikt trykk kan tilføres under styring av en normalt lukket solenoidventil 269 som kan åpnes til å tillate komprimert luft eller gass, enten fra skyllepumpen for en slik motor eller fra en hvilken som helst annen trykk-kilde som angitt generelt ved 271, som leverer den nødvendige trykksatte styreluft eller gass gjennom en tilbakeslagsventil 272. Kammeret 268 i hvilket stempel 264 kan beveges mot for-spenningen fra fjæren 266 ved en økning av trykk innenfor kammeret, er også forsynt med en avledningsåpning 273, for å tillate reduksjon av trykk 268 og korresponderende bevegelse av stempel 264 tilbake mot høyre under innflytelsen av fjær 266, i det omfang at den normalt lukkede solenoidventilen 269 ikke aktiveres som reaksjon på et signal som indikerer begynnende banking i kraftsylinderen. En slik bankeavfølende anordning er angitt skjematisk ved 274 i fig. 10. Such pressure may be supplied under the control of a normally closed solenoid valve 269 which may be opened to admit compressed air or gas, either from the scavenge pump of such engine or from any other source of pressure as indicated generally at 271, which supplies the necessary pressurized control air or gas through a check valve 272. The chamber 268 in which the piston 264 can be moved against the bias from the spring 266 by an increase of pressure within the chamber, is also provided with a diversion opening 273, to allow the reduction of pressure 268 and corresponding movement of piston 264 back to the right under the influence of spring 266, to the extent that the normally closed solenoid valve 269 is not activated in response to a signal indicating incipient knocking in the power cylinder. Such a knock sensing device is indicated schematically at 274 in fig. 10.

Hvis således de samlede motortilstander som involverer kraftstempel , prellstempel og belastningselement eller energlabsorberende anordning er slik at stempelstangen for kraftenheten drives tilbake på sitt kompresjonsslag i en slik grad at det fører til begynnende eller faktisk banking, vil signalet fra en velkjent type av bankeavføler åpne den normalt lukkede solenoidventilen til å øke trykket i kammer 268, bevege stempel 264 og vektarm 262 gradvis mot venstre, og således vugge vektarmen 243 for derved å øke spenningen fjæren 224a, minske spenningen i fjæren 223a, og således i alt vesentlig samtidig (p.g.a. motorslagenes frekvens) å gjøre det vanskelig for luft å gå inn i prellkammeret 218p, mindre vanskelig for luft å gå inn i 218n, og således hurtig å etablere et lavere trykkområde i det positive prellkammeret, med en tilsvarende reduksjon i kraften som utøves mot flaten 216 på det dobbeltvirkende prellstemplet under retur eller kompresjonsslaget for stempelenheten, og en tilsvarende og i alt vesentlig samtidig økning i .trykkområdet innenfor kammeret 218n som, i sin tur, vil redusere arbeidet som er tilgjengelig i kammeret 218p, i å bidra til stempelstangens innadkompresjonsslag og tilsvarende øke motstanden fra trykket i kammeret 218n til stempelstangens innadkompresjonsslag og således eliminere eller hindre banking i kraftsylinderen. Thus, if the overall engine conditions involving the power piston, rebound piston and load element or energy absorbing device are such that the piston rod for the power unit is driven back on its compression stroke to such an extent that it leads to incipient or actual knocking, the signal from a well-known type of knock sensor will open it normally closed the solenoid valve to increase the pressure in chamber 268, move piston 264 and weight arm 262 gradually to the left, and thus rock weight arm 243 to thereby increase the tension in the spring 224a, decrease the tension in the spring 223a, and thus essentially simultaneously (due to the frequency of the engine strokes) to make it difficult for air to enter the bounce chamber 218p, less difficult for air to enter 218n, and thus quickly establish a lower pressure area in the positive bounce chamber, with a corresponding reduction in the force exerted against the surface 216 of the double-acting the rebound piston during the return or compression stroke for the piston unit, and an equivalent e and substantially simultaneous increase in the pressure range within the chamber 218n which, in turn, will reduce the work available in the chamber 218p in contributing to the piston rod's internal compression stroke and correspondingly increase the resistance from the pressure in the chamber 218n to the piston rod's internal compression stroke and thus eliminate or prevent knocking in the power cylinder.

Når bankeavfølersignalet således er eliminert, vil ventilen 269 gjenoppta sin normalt lukkede posisjon, og unnslippingen av trykk fra kammer 268 gjennom avledningsåpnng 273 vil reversere styreprosessen, hvilket alt skjer innenfor korte tidsintervaller, i betraktning av den relativt høye frekvens av frem- og tllbakegående bevegelse av stempelstangen av denne type av fri stempelmotor. Kraftstemplets "topp-død senter" posisjon vil intermittent (innenfor disse korte tidsintervaller) oscillere mellom den begynnende banke-posisjon og en liten distanse før dette punkt for maksimal motorvirkningsgrad, uansett hvor posisjonen av begynnende banking kan opptre under innflytelse av driftsbetingelser, slik som motorens inntaksluf ttemperatur, forholdet mellom luft og brennstoff, struperposis j on, brennstof foktantall, høyde og annet. Således blir motoren satt i stand til å operere under en hvilken som helst nominell innstilling ved punktet for den høyeste virkningsgrad som dens generelle tilstand er i stand til. When the knock sensor signal is thus eliminated, valve 269 will resume its normally closed position, and the escape of pressure from chamber 268 through diverting opening 273 will reverse the control process, all of which occurs within short time intervals, in view of the relatively high frequency of reciprocating movement of the piston rod of this type of free piston engine. The power piston's "top-dead center" position will intermittently (within these short time intervals) oscillate between the incipient knock position and a short distance before this point of maximum engine efficiency, regardless of where the incipient knock position may occur under the influence of operating conditions, such as the engine's intake air temperature, ratio between air and fuel, throttle position, fuel number, altitude and other things. Thus the engine is enabled to operate at any rated setting at the point of highest efficiency of which its general condition is capable.

Anordningen i fig. 10 understreker dessuten fordelene med å tilveiebringe en enkelt prellsylinder med lukkede ender gjennom hvilke en stempelstangenhet, med et kraftstempel ved en ende og en energlabsorberende belastningsanordnings forbindelse ved den andre enden kan bevege seg frem og tilbake aksielt, og hvor stangen er forsynt med et dobbelt-virkende prellstempel innenfor prellsylinderen, som definerer to prellkammere av i alt vesentlig likt sirkulært tverrsnitt. Således er like og motsatte absolutte volumendringer til-gjengelige i de to prellkammerne ettersom stempelstangen beveger seg aksielt frem og tilbake. Tilveiebringelsen av to slike motsatt virkende prellkammere på dette spesielle sted og relativ oppstilling mellom kraftstemplet og belastnings-forbindelsesendene for kraftenheten letter den hurtige og nøyaktige styring av trykkområdene i slike prellkammere for optimal motorytelse. The device in fig. 10 further emphasizes the advantages of providing a single bounce cylinder with closed ends through which a piston rod assembly, with a power piston at one end and an energy absorbing loading device connection at the other end can move back and forth axially, and where the rod is provided with a double- acting rebound piston within the rebound cylinder, which defines two rebound chambers of essentially the same circular cross-section. Thus, equal and opposite absolute volume changes are available in the two bounce chambers as the piston rod moves axially back and forth. The provision of two such opposing baffle chambers at this particular location and relative arrangement between the power piston and the load connection ends of the power unit facilitates the rapid and accurate control of the pressure ranges in such baffle chambers for optimum engine performance.

Dessuten gjør den foretrukne tilveiebringelse av prellstempelflater (tverrsnittarealer) som ikke bare er i alt vesentlig like med hverandre i de respektive prellkammere, men er også vesentlig større, som vist i fig. 1 og 10, enn arealet av kraftstemplet, det mulig å tilveiebringe samlede prellkammerkrefter (dvs. stempelareal ganger øyeblikke trykk) som er store nok til å etablere og/eller opprettholde den ønskede høye grad av styring over operasjonen av stempelstangen og kraftenheten under varierende belastnings- og frekvensbetingelser som kreves av hvilken som helst særlig energlabsorberende anordning (f.eks. kompressorstempel, varmepumpeenhetstempel, eller aksielt bevegelig elektrisk generatorelement), som er valgt for forbindelse til den ytre enden av stempelstangen. Moreover, the preferred provision of rebound piston surfaces (cross-sectional areas) which are not only substantially equal to each other in the respective rebound chambers, but are also substantially larger, as shown in fig. 1 and 10, than the area of the power piston, it is possible to provide total rebound chamber forces (i.e. piston area times instantaneous pressure) which are large enough to establish and/or maintain the desired high degree of control over the operation of the piston rod and power unit under varying load- and frequency conditions required by any particular energy absorbing device (eg, compressor piston, heat pump unit piston, or axially movable electrical generator element) selected for connection to the outer end of the piston rod.

Små endringer i prellinnløpsventiltrykkene ved de lave ender av hvert prellkammertrykkområde, som etablert ved innstill-ingene av prellkammerets variable trykk innløpsventiler, kan medføre langt større trykkforskjellsforhold ved den høye enden av slike prellkammertrykkområder, mens de maksimale trykk ved slike områder også kan styres ved hjelp av inn-stillingene av de respektive prellkammers variable trykk-avlastningsventiler. Small changes in the bounce inlet valve pressures at the low ends of each bounce chamber pressure range, as established by the settings of the bounce chamber's variable pressure inlet valves, can result in far greater pressure difference ratios at the high end of such bounce chamber pressure ranges, while the maximum pressures at such ranges can also be controlled by means of the settings of the respective bounce chambers' variable pressure relief valves.

De små, konstante åpne avledningsåpninger, slik som 218a og 218b, tilveiebringer dessuten begrensede innløps- og utløps-funksjoner i hvert prellkammer, og deres funksjon bør innbefattes i visse tilfeller. Slik funksjon kan også oppnås som del av konstruksjonen eller operasjon av de variable trykkprellkammerventilene, eller ved begrenset lekkasje langs aksel te tningene ved de respektive endevegger av prell kammerne, eller endog ved begrenset lekkasje rundt periferien av prellstemplet fra et prellkammer til det andre. I alle tilfelle bør imidlertid de ønskede funksjoner av slike avledningsåpninger suppleres (eller forsynes) med minst et par (et i hvert prellkammer) variable prellkammer innløps-styreventiler, eller et par (et i hvert prellkammer) variable prel lkammertrykkavlastningsventiler, eller fortrinnsvis med begge silke par. Also, the small, constant open diversion ports, such as 218a and 218b, provide limited inlet and outlet functions in each bounce chamber, and their function should be included in certain cases. Such a function can also be achieved as part of the construction or operation of the variable pressure bounce chamber valves, or by limited leakage along the shaft seals at the respective end walls of the bounce chambers, or even by limited leakage around the periphery of the bounce piston from one bounce chamber to the other. In all cases, however, the desired functions of such diversion openings should be supplemented (or provided) with at least a pair (one in each bounce chamber) of variable bounce chamber inlet control valves, or a pair (one in each bounce chamber) of variable bounce chamber pressure relief valves, or preferably with both couple.

Fig. 11 viser en utførelsesform av oppfinnelsen hvor den ønskede styring av fri-stempelmaskinen er særlig oppnådd ved et par trykkavlastningsutløp 325 og 326 (et i hvert av prellkammerne 318n og 318p). Disse trykkavlastningsutløps-midler styres av variable trykkutløpsventiler 327 og 328 som vist skjematisk i fig. 11. Et par små konstante åpne avledningsåpninger 318a og 318b (en i hvert av prellkammerne 318n og 318p) er også tilveiebragt. Begge avledningsåpninger og de variable trykkavlastningsventilene er vist eksempelvis som plassert i de aksielle endevegger av prellkammeret 318, som også er forsynt med sentrale lagerdeler og avtetnlnger ved 319 og 320 til å motta den aksielt bevegelig stempelstangenheten 317, 335. Denne stang har et kraftstempel 315 ved sin indre ende og en forbindelse 335a ved sin ytre ende for lett fjernbar forbindelse til et bevegelig element 334 i en utvalgt energlabsorberende anordning 329 som også er fjernbart festet til den ytre enden av maskinen ved 341". Fig. 11 shows an embodiment of the invention where the desired control of the free-piston machine is particularly achieved by a pair of pressure relief outlets 325 and 326 (one in each of the bounce chambers 318n and 318p). These pressure relief outlet means are controlled by variable pressure outlet valves 327 and 328 as shown schematically in fig. 11. A pair of small constant open diversion ports 318a and 318b (one in each of the bounce chambers 318n and 318p) are also provided. Both diversion ports and the variable pressure relief valves are shown, for example, as located in the axial end walls of the bounce chamber 318, which is also provided with central bearing members and seals at 319 and 320 to receive the axially movable piston rod assembly 317, 335. This rod has a power piston 315 at its inner end and a connection 335a at its outer end for easily removable connection to a movable member 334 of a selected energy absorbing device 329 which is also removably attached to the outer end of the machine at 341".

Elementer i fig. 11 som tilsvarer lignende elementer i andre figurer er gitt tall i 300-serien, med de to siste sifre tilsvarende generelt de lignende nummererte deler i fig. 1. Således beveger kraftstemplet 315 seg aksielt innenfor en kraf tsyl inder 310 og komprimerer den passende brennstoff-blandingen i forbrenningskammerets 310p under et kompresjonsslag av kraftenheten 317, 335 og dens tilhørende deler fra høyre mot venstre i fig. 1. Forbrenning av brennstoff-blandingen i kammer 310p driver så kraftstemplet 315 og tilhørende stempelstang mot høyre i fig. 11 i det passende kraftslaget som behøves for operasjon av den energlabsorberende anordningens element 334. Det dobbeltvirkende prellstemplet 316, som bæres av stempelstangen, oppdeler det sylindriske prellkammeret 318 i et første prellkammer 318n mot maskinens kraftstempelende og et andre prellkammer 318p mot belastningsforbindelsesmidlet ved maskinens andre ende. Disse prellkammere anvendes for styring av maskinen, og styringene innbefatter de konstant åpne, begrensete åpninger, henholdsvis 318a og 318b, (et i hvert kammer) i kombinasjon med paret av trykkavlastningsåpninger 325 og 326 styrt av variable trykkventilelementer, henholdsvis 327 og 328, beskrevet ovenfor. Lukkekreftene for ventilene blir justerbart innstilt av fjærelementer 343 og 344 som komprimeres mellom ventilene og to respektive styreanlegg 345 og 346. Anlegg 345 rager oppad fra et glideorgan 347 som understøttes for relativ glidning innenfor det hule mottakende kammeret 348 av et teleskoperende ytre gliderorgan 349. Glideren 349 er i sin tur relativt glidbar langs den samme aksen som organet 347 innenfor kanalen 351 av en glidestøtte 352 som er festet til bunnen av prellsylinderen 318 eller til et passende rammeelement på motoren. Elements in fig. 11 which correspond to similar elements in other figures are given numbers in the 300 series, with the last two digits corresponding generally to the similarly numbered parts in fig. 1. Thus, the power piston 315 moves axially within a power cylinder 310 and compresses the appropriate fuel mixture in the combustion chamber 310p during a compression stroke of the power unit 317, 335 and its associated parts from right to left in fig. 1. Combustion of the fuel mixture in chamber 310p then drives the power piston 315 and associated piston rod to the right in fig. 11 in the appropriate force stroke required for operation of the energy absorbing device element 334. The double-acting rebound piston 316, carried by the piston rod, divides the cylindrical rebound chamber 318 into a first rebound chamber 318n toward the power piston end of the machine and a second rebound chamber 318p toward the load connector at the other end of the machine . These bounce chambers are used for controlling the machine, and the controls include the constantly open restricted ports, 318a and 318b, respectively (one in each chamber) in combination with the pair of pressure relief ports 325 and 326 controlled by variable pressure valve elements, 327 and 328, respectively, described above . The closing forces for the valves are adjustably set by spring elements 343 and 344 which are compressed between the valves and two respective control devices 345 and 346. Device 345 projects upwards from a sliding member 347 which is supported for relative sliding within the hollow receiving chamber 348 by a telescoping outer sliding member 349. The slider 349 is in turn relatively slidable along the same axis as the member 347 within the channel 351 of a sliding support 352 which is attached to the bottom of the bounce cylinder 318 or to a suitable frame element on the engine.

En fjær 353 som er plassert innenfor kammeret eller for-dypningen 348 i den ytre glideren 349, dvs. mellom den indre enden av fordypning 348 og den understøttede ende av gliderorganet 347, tvinger normalt de to gliderorganene 347 og 349 i motsatt utadgående retninger, med tendens til å redusere fjærtrykkene som tilføres ved 343 og 344 til avlastnings-ventilelementene 327 og 328. A spring 353 which is placed within the chamber or depression 348 in the outer slider 349, i.e. between the inner end of the depression 348 and the supported end of the slider member 347, normally forces the two slider members 347 and 349 in opposite outward directions, with tend to reduce the spring pressures applied at 343 and 344 to the relief valve elements 327 and 328.

For å tilveiebringe den relative bevegelse av gliderne 347 og 349 mot hverandre til å redusere avstanden mellom anleggene 345 og 346 og således øke fjærtrykkene på utløpsventilene 327 og 328, er det indre gliderorganet 347 forsynt med en forlengelsesaksel 354 som strekker seg aksielt gjennom den ytre glideren 349 til et stempel 356 innenfor en styresylinder 357 ved den ytre enden av gliderorganet 349 som bærer anlegg 346. For å bevege de respektive glidere 347 og 349 og deres anlegg 345 og 346 mot hverandre, kan trykk økes innenfor sylinderkammeret 358 på den venstre siden (slik som betraktet i fig. 11) av stempel 356. In order to provide the relative movement of the sliders 347 and 349 towards each other to reduce the distance between the facilities 345 and 346 and thus increase the spring pressures on the outlet valves 327 and 328, the inner slider member 347 is provided with an extension shaft 354 which extends axially through the outer slider 349 to a piston 356 within a control cylinder 357 at the outer end of the slider member 349 carrying abutment 346. To move the respective sliders 347 and 349 and their abutments 345 and 346 towards each other, pressure can be increased within the cylinder chamber 358 on the left side ( as considered in Fig. 11) of piston 356.

For dette formål kan en variabel trykkregulator 359 som er koplet til en kilde 360 for trykkluft eller gass mate slikt trykkfluidum gjennom innløp 362 inn i kammer 358 som reaksjon på signaler fra en passende avføler vist skjematisk ved 361, slik som et signal fra en hastighetsreagerende avføler som indikerer en uønsket minskning i hastighet eller frekvens for fri-stempelmaskin. En utluftning 355 holder den ytre enden av sylinderen 357 på omgivelsestrykk, slik at stemplet 356 er fritt til å bevege seg utad som reaksjon på trykkøkninger i kammeret 358. To this end, a variable pressure regulator 359 coupled to a source 360 of compressed air or gas may feed such pressurized fluid through inlet 362 into chamber 358 in response to signals from a suitable sensor shown schematically at 361, such as a signal from a speed responsive sensor which indicates an undesired reduction in free-piston machine speed or frequency. A vent 355 keeps the outer end of the cylinder 357 at ambient pressure so that the piston 356 is free to move outwards in response to pressure increases in the chamber 358.

De økte ventillukketrykkene fra fjærene 342 og 344 kan således gi økte maksimumstrykknivåer innenfor de respektive prellkammere 318n og 318p til å øke hastigheten av motorens drift inntil signalet fra hastighetsregulatoren tillater regulatorventilen 359 å lukke. Ved det punkt vil trykk bli avlastet innenfor kammer 358 av glidesylinderen 357 ved hjelp av den lille avledningsåpningen 363. Hvis trykket faller til et punkt hvor gliderne beveger seg langt nok fra hverandre, til å bevirke et annet uønsket fall i motorhastighet, vil styreprosessen som nettopp er beskrevet bli gjentatt, slik at motorhastigheten kan variere litt på en syklisk måte nær den ønskede motorhastigheten. Denne styreløsning reagerer på uønskede minskninger i hastighet, men det bør forstås at et slikt styresystem også kunne bringes til å reagere på uønskede økninger i motorhastighet. The increased valve closing pressures from the springs 342 and 344 can thus provide increased maximum pressure levels within the respective bounce chambers 318n and 318p to increase the speed of engine operation until the signal from the speed governor allows the governor valve 359 to close. At that point, pressure will be relieved within chamber 358 of the slide cylinder 357 by means of the small diverter opening 363. If the pressure drops to a point where the slides move far enough apart to cause another unwanted drop in engine speed, the control process that just is described be repeated, so that the engine speed can vary slightly in a cyclical manner close to the desired engine speed. This control solution reacts to unwanted reductions in speed, but it should be understood that such a control system could also be made to react to unwanted increases in engine speed.

Som videre vist i fig. 11, kan gliderorganene 347 og 349 og deres fjær-styrende anlegg 345 og 346 beveges aksielt som en enhet til å øke avlastningstrykket som gis av fjæren 342 og samtidig minske fjærtrykket som gis av fjæren 344, eller omvendt. For dette formål er et stempel 364 som er stivt festet til den ytre enden av glideren 349, opptatt i en styresylinder 367 som er festet til en stasjonær motordel eller ramme ved 366. En fjær 365 mellom den ytre enden av glideren 349 og den indre enden (venstre ende, som betraktet i fig. 11) av den faste sylinderen 367 tvinger normalt den samlede enhet av glidere 347 og 349 i en retning (venstre i fig. 11) til å påføre maksimalt fjærtrykk ved 343 på avlastningsventil 327 og å tilføre minimalt fjærtrykk ved 344 på avlastningsventil 328. As further shown in fig. 11, the slide members 347 and 349 and their spring-controlling assemblies 345 and 346 can be moved axially as a unit to increase the relief pressure provided by the spring 342 while simultaneously decreasing the spring pressure provided by the spring 344, or vice versa. For this purpose, a piston 364 which is rigidly attached to the outer end of the slider 349 is received in a control cylinder 367 which is attached to a stationary engine part or frame at 366. A spring 365 between the outer end of the slider 349 and the inner end (left end, as viewed in FIG. 11) of the fixed cylinder 367 normally forces the combined assembly of sliders 347 and 349 in one direction (left in FIG. 11) to apply maximum spring pressure at 343 to relief valve 327 and to add minimal spring pressure at 344 on relief valve 328.

For å plassere gliderne mot kraften fra fjæren 365, kan trykket i sylinderkammer 368 styres, eksempelvis som reaksjon på signaler fra en kjent bankeavføler 374 av den type som er beskrevet i-forbindelse med fig. 10. Således kan signalet fra en slik avføler for begynnende banking åpne en solenoid-styrt ventil 369 til å mate komprimert luft eller gass fra en passende kilde 371 (slik som skyldepumpekammeret 310s eller en hvilken som helst annen passende trykk-kilde) gjennom tilbakeslagsventil 372 inn i kammerets 368 innløp. Slikt trykk på -den indre flaten av stemplet 364 vil overskride omgivelsestrykket gjennom den åpne enden av sylinder 367 mot den ytre flaten av stempel 364 og vil således tvinge gliderne 347 og 349 sammen mot den faste sylinderen 367, og holde gliderene i en operasjonsstilling hvor de respektive prell-kammermaksimaltrykk forventes å gi tilfredsstillende motorytelse. Trykket som er tilgjengelig fra kilde 371, og det effektive areal av stempel 364, må være store nok til å overvinne kraften fra fjæren 365, og bevege gliderne langs nok mot høyre (fig. 11) til å redusere det maksimale utløps-trykket på prel1trykkstyreventi len 328, og resultere i motorytelse som ikke lenger gir et bankeavfølersignal. Ventil 369 vil så lukke, og avledningsåpningen 373 vil muliggjøre langsom frigivelse av trykk fra kammer 368 til å la gliderne bevege seg tilbake og øke prellavlastningstrykket ved ventil 326, slik at motordriften igjen kan nærme seg det begynnende bankepunkt, hvor operasjonen generelt ansees å være mest virkningsfull. Således kan den øvre dødsenter- posisjonen for kraf tstemplet 315 svinge innenfor et smalt område som er nær det begynnende bankepunkt for å opprettholde den ønskede dekningsgrad av motoroperasjonen. In order to position the sliders against the force from the spring 365, the pressure in the cylinder chamber 368 can be controlled, for example in response to signals from a known knock sensor 374 of the type described in connection with fig. 10. Thus, the signal from such an incipient knock sensor may open a solenoid operated valve 369 to feed compressed air or gas from a suitable source 371 (such as the scavenge pump chamber 310s or any other suitable pressure source) through check valve 372 into the chamber's 368 inlet. Such pressure on the inner surface of piston 364 will exceed the ambient pressure through the open end of cylinder 367 against the outer surface of piston 364 and will thus force the sliders 347 and 349 together against the fixed cylinder 367, and hold the sliders in an operating position where they respective bounce chamber maximum pressure is expected to provide satisfactory engine performance. The pressure available from source 371, and the effective area of piston 364, must be large enough to overcome the force from spring 365, and move the sliders along enough to the right (Fig. 11) to reduce the maximum outlet pressure of the pressure control valve. len 328, and result in engine performance that no longer provides a knock sensor signal. Valve 369 will then close, and the diverter port 373 will allow slow release of pressure from chamber 368 to allow the sliders to move back and increase the bounce relief pressure at valve 326, allowing engine operation to again approach the incipient knock point, where the operation is generally considered to be most effective. Thus, the top dead center position of the power piston 315 can oscillate within a narrow range that is close to the starting knock point to maintain the desired degree of coverage of the engine operation.

Styresystemene som er vist i fig. 11 opererer til å gi de ønskede prellkammertrykkområder ved variabelt å styre de maksimale trykk innenfor slike kammere, uten å basere seg på styringene ved lavtrykksendene av slike områder, slik som nærmere beskrevet i forbindelse med fig. 10. The control systems shown in fig. 11 operates to provide the desired bounce chamber pressure areas by variably controlling the maximum pressures within such chambers, without relying on the controls at the low pressure ends of such areas, as described in more detail in connection with fig. 10.

Fig. 11Å viser en foretrukket modifikasjon av anordningen i fig. 11, hvor paret av små konstant åpne avledningsåpninger 318a og 318b erstattes av innløpsåpninger 321 og 322 som er styrt av en-veis innløpsventiler 323 og 324 for de respektive prellkammere 318n og 318p. Innløpstrykket på hvilket innløpsventilen vil åpne, kan forutinnstilles, eller variabelt justeres som vist skjematisk ved 323a og 324a, og innløpsventilene er forsynt med innsnevrete åpninger 323b og 324b som er "oppstrøms" fra prellkammerets innløpsåpninger og en-veis ventildelene. Slike innsnevrede åpninger er åpne direkte mot omgivelsesluften ved atmosfærisk trykk og er innsnevret primært til å begrense takten som luft kan suges inn i de respektive prellkammere under intervallene hvor en-veis tilbakeslagsventile er åpne. Slike innsnevrede åpninger kan være så små som 0,05 cm i effektiv diameter, til å begrense innad strømningen av omgivelsesluft, når innløps-ventilene er åpnet. Innløpsventilene er således nyttige til å tilveiebringe begrenset uskiftning av styreluft innenfor de respektive prellkammere, mens hovedstyringen av prellkammerarbeidstrykkene oppnås som beskrevet i forbindelse med fig. 11 ved de angitte variable justeringer av de maksimale trykk, ved hvilke de respektive prellkammer exhaust-ventiler 327 og 328 vil bli åpnet. Innløpstilbakeslagsventilene kan imidlertid innstilles til å la styremidlene arbeide med høyere prelltrykk. Fig. 11A shows a preferred modification of the device in fig. 11, where the pair of small constantly open diversion ports 318a and 318b are replaced by inlet ports 321 and 322 which are controlled by one-way inlet valves 323 and 324 for the respective bounce chambers 318n and 318p. The inlet pressure at which the inlet valve will open can be preset, or variably adjusted as shown schematically at 323a and 324a, and the inlet valves are provided with constricted openings 323b and 324b which are "upstream" from the bounce chamber inlet openings and one-way valve sections. Such constricted openings are open directly to the ambient air at atmospheric pressure and are constricted primarily to limit the rate at which air can be drawn into the respective bounce chambers during the intervals where the one-way check valves are open. Such constricted openings can be as small as 0.05 cm in effective diameter to limit the inward flow of ambient air when the inlet valves are opened. The inlet valves are thus useful for providing limited unchanging control air within the respective bounce chambers, while the main control of the bounce chamber working pressures is achieved as described in connection with fig. 11 by the indicated variable adjustments of the maximum pressures, at which the respective bounce chamber exhaust valves 327 and 328 will be opened. However, the inlet non-return valves can be set to allow the control means to work with a higher rebound pressure.

Modifikasjonene i fig. 11 og 11A har både sikkerhets- og driftsfordeler ved å tilveiebringe et særlig bredt område av prellkammerstyretrykk, primært ved å styre maksimumstrykkene i slike kammere. The modifications in fig. 11 and 11A have both safety and operational advantages by providing a particularly wide range of bounce chamber control pressure, primarily by controlling the maximum pressures in such chambers.

Således tilveiebringer den foreliggende oppfinnelse et bredt område av styremuligheter ved å tilveiebringe minst et "negativt" eller indre prellkammer som er plassert mot stempelstangenden av en slik motor, dvs. mellom en prellstempelflate på stempelstangen av motoren og selve kraftstemplet, i kombinasjon med et såkalt "positivt" eller ytre prellkammer som er plassert mot den ytre enden av motoren, dvs. mellom det indre prellkammeret og belastningsforbindelsesmidlet "ved den andre enden av stempelstangen av fri stempelmotorenheten. Thus, the present invention provides a wide range of control possibilities by providing at least one "negative" or internal rebound chamber which is placed against the piston rod end of such an engine, i.e. between a rebound piston surface on the piston rod of the engine and the power piston itself, in combination with a so-called " positive" or outer bounce chamber which is located towards the outer end of the engine, ie between the inner bounce chamber and the load connecting means "at the other end of the piston rod of the free piston engine assembly.

Den tilgjengelig styringsfleksibilitet som tilveiebringes ved slike relative plasseringer og ved de angitte relative tverrsnittsarealer av prellkammerne, hjelper til å muliggjøre bruken av-forskjellige energlabsorberende anordninger med den samme grunnleggende kraftenhet, ved selektivt og fjernbart å forbinde slike forskjellige anordninger, som vist skjematisk ved 335a og 341 i fig. 11, til den lukkede ytre enden av det ytre prellkammeret eller til en viss annen passende rammedel, og ved å anvende den samme kraftenheten og stempelstangen 317, 335 til å drive det ønskede bevegelige elementet 334 av den spesielle energlabsorberende anordning som velges for en bestemt anvendelse. The available control flexibility provided by such relative locations and by the indicated relative cross-sectional areas of the bounce chambers helps to enable the use of different energy absorbing devices with the same basic power unit, by selectively and removably connecting such different devices, as shown schematically at 335a and 341 in fig. 11, to the closed outer end of the outer bounce chamber or to some other suitable frame part, and using the same power unit and piston rod 317, 335 to drive the desired moving element 334 of the particular energy absorbing device selected for a particular application .

Når den energlabsorberende anordning er en arbeidskompressor (eller pumpe), som særlig vist i fig. 1, tilveiebringer oppfinnelsen en relativ plassering av motordeler som tillater at kompressoren eller pumpekammeret kan adskilles fra, og derved effektivt avtettes fra de motorhastighetstyrende prellsylindre. Dette tillater bruk av et arbeidsfluidum i kompressoren eller pumpekammeret som er forskjellig fra, f. eks. uforenlig med, det styrende fluidum, slik som luft, som anvendes i motorens prellsylinder. When the energy-absorbing device is a working compressor (or pump), as particularly shown in fig. 1, the invention provides a relative placement of engine parts which allows the compressor or pump chamber to be separated from, and thereby effectively sealed off from, the engine speed controlling bounce cylinders. This allows the use of a working fluid in the compressor or pump chamber that is different from, e.g. incompatible with the control fluid, such as air, used in the engine's ram cylinder.

Selv om oppfinnelsen er særlig vist i en fri-stempelmotor for å drive kompressor, kan den også anvendes i en slik motor for å drive en elektrisk vekselstrømsgenerator eller en viss annen energlabsorberende anordning (EAA) som utsettes for varierende belastninger som her beskrevet, eller som krever en motor som reagerer på et bredt område av endringer som kreves av en spesiell belastningsanordning. Modifikasjoner kan foretas i utførelsesformen som er beskrevet her innenfor hensikten og omfanget av de etterfølgende patentkrav. Although the invention is particularly shown in a free-piston engine to drive a compressor, it can also be used in such an engine to drive an electric alternating current generator or certain other energy absorbing device (EAA) which is subjected to varying loads as described herein, or which requires a motor that responds to a wide range of changes required by a particular load device. Modifications can be made in the embodiment described here within the purpose and scope of the subsequent patent claims.

Claims

1. Variable stroke free piston engine, comprising a power unit having an axially reciprocating substance having opposite first and second ends, a power piston attached to the first end, a connecting means at the second end for driving a movable element in a selected energy absorbing device (EAA), and a double-acting bounce piston assembly which is attached to the piston rod between said first and second ends and which has first and second bounce piston working surfaces facing the first and second piston rod ends, respectively, for simultaneous axial forward and backward movement movement of the rod, the power piston, the rebound piston assembly and the EAA cause-starting means as a unit during successive, alternating power piston compression strokes against the first end and power piston expansion strokes against the other end of the piston rod, characterized in that axially fixed rebound cylinder means cooperate with the rebound piston assembly and provide a negative first rebound chamber at a relative axial location between the first rebound piston working surface and the power piston end of the piston rod and a positive second rebound chamber at a relatively axial location between the second rebound piston working surface and the EAA connecting end of the piston rod, and a control means for said engine comprising at least a pair of rebound chamber pressure control openings (one in each rebound chamber), at least one pair of variably adjustable rebound pressure control valves (one for each of the rebound chamber control openings in said pair), means for connecting each control valve in said one pair to its respective rebound chamber control opening for variably adjusting the operating pressures in its respective rebound chamber, and means responsive to changes in demand on the selected energy-absorbing device and is operatively connected to said one pair of control valves for variably and essentially simultaneously in a similar way (i.e. in the same pressure change direction) to adjust each of the variable pressure control valves of said one pair during operation of the engine and thereby similarly change the respective bounce chamber working pressure in each bounce chamber both up or both down to effectively control the engine frequency to satisfy such changes in need.

2. Free piston engine as stated in claim 1, characterized in that the area of each first and second rebound piston working surface is greater than the working area of the power piston by a factor in the range from at least 1.5 to at least 4 times the area of the power piston.

3. Fr i-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the areas of each of the first and second rebound piston working surfaces are essentially equal to each other.

4. Free-piston engine as specified in claim 1, characterized in that the bollard chamber pressure tire openings of said, at least one pair of openings, and the corresponding variably adjustable bollard pressure control valves of such pair, are located and constructed for direct connection between the corresponding bollard chambers and ambient atmospheric air outside the bounce cylinder means, when said control valves are open, as said bounce chambers effectively control the engine without requiring a pressurized reservoir of high-pressure bounce control fluid.

5. Fr i-piston engine as stated in claim 4, characterized in that the rebound cylinder means comprises a single common rebound cylinder which provides said first and second rebound chambers, and where the first and second rebound piston working tracks are opposite surfaces of a single rebound piston which advances and back within the common bounce cylinder and separate the respective first and second bounce chambers within such bounce cylinder.

6. Free-piston engine as stated in claim 5, characterized in that the selected energy-absorbing device is a piston machine having a compressor that is coaxial with the engine piston rod, and that its movable element for connecting to the other end of the power shaft is a compressor piston that is supported for axial movement within such compressor cylinder.

7. Free-piston engine as stated in claim 6, characterized in that the compressor cylinder and the compressor piston provide a compressor chamber that is separated from, and thus effectively sealed from, said engine bounce cylinder for the use of a working fluid in the compressor chamber that is different from, e.g. incompatible with any control fluid, for example air, used in the engine bounce cylinder.

8. Free-piston engine as stated in claim 6, characterized in that a flushing section is provided in the engine between the rear (inner) surface of the power piston and the negative first rebound chamber, and that the compressor piston in the selected energy absorbing device has a surface that serves as a working compressor surface and an opposite surface serving as a rebound piston surface in a further rebound chamber located between the working compressor chamber and the positive first rebound chamber in the engine.

9. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that said control means also comprises engine control means which have an engine efficiency sensing means which reacts to an engine operating condition, said efficiency sensing means being operationally connected to the variably adjustable bounce chamber pressure control valves for at least said one pair for variable and in total substantially simultaneously and oppositely (i.e. in opposite directions) adjusting each of the variable pressure control valves in said pair thereby displacing the relative bounce chamber working pressures in opposite directions relative to each other and thereby displacing successive top dead center positions of the power piston and piston rod in a relative axial direction tending to maintain the desired engine efficiency.

10. Free-piston engine as stated in claim 9, characterized in that said engine efficiency sensing means comprises an anti-knock sensor device which reacts to incipient engine knocking at power piston top dead center positions just before these, at which actual knocking could take place.

11. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that said control means also includes a second pair of bounce chamber pressure control openings (one for each bounce chamber) and a corresponding second pair of bounce pressure control valves (one for each bounce chamber), and that the respective control valves in the second pair are adjustable to further control the bounce chamber pressures.

12. Free-piston engine as specified in claim 11, grade 1-s ert in that said control means also include diversion means which provide a limited leakage path with a small, effective cross-section out from and into each bounce chamber.

13. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that each rebound chamber has diversion means comprising a small diversion opening which provides an essentially continuous open limited leakage path between each rebound chamber and the surrounding atmosphere outside such rebound chamber, and that the variable rebound pressure control valves also control the relative flow of air between the respective bounce chambers and the surrounding atmosphere outside such bounce chambers.

14. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the selected absorbing device is a compressor, -and said double-acting rebound piston unit and rebound cylinder means have an unbalancing unit which at least partially surrounds them, said engine having a reversing mechanism connected between said unbalancing unit and said piston rod.

15. Free-piston engine and compressor combination as stated in claim 14, characterized in that said reversing mechanism comprises racks and gears.

16. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the bounce pressure control valves in said one pair are bounce inlet pressure control valves to selectively adjust the minimum inlet pressures for each spring chamber.

i7- Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the bounce pressure control valves on said one pair are pressure relief outlet valves to selectively adjust the maximum internal pressures in each spring chamber.

18. Free-piston engine as specified in claim 17, characterized in that the control means comprises a second pair of bounce chamber pressure control openings (one in each bounce chamber) and a pair of prel 1 inlet pressure control valves (one for each control opening of said second pair) for establishing the minimum inlet pressures for each bounce chamber .

19. Free-piston engine as stated in claim 18, characterized in that the bounce inlet pressure control valves comprise a narrowed opening which is open to ambient atmospheric air and thereby limits the inflow of such air into said bounce chambers when said inlet pressure control valves are opened in response to relatively lower pressure within such bounce chambers.

1. Variable stroke free-piston engine comprising a power unit having an axially reciprocating substance having opposite first and second ends, a power piston attached to the first end, a connecting means at the second end for driving a moving element in a selected energy absorbing device (EAA), and a double-acting bounce piston assembly which is attached to the piston rod between said first and second ends and which has first and second bounce piston working surfaces facing the first and second piston rod ends, respectively, for simultaneous axial reciprocating movement of the rod, the power piston, the rebound piston assembly, and the EAA pre-opening means as a unit under successive alternating power piston compression strokes against the first end and power piston expansion strokes against the other end of the piston rod, characterized in that axially fixed rebound cylinder means cooperate with the rebound piston assembly and provide a negative first rebound chamber at arelative axial location between the first rebound piston working surface and the power piston end of the piston rod and a positive second rebound chamber at a relatively axial location between the second rebound piston working surface and the EAA connecting end of the piston rod, and a control means for said engine comprising at least a pair of rebound chamber pressure control openings (one in each rebound chamber), at least one pair of variably adjustable rebound pressure control valves (one for each of the rebound chamber control openings in said pair), means for connecting each control valve in said one pair to its respective rebound chamber control opening for variably adjusting the operating pressures in its respective rebound chamber, and means responsive to changes in demand on the selected energy-absorbing device and is operatively connected to said one pair of control valves for variable bg essentially simultaneously in a similar way (i.e. in the same pressure change direction) to adjust each of the variable pressure control valves of said one pair during operation of the engine and thereby similarly change the respective bounce chamber working pressure in each bounce chamber both up or both down to effectively control the engine frequency to satisfy such changes in need.

2. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the area of each first and second rebound piston working surface is greater than the working area of the power piston by a factor in the range from at least 1.5 to at least 4 times the area of the power piston.

3. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the areas of each of the first and second rebound piston working surfaces are essentially equal to each other.

5. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that said control means also comprises engine control means which have an engine efficiency sensing means which reacts to an engine operating condition, said efficiency sensing means being operationally connected to the variably adjustable bounce chamber pressure control valves for at least said one pair for variable and in total substantially simultaneously and oppositely (i.e. in opposite directions) adjusting each of the variable pressure control valves in said pair thereby displacing the relative bounce chamber working pressures in opposite directions relative to each other and thereby displacing successive top dead center positions of the power piston and piston rod in a relative axial direction tending to maintain the desired engine efficiency.

6. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that said control means also includes a second pair of bounce chamber pressure control openings (one for each bounce chamber) and a corresponding second pair of bounce pressure control valves (one for each bounce chamber), and that the respective control valves in the second pair are adjustable to further control the bounce chamber pressures.

7. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that each rebound chamber has diversion means comprising a small diversion opening which provides an essentially continuous open limited leakage path between each rebound chamber and the surrounding atmosphere outside such rebound chamber, and that the variable rebound pressure control valves also control the relative flow of air between the respective bounce chambers and the surrounding atmosphere outside" such bounce chambers.

8. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the selected absorbent device is a compressor, and said double-acting rebound piston unit and rebound cylinder means have an unbalancing unit which at least partially surrounds them, said engine having a reversing mechanism connected between said unbalancing unit and said piston rod.

9. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the bounce pressure control valves in said one pair are bounce inlet pressure control valves to selectively adjust the minimum inlet pressures for each spring chamber.

10. Free-piston engine as stated in claim 1, characterized in that the bounce pressure control valves on said one pair are pressure relief outlet valves to selectively adjust the maximum internal pressures in each spring chamber.