DE19847917A1

DE19847917A1 - Hubkolbenarbeitsmaschine mit verstellbarer Förderleistung

Info

Publication number: DE19847917A1
Application number: DE19847917A
Authority: DE
Inventors: David M Berchowitz
Original assignee: Global Cooling Manufacturing Co
Current assignee: Global Cooling Manufacturing Co
Priority date: 1997-10-21
Filing date: 1998-10-19
Publication date: 1999-07-08
Also published as: KR19990037253A; KR100544031B1; US5988994A; IT1302387B1; ITRM980664A1; JPH11223181A; BR9804030A

Description

Die Erfindung richtet sich im allgemeinen auf eine Vor richtung und ein Verfahren zur Steuerung der Förderlei stung einer Hubkolbenarbeitsmaschine, beispielsweise als Pumpvorrichtung von oszillierender Bauart und ins besondere oder bevorzugt auf einen Verdichter. Durch Steuerung der volumetrischen Förderleistung der Pumpe kann der Massendurchsatz beeinflußt werden. In dem Fall einer nach dem Clausius-Rankine-Kreisprozeß betriebenen Anordnung kann die vorliegende Erfindung zusammen mit herkömmlichen Steuerungen für den Ansaug- oder Auslaß vorgang ein direktes Mittel zur Beeinflussung der Wär meübertragungsleistung des Kreisprozesses liefern, ohne daß dabei hinsichtlich des Wirkungsgrades Kompromisse zu machen sind.

Gemäß dem 1996 erschienenen ASHRAE-Handbuch "Systems and Equipment Handbook (SI)", Seite 34.8, kann eine Verstellung der Förderleistung durch eine oder mehrere der folgenden Maßnahmen erreicht werden:

(1) Steuerung des Saugdrucks durch Drosselung;
(2) Steuerung des Auslaßdruckes;
(3) Rückführung geförderten Gases zur Sauglei tung;
(4) Hinzufügen eines Ausdehnungsvolumens;
(5) Änderung des Hubs;
(6) Verbinden eines Auslaßanschlusses des Zylin ders mit dessen Saugleitung, während der Anschluß zu der Auslaßsammelleitung geschlossen wird;
(7) Veränderung der Kompressorgeschwindigkeit;
(8) Verschließen des Zylindereinlasses; und
(9) Offenlassen des Saugventils.

Das ASHRAE-Handbuch stellt fest, daß die am meisten verbreiteten Verfahren das Offenhalten der Saugventile durch eine externe Kraft, die Gasrückführung innerhalb des Kompressors und die Gasrückführung außerhalb des Kompressors sind. Die meisten dieser Technologien brin gen ernsthafte Einschränkungen hinsichtlich der Kam pressorleistungsfähigkeit mit sich. Eine Veränderung der Verdichtergeschwindigkeit reduziert die Leistungs fähigkeit nicht direkt, verursacht jedoch das prakti sche Problem, daß bei Veränderungen der Geschwindigkeit verschiedene, strukturelle Resonanzen angeregt werden. Die Hubverstellung ist eine weitere Technik, welche nachteilige Auswirkungen hinsichtlich der Leistungsfä higkeit vermeidet, vorausgesetzt, daß der Schadraum an dem oberen Totpunkt (OT) minimiert wird. Eine Möglich keit zur Realisierung einer Hubverstellung ist die di rekte Ankopplung des Kolbens an den beweglichen Teil eines Linearmotors. Solchenfalls kann sich die Kolben position frei einstellen, d. h., sie ist nicht durch die kinematische Konstruktion der Maschine vorgegeben. Die Förderleistung kann direkt beeinflußt werden, da die Amplitude des Linearmotorkolbens steuerbar ist. Diese Anordnung wird im allgemeinen als "linearer Kompressor" bezeichnet. Die Hauptschwierigkeit bei einem derartigen linearen Kompressor ist es, den gewünschten Schadraum zwischen Kolben und der Ventilplatte beim OT einzuhal ten. Um einen hohen Wirkungsgrad zu erreichen, muß der Schadraum so klein als möglich sein. Bereits ein kurz fristiger Verlust der Kontrolle kann dazu führen, daß der Kolben mit der Ventilplatte kollidiert und dabei eine katastrophale Zerstörung auslöst. Die Konstruktion eines linearen Kompressors führt im allgemeinen zu ei ner Reduzierung des Wirkungsgrades durch eine Vergröße rung des Schadraums am OT, um Kollisionsprobleme zu mi nimieren.

Ein wiederum anderes Verfahren zur Fördermengenverstel lung bei linearen Kompressoren ist es, den Schadraum bei OT zu verstellen. Diese Technik wird auch als Hin zufügen eines Expansionsvolumens bezeichnet. Solchen falls wird der Wirkungsgrad direkt beeinflußt, in dem erhebliche, nicht umkehrbare Vorgänge eingefügt werden, welche mit Hystereseverlusten einhergehen.

Gemäß dem ASHRAE-Handbuch "Systems and Equipment Hand book (SI)" von 1996, Seite 34.8, sollte ein ideales Steuerungssystem für die Förderleistung die folgenden Betriebseigenschaften aufweisen:

- kontinuierliche Einstellung der Last;
- der Wirkungsgrad bei Vollast wird durch die Steuerung nicht tangiert;
- keine Verluste hinsichtlich des Wir kungsgrades im Teillastbetrieb;
- Reduzierung des Startdrehmoments;
- keine Reduzierung der Zuverlässigkeit des Kompressors;
- keine Reduzierung des Kompressor-Be triebsbereichs;
- keine Erhöhung der Kompressorvibration sowie der Geräuscherzeugung im Teillast betrieb.

Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, all die se Idealeigenschaften auf einfachem, direkten Weg zu erreichen.

Die vorliegende Erfindung verwirklicht eine Verstellung der Förderleistung in einer Hubkolbenarbeitsmaschine durch Veränderung des Hubes während gleichzeitiger Kon stanthaltung des OT-Schadraums bei jedem Hub. Ein zu sätzlicher Vorteil ist, daß die Betriebsfrequenz kon stant ist, so daß durch Resonanz verursachte Ge räuschprobleme vermieden werden, wie sie bei Steuerun gen mit variabler Geschwindigkeit auftreten.

Es wird eine Hubkolbenpumpe offenbart, bei welcher eine Schubkurbelanordnung zum Antrieb des Kolbens (Kolben, Schubstange, Kurbelwelle) oder ein ähnlicher Antrieb von einem Elektromotor oszillatorisch unter Ausnutzung von Resonanzeffekten angetrieben wird. Die Kurbelwelle rotiert abwechselnd im Uhrzeigersinn über einen gesteu ert variablen Winkel θ und im Gegenuhrzeigersinn über etwa denselben Winkel θ, wobei der Winkel θ von derje nigen Winkelposition der Kurbelwelle oder eines Exzen ters aus gemessen wird, bei welcher der Abstand zwi schen dem Kolben und dem abgeschlossenen Ende der Boh rung ein Minimum erreicht (oberer Totpunkt). Der Maxi malwert des Winkels θ wird etwas unterhalb von 180° liegen, und für einen wirkungsvollen, elektromotori schen Antrieb sogar unterhalb von 90°.

Wenn sich die Kurbelwelle bewegt, wird in einer Torsi onsfeder Verformungsenergie gespeichert. In den meisten Fällen wird es wünschenswert sein, die rotierenden Schwungmassen der bewegten Teile mit der Torsionsfeder etwa in einen resonanten Zustand zu bringen. Dadurch wird das von dem Elektromotor aufzubringende Drehmoment minimiert, und zusätzlich wird eine zentrierende Kraft zur Verfügung gestellt. Als Torsionsfeder kann jedes Element verwendet werden, welches in der Lage ist, in ausreichendem Umfang Verformungsenergie aufzunehmen. Als Beispiel seien Gasfedern, ein Torsionsstab oder ei ne spiralig aufgewickelte, mechanische Feder oder jede Kombination aus derartigen Federn genannt. Die Torsi onsfeder wird abwechselnd rotationskinetische Energie von den bewegten Teilen aufnehmen und sodann wieder an diese abgeben.

Im resonanten Zustand ist die Amplitude der Schwingung näherungsweise direkt proportional zu der Amplitude des Effektivwerts der an den Elektromotor angelegten Span nung. Das von dem Motor abgegebene Spitzendrehmoment ist annähernd proportional zu dem Effektivwert der an gelegten Spannung. Die Veränderung des Hubraums der er findungsgemäßen Arbeitsmaschine wird daher in erster Näherung direkt proportional zu dem Effektivwert der angelegten Spannung sein. Der angelegte Spannungseffek tivwert ist deshalb die Stellgröße für die kontinuier liche Fördermengenverstellung. Die Spannung kann auf einfachem Weg durch verschiedene, aus dem Stand der Technik bekannte Mittel erreicht werden (beispielsweise durch einen Triacschaltkreis, wie er bei Lampendimmern Verwendung findet). Der in der vorliegenden Anwendung eingesetzte Motor muß für einen oszillatorischen Be trieb ausgelegt sein.

Eine Besonderheit der erfindungsgemäßen Anordnung ist, daß die Schwingungsfrequenz des Kolbens exakt doppelt so groß ist wie die Schwingungsfrequenz der Kurbelwel le. Deshalb genügt es, wenn die Kurbelwelle sich nur um einen Winkel von maximal ± 90° bewegt, wobei dieselbe Förderleistung erreicht wird wie bei einem Kompressor mit einheitlich rotierender Kurbelwelle und mit identi schen, geometrischen Verhältnissen. Eine weitere, cha rakteristische Eigenschaft resonanter Systeme ist, daß die Bewegung bei den kleinsten Spannungen beginnt. Des halb gibt es keine hohen Anlaufströme.

Die oben erwähnten Merkmale und Wirkungen der vorlie genden Erfindung werden anhand der folgenden Beschrei bung sowie in Verbindung mit den beigefügten Zeichnun gen weiter erläutert.

Fig. 1 zeigt eine schematische Vorderansicht einer erfindungsgemäßen Einzelzylinderanordnung, welche die Relativposition der beweglichen Teile an der maximalen Drehauslenkung der Kurbelwelle im Gegenuhrzeigersinn (GUS) wie dergibt, in diesem Fall 70° gerechnet von der Nullstellung. Der Kolben ist am unteren Tot punkt (UT).

Fig. 2 ist eine schematische Vorderansicht einer prinzipiellen Einzelzylinderanordnung zu ent nehmen, welche die Relativstellungen der be weglichen Teile in der Nullstellung der Kur belwelle wiedergibt. Dies ist die Position, bei welcher der Kolben den oberen Totpunkt (OT) erreicht.

Fig. 3 ist eine schematische Vorderansicht einer prinzipiellen Einzelzylinderanordnung, welche die Relativstellungen der beweglichen Teile bei der maximalen Auslenkung der Kurbelwelle im Uhrzeigersinn (US) wiedergibt, in diesem Fall -70° gegenüber der Nullstellung. Der Kolben befindet sich wieder im UT. Hieraus ergibt sich, daß eine vollständige Schwingung mit US- und GUS-Bewegung der Kurbelwelle zwei vollständige Hubzyklen des Kolbens mit je weils einer Kompression und einer Expansion hervorruft. Demzufolge arbeitet der Kolben mit exakt der doppelten Schwingungsfrequenz wie die Kurbelwelle.

Fig. 4 enthält eine Sprengdarstellung, welche die wichtigsten Komponenten der Einzelzylinderan ordnung wiedergibt. Man erkennt insbesondere ein einziges Federelement in Form eines Tor sionsstabes, der koaxial mit der Kurbelwel lenachse angeordnet ist.

Fig. 5 zeigt eine schematische Vorderansicht des Entwurfs einer Ausführungsform mit Kulissen schieber im Gegensatz zu dem Schubkurbelge triebe gemäß den anderen Figuren.

Fig. 6 ist eine schematische Vorderansicht des Ent wurfs einer Mehrfachzylinderausführungsform zu entnehmen. In diesem Fall gibt es drei Zy linder.

Fig. 7 zeigt eine schematische Vorderansicht des Entwurfs einer einzigen, doppelt wirkenden Gas-Torsionsfeder. Der Schaft der Gas-Torsionsfeder kann fest mit der Kurbelwelle an deren Rotationsachse verbunden sein. Die Gasfeder ist ein weiteres Element zur Spei cherung von Verformungsenergie.

Fig. 8 ist eine perspektivische Darstellung eines Dämpfungselements für Torsionsschwingungen, welches an dem Kurbelwellengehäuse der Pumpe befestigt ist. Dieses Bauteil vermeidet die Übertragung von Vibrationsschwingungen.

Fig. 9 enthält ein Blockschaltbild eines typischen, nach dem Claudius-Rankine-Kreisprozeß be triebenen Systems, wobei die erfindungsgemäße Pumpe als Regulationskompressor eingesetzt ist. Es wird darauf hingewiesen, daß sowohl Anwendungsfälle als Kältemaschinen wie auch als Wärmepumpen möglich sind.

Bei der Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen der Erfindung anhand der beigefügten Zeichnungen wird aus Gründen der Klarheit von einer besonderen Termino logie Gebrauch gemacht. Es ist jedoch nicht beabsich tigt, daß die Erfindung auf die hierbei ausgewählten, speziellen Begriffe beschränkt wird, und die Beschrei bung soll vielmehr so aufgefaßt werden, daß jeder Spe zialbegriff auch alle technischen Äquivalente umfaßt, welche in ähnlicher Form betrieben werden, um einem vergleichbaren Zweck zu dienen. Beispielsweise wird das Wort "verbunden" oder ein ähnlicher Begriff oft verwen det. Diese Worte sollen nicht als direkte Verbindung aufgefaßt werden, sondern auch Verbindungen über andere Elemente umfassen, wenn derartige Verbindungen von ei nem Fachmann als äquivalent erkannt werden.

Der in den Fig. 1 bis 3 enthaltene Zylinder 1 umfaßt den üblichen Kolben 5, der über ein Schubkurbelgetriebe 2 mit einer Feder 3 in Form einer Torsionswelle gekop pelt ist, so daß Verformungsenergie in dem Federelement gespeichert werden kann. Der Schubkurbelmechanismus übersetzt die Drehbewegung der Kurbelwelle 7 in die li neare Bewegung des Kolbens 5 und legt darüber hinaus den minimalen Abstand zwischen dem Kolbenboden 9 und der die Ventile aufnehmenden Zylinderkopfplatte 10 fest. Die Achse der Torsionsfeder 3 ist in diesem Fall also identisch mit der Drehachse. Ein Elektromotor 4, der an dem Kurbelwellengehäuse 11 festgeschraubt ist, wie dies in Fig. 4 zu sehen ist, erzeugt ein oszillie rendes Drehmoment, welches den Kurbelwellenschaft ab wechselnd im Uhrzeigersinn und im Gegenuhrzeigersinn dreht. Ein Elektromotor, wie er in der vorliegenden Er findung verwendet werden kann, ist in der US-Patentschrift 3,475,629 offenbart, welche Druckschrift hiermit zum Offenbarungsumfang der vorliegenden Pa tentanmeldung gemacht wird.

Bei der Stellung im oberen Totpunkt wird die in der Torsionsfeder 3 gespeicherte Verformungsenergie zu Null. Während der Bewegung wird Verformungsenergie in der Torsionsfeder 3 gespeichert. Der Grad der elasti schen Energie, welcher gespeichert wird, ist etwa gleich dem von den bewegten Teilen abgegebenen Anteil an kinetischer Energie. Beim UT in der Uhr zeiger-Drehrichtung (Fig. 3) ist die kinetische Energie voll ständig verbraucht und die elastisch gespeicherte Ener gie erreicht ihr Maximum. An diesem Punkt beginnt die Kurbelwelle 7 sich entgegen dem Uhrzeigersinn zu dre hen, bis der Kolben 5 sich wieder im OT befindet, wo die in der Torsionsfeder 3 gespeicherte, elastischen Energie minimal ist (Fig. 2). Infolge der kinetischen Energie sowie der von dem Motor 4 zugeführten Leistung setzt die Kurbelwelle 7 Ihre Drehung entgegen dem Uhr zeigersinn fort, bis sie den äußersten Punkt ihrer Be wegung in der Drehrichtung entgegen dem Uhrzeigersinn erreicht (Fig. 1). An diesem Punkt ist der Kolben 5 wieder am UT. Bei der maximalen Drehstellung im Uhrzei gersinn wie auch im Gegenuhrzeigersinn ist die elasti sche Energie maximal. Wie beispielsweise aus Fig. 1 zu entnehmen ist, hat der Hub des Kolbens 5 eine direkte Beziehung zu der Amplitude des Rotationswinkels 6. Der Kolbenhub wird durch Steuerung der Amplitude des Dreh winkels verstellt. Das Eingangsdrehmoment weist eine konstante Frequenz auf, wobei der Spitzenwert jedoch gesteuert variabel ist. Das Schubkurbelgetriebe 2, die Torsionswellenfeder 3 und der Kolben 5 bewegen sich al le zusammen in einer oszillierenden Betriebsart, wobei der Kolben 5 mit der doppelten Frequenz, bezogen auf das Eingangsdrehmoment, oszilliert.

Die Federkonstante der Torsionsfeder 3 wird vorzugswei se derart gewählt, daß die vereinigten Massen der be weglichen und miteinander gekoppelten Teile in einen resonanten Zustand gelangen, so daß die natürliche Vi brationsfrequenz der beweglichen Teile etwa identisch ist zu der Antriebsfrequenz des Motors 4, welche mit der Betriebsfrequenz der Pumpe übereinstimmt.

Die maximale, volumetrische Leistung ist abhängig von dem Ausmaß der Bewegung der Kurbelwelle 7 und im Fall einer direkten Kopplung von der Bewegung der Torsions welle 3. Bei jedem, gegenüber dem maximalen Winkel 6 reduzierten Winkel durchquert der Kolben 5 einen gerin geren Hub und die Pumpe arbeitet dadurch bei einer pro portional reduzierten, volumentrischen Leistungsfähig keit.

Fig. 5 zeigt eine Kreuzschubkurbel als Alternative zu dem Schubkurbelgetriebe. Die Kreuzschubkurbel 22 über trägt die oszillatorische Bewegung konstanter Frequenz von der Kurbelwelle 24 auf den Kolben 23, so daß sich dessen Verschiebestellung etwa sinusförmig ändert. Die maximale Verschiebestellung 26 ist in Fig. 5 gezeich net. Wie bei dem Schubkurbelgetriebe ist die dichteste Annäherung an die Ventilplatte 27 des Zylinderkopfs durch die Geometrie der Mechanik absolut vorgegeben. Die Kreuzschubkurbel 22 hat als Folge des außerordent lich reduzierten Anteils höherer Harmonischer der Bewe gung der beweglichen Teile einen ruhigeren Betrieb und eine geringere Geräuschentwicklung.

Fig. 6 zeigt eine Mehrzahl von Zylindern 15 mit Kolben 14 und Schubkurbelgetrieben (im vorliegenden Fall drei Zylinder in einem Gehäuse), die an eine gemeinsame Tor sionswellenfeder 12 und einen gemeinsamen Motor 13 an gekoppelt sind. Jeder der drei Kolben 14 unterliegt derselben Auslenkung in Bezug auf seinen Zylinder 15 während einer Drehung der Kurbelwelle. Bei einer vorge gebenen maximalen Förderleistung des Gesamtsystems be rechnet sich die Förderleistung einer Zylinderanordnung aus der maximalen Systemförderleistung, dividiert durch die Anzahl von Zylindern. Eine derartige Konstruktion bringt den Vorteil einer niedrigeren Gesamtvibration mit sich.

Fig. 7 stellt eine doppelt wirkende Gas-Torsionsfeder 16 dar, welche vorteilhaft mit der Kurbelwelle 39 der Pumpe gekoppelt werden kann, um Verformungsenergie zu speichern. Die doppelt wirkende Gas-Torsionsfeder ist eine mögliche Konstruktionsalternative zu der in Fig. 4 gezeichneten und mit (3) bezeichneten Torsionsfeder. Der Flügel 38 der Gasfeder komprimiert und expandiert abwechselnd jeden der beiden Räume 40 und 41, wenn sich der Flügel 38 abdichtend innerhalb des Gehäuses 37 im Uhrzeigersinn und im Gegenuhrzeigersinn bewegt. Die beiden Räume 40 und 41 bilden zusammenwirkende Gasfe dern, die nach Art einer Parallelschaltung wirken und sich dabei derart verhalten, daß die bekannten Nichtli nearitäten von Gasfedern reduziert werden. Da das nichtlineare Verhalten vermindert wird, ist die von der doppelt wirkenden Gasfeder als Reaktion auf eine Aus lenkung erzeugte Rückstellkraft in einem höheren Maße linear als bei einer einfachen Gasfeder.

Um die zuzuführende Leistung zu minimieren, wird die Resonanz der Gasfeder vorzugsweise aufrecht erhalten oder gesteuert durch Einstellung des mittleren Drucks innerhalb der Gasfeder. Dies kann erreicht werden, in dem die Gasfeder 16 an die Steuerventile 17 und 18 an geschlossen wird, welche wiederum mit dem Hoch- und Niederdruckniveau eines thermodynamischen Kreisprozes ses verbunden sind. Die Vorteile der Gasfeder liegen in der Größe und der Masse sowie in der Möglichkeit der Resonanzeinstellung, wodurch insgesamt die Eingangslei stung der Pumpe reduziert wird.

In Fig. 8 ist ein relativ einfaches, mit dem Kurbel wellengehäuse 11 verbundenes Dämpfungselement 19 für Torsionsvibrationen dargestellt. Das Torsionsvibratio nen dämpfende Element besteht aus einer Torsionsfeder 20 zur Aufnahme von Verformungsenergie und aus einer rotierenden Masse 21, welche an der Torsionsfeder 20 befestigt ist. Diese Masse 21 wie auch die eben be schriebene Torsionsfeder 20 werden derart dimensio niert, daß ihre Eigenfrequenz bezüglich einer Dreh schwingung mit der Antriebsfrequenz des Kompressors identisch ist. Da der Betrieb des erfindungsgemäßen Kompressors bei einer konstanten Frequenz erfolgt, ist schnell einzusehen, daß die Drehschwingungen des Gehäu ses 11 durch dieses Dämpfungselement 19 ausgeglichen werden.

Fig. 9 schließlich offenbart ein Regelungssystem für den Fall einer Pumpe, die als regelbarer Kompressor in einem nach dem Claudius-Rankine-Kreisprozeß betriebenen System im Rahmen einer Kältemaschine oder Wärmepumpe eingesetzt ist. Der Steuerungsbaustein 28 verändert den Effektivwert der Versorgungsspannung als Funktion des Annährungsabstandes zwischen dem Temperatursollwert und der gemessenen Temperatur. Der Steuerungsbaustein 28 ist Teil einer Regelschleife mit negativer Rückkopp lung, welche den Effektivwert der an den Motor 4 ange legten Spannung in Abhängigkeit von der Differenz zwi schen der von dem Temperaturmeßfühler 31 sensierten Temperatur und dem an dem Steuerungseingang 29 vorgege benen Sollwert verstellt und nach den bekannten Grund sätzen für Regelungen mit negativer Rückkopplung arbei tet. Der Temperatursollwert wird von dem Betreiber an einem Steuerungseingang 29 vorgegeben und der Tempera turistwert wird durch einen Temperaturmeßfühler 31 er mittelt. Es gibt eine Anzahl von Möglichkeiten zur Rea lisierung des Steuerbausteins 28, die bevorzugte Aus führungsform ist ein mit einem Triac aufgebaut er Bau stein, wie er von R. Redlich beschrieben wird. Derarti ge Regelungssysteme sind in den Redlich-Patenten 5,156,005; 5 450,421 und 5,592,073 dargestellt, welche hiermit zum Offenbarungsgehalt der vorliegenden Anmel dung gemacht werden. Als Leistungsquelle dient in die sem Fall eine Wechselspannungsquelle 30.

Das Wärme abgebende Element 32 ist derjenige Wärmetau scher, wo die Wärme von dem Kreisprozeß abgegeben wird (Q_out) und das Wärme aufnehmende Element 33 ist derjeni ge Wärmetauscher, an dem Wärme von der Umgebung absor biert wird (Q_in). In Abhängigkeit von der gewünschten Ausgangsgröße der Baugruppe, d. h., Wärme- oder Kälteer zeugung, symbolisieren die Umrandungslinien 34 und 35 entweder die Verwendung als Wärmepumpe einerseits oder als Kühleinrichtung andererseits. Das variable Entspan nungsventil 36 ist existentiell notwendig für den Krei sprozeß, da es zusammen mit dem Kompressor die Betrieb stemperaturen des Kreisprozesses bestimmt. Es gibt zwei wohlbekannte Betriebsverfahren für das verstellbare Entspannungsventil. Sie werden als thermostatisches Entspannungsventil oder als automatisches Entspannungs ventil bezeichnet (siehe ASHRAE-Handbuch "HVAC-Systems and Equipment", 1996, Seite 43.2). Das thermostatische Entspannungsventil hält die Überhitzung an einem Punkt nahe dem Auslaß des Verdampfers konstant, während das automatische Entspannungsventil den Druck in der Sau gleitung konstant hält. Da der Kompressor den Massen durchsatz des Wärmeübertragungsmittels verändert, ist es notwendig, ein verstellbares Ausdehnungsventil zu verwenden, um die Vorteile einer vollen Durchsteuerbar keit des Kompressors zu nutzen. Dadurch wird das zweck mäßigste Druckgefälle zwischen der kalten und warmen Seite des Kreislaufs unabhängig von dem Durchsatz des Wärmeübertragungsmittels eingestellt. Unter diesen Be dingungen kann der Kompressor derart geregelt werden, daß die Kühl- oder Heizleistung mit der Belastung über einstimmt, so daß die benötigte Aufnahme elektrischer Energie aus der Spannungsquelle 30 minimiert wird.

Obwohl verschiedene, bevorzugte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung im einzelnen beschrieben wurden, soll darauf hingewiesen werden, daß verschiedene Modi fikationen möglich sind, ohne den Erfindungsgedanken oder den Schutzumfang der beigefügten Patentansprüche zu verlassen.

Claims

l. Hubkolbenarbeitsmaschine zur Förderung von Fluiden, gekennzeichnet durch:
- a) eine Expansionskammerpumpe mit einem innerhalb eines Zylinders (1) oszillierend sowie dichtend gleitenden Kolben (5), einem Fluideinlaß und einem Fluidauslaß, welche strömungsmäßig mit dem Zylinder (1) kommunizieren, einer Antriebswelle (7) in drehbeweglicher Anordnung sowie einem Koppelgetriebe (2), welches den Kolben (5) mit der Welle (7) antriebsmäßig verbindet, um die Drehbewegung der Welle (7) in eine oszillierende Bewegung des Kolbens (5) umzusetzen; sowie
- b) einen Motor (4), umfassend einen Rotor, der antriebsmäßig mit der Welle (7) gekoppelt und in der Lage ist, einer Kurbelwelle (7) eine winkelmäßig oszillierende Drehbewegung bei einer Betriebsfrequenz der Pumpe zu erteilen.
2. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 1, ferner gekennzeichnet durch ein mit dem Motor (4) und/oder der Welle (7) gekoppeltes Federelement (3) zur Speicherung von Energie während der Drehbewegung der Welle (7), wobei das Federelement (3) bei einer etwa mittigen Winkelstellung der Welle (7) entspannt ist und eine derartige Federkonstante aufweist, daß die vereinigte Masse aller gekoppelten, beweglichen Strukturen bei der Betriebsfrequenz in Resonanz schwingt.
3. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die entspannte Federstellung mit dem oberen Totpunkt (OT) der Kolbenhubbewegung korrespondiert.
4. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor (4) dazu konzipiert ist, die Welle (7) in einem Winkelbereich von nicht mehr als 180° anzutreiben.
5. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Welle (7) als Kurbelwelle ausgebildet ist und das Koppelgetriebe (2) eine Verbindungsstange aufweist, welche die Kurbelwelle an den Kolben koppelt.
6. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Koppelgetriebe als Kulissenantrieb (22) ausgebildet ist.
7. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, gekennzeichnet durch eine Mehrzahl von in Zylindern (15) dichtend gleitenden Kolben (14), welche mit der Welle antriebsmäßig gekoppelt sind.
8. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, ferner gekennzeichnet durch ein an die Welle gekoppeltes Dämpfungselement (19) für Torsionsschwingungen.
9. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Federelement (3) eine Torsionsfeder ist.
10. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Torsionsfeder (3) eine Gasfeder ist.
11. Hubkolbenarbeitsmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor (4) ein Elektromotor ist.
12. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 11, ferner gekennzeichnet durch einen Regelschaltkreis (28) mit einer negativen Rückkopplung, der mit einer elektrischen Wechselstromquelle (30) verbunden ist und einen gesteuerten Spannungsausgang aufweist, an welchem der Elektromotor (4) angeschlossen ist, wobei das Regelsystem einen Meßgrößeneingang (31) und einen Sollwerteingang (29) aufweist zwecks Verstellung der Ausgangsspannung in Abhängigkeit von der Differenz zwischen dem Führungsgrößeneingangssignal (29) und dem Meßgrößeneingangssignal (31).
13. Hubkolbenarbeitsmaschine nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Expansionskammerpumpe in einer nach dem Clausius-Rankine-Prozeß betriebenen Wärmepumpenvorrichtung angeschlossen ist und das Meßgrößeneingangssignal (31) eine gemessene Temperatur ist.
14. Verfahren zum Betrieb einer Hubkolbenarbeitsmaschine zur Förderung eines Fluids mit einem innerhalb eines Zylinders (1) oszillierend sowie dichtend gleitenden Kolben (5), einem Fluideinlaß und einem Fluidauslaß, welche strömungsmäßig mit dem Zylinder (1) kommunizieren, einer massenbehafteten Antriebswelle (7) in drehbeweglicher Anordnung, einem Koppelgetriebe (2), welches den Kolben (5) mit der Welle (7) antriebsmäßig verbindet, um die Drehbewegung der Welle (7) in eine oszillierende Bewegung des Kolbens (5) umzusetzen, und einem Motor (4), der antriebsmäßig mit der Welle (7) gekoppelt ist, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor (4) in winkelmäßigen Schwingbewegungen betätigt wird.
15. Verfahren nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor (4) innerhalb eines Drehwinkels von nicht mehr als etwa 180° um eine durch die Stellung des Kolbens (5) am oberen Totpunkt definierte Mittelstellung oszillierend betätigt wird,
16. Verfahren nach Anspruch 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Oszillationswinkel (6) verstellt wird, um die Förderleistung der Pumpe zu beeinflussen.
17. Verfahren nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor (4) ein Elektromotor ist und die an den Motor angelegte Spannung verstellt wird, um den Oszillationswinkel (6) zu beeinflussen.