ES2274021T3

ES2274021T3 - Bomba de calor de hydristor.

Info

Publication number: ES2274021T3
Application number: ES02719021T
Authority: ES
Inventors: Thomas E. Kasmer
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2001-02-20
Filing date: 2002-02-20
Publication date: 2007-05-16
Anticipated expiration: 2022-02-20
Also published as: US6612117B2; DE60215319T2; ATE342475T1; WO2002066906A3; WO2002066906A2; EP1370813A4; AU2002250128A1; US20020112485A1; EP1370813A2; DE60215319D1; EP1370813B1

Abstract

Un sistema de bomba de calor que comprende: una bomba de paletas hidráulica con un control de banda flexible conocido como un hydristor que comprende un primer medio compresor, un segundo medio expansor, una primera entrada, una segunda entrada, una primera salida, y una segunda salida en la que dicha primera entrada y dicha primera salida comunican fluidamente con dicho primer medio compresor y dicha segunda entrada y dicha segunda salida comunican fluidamente con dicho segundo medio expansor; un bucle de fluido compresible cerrado integrado con y en comunicación de fluido con dicho hydristor, conteniendo dicho bucle de fluido compresible cerrado un primer medio bucle cerrado y un segundo medio bucle cerrado, estando en comunicación de fluido dicho primer medio bucle cerrado con dicha primera entrada y dicha segunda salida, y estando en comunicación de fluido dicho segundo medio bucle cerrado con dicha primera salida y dicha segunda entrada; un fluido compresible contenido dentro de dichobucle de fluido compresible cerrado; un primer intercambiador de calor integral con y en comunicación de fluido con dicho primer medio bucle cerrado en el que dicho primer intercambiador de calor proporciona calor a dicho fluido compresible; y un segundo intercambiador de calor que comunica fluidamente con y está conectado en línea a dicho segundo medio bucle cerrado en el que dicho segundo intercambiador de calor transfiere o extrae calor de dicho fluido compresible; y un motor Stirling que comunica termodinámicamente con dicho segundo intercambiador de calor y que acepta calor de este, en el que durante el funcionamiento de dicho sistema de bomba de calor, el fluido compresible pasa a través de dicha primera entrada y es comprimido y entonces sale de dicha primera salida dentro del segundo medio bucle cerrado, entonces a través del segundo intercambiador de calor en el que es transferido calor a dicho motor de Stirling, entonces dentro del segundo medio bucle cerrado, entonces dentro de la segunda entrada y es expandido, entonces sale de la segunda salida, entonces entra en el primer intercambiador de calor en el que el calor es transferido al fluido compresible, entonces dentro del primer bucle cerrado, terminando de esta manera un ciclo de bombeo.

Description

Bomba de calor de hydristor.

Esta solicitud reivindica los beneficios de la Solicitud Provisional de los EE.UU. Nº de Serie 60/270.005 presentada el 20 de Febrero del 2001.

Antecedentes de la invención

Los primeros dispositivos para variar el desplazamiento de las bombas de paletas ocasionan el desplazamiento deliberado del centro de giro del rotor de paletas con respecto al centro geométrico de la caja exterior circular. La cantidad de desplazamiento controlará entonces el volumen de barrido de la bomba y de ese modo proporcionará una salida volumétrica deseada durante cada giro del rotor. Diversos problemas con este diseño limitan su utilización.

En primer lugar, el desequilibrio de la presión ocasionado por la fuerza basada en la hidráulica sobre la sección transversal radial del rotor y las paletas en el eje, vistas desde la perspectiva radial, limitaba gravemente la capacidad de potencia y la densidad de potencia de estas bombas y el resultado eran dispositivos pesados, ineficaces y voluminosos. En segundo lugar, la fuerza centrífuga de cada paleta durante la rotación a alta velocidad causaba un desgaste importante del borde exterior de la paleta y de la superficie interior del alojamiento que las contenía.

Más adelante, fue concebido el diseño de desplazamiento fijo alrededor del concepto de equilibrio de presiones en el que dos cámaras de alta presión geométricamente opuestas ocasionarían una cancelación de la carga radial debida a las áreas de presión de sección transversal opuesta e igual y a la dirección vectorial opuesta que daba como resultado una fuerza neta cero radialmente sobre el cojinete del eje. El diseño es denominado como de motor o bomba de paletas de presión equilibrada. La eficiencia típica de estos dispositivos es del 70 al 85% sometidos a carga y velocidad nominales. Posteriores mejoras todavía incluyen el cambio de forma de la cámara de los dispositivos de estilo de paleta de presión equilibrada e implican el uso de diversos tipos de superficies interiores ajustables del alojamiento exterior para guiar y ajustar radialmente las paletas a medida que giran. Una mejora es una banda continua, que es flexible y sometida a deformación radial para originar el control de desplazamiento de las paletas. No obstante, estas bandas flexibles no giraban.

Las bombas de calor de freón clásicas utilizan una válvula de expansión para rarificar el freón y hacer bajar su temperatura a -40ºC. La válvula de expansión representa una gran pérdida de energía mecánica con relación al comportamiento del sistema global debida a los efectos de calentamiento de los esfuerzos tangenciales a medida que el fluido se descarga a través de la válvula. A pesar de eso, las recuperaciones o aumentos ordinarios de la entrada de energía eléctrica para accionar el sistema se establecen tan altos como del 300%. No obstante, mejoras que reduzcan la pérdida mecánica resultarán ciertamente de mayor eficiencia.

Sumario de la invención

La realización básica de esta invención es un rotor con paletas radialmente extensibles, cargadas elásticamente, que son obligadas en su movimiento radial hacia fuera, fuera del centro de rotor de rotación, por el área circunferencial interior de una banda flexible continua que tiene la misma anchura axial que el rotor y las paletas. Es especialmente importante tener en cuenta en la realización básica que la banda flexible está diseñada para girar con las paletas y el rotor. La carga elástica de las paletas se efectúa mediante medios convencionales como ocurre en la práctica con los motores y bombas de paletas existentes; es decir que el resorte es comprimido entre el propio rotor y el borde radialmente interior de la paleta para así accionar cada paleta radialmente fuera del cuerpo de rotor contra el área interior de la banda flexible. Se contemplan también otros montajes elásticos que efectúan la misma función. El resorte precargado origina que las paletas hagan contacto con la superficie interior de la banda flexible a pequeñas velocidades que incluyen la velocidad cero. Esto es especialmente importante si esta realización ha den ser usada como un motor hidráulico de desplazamiento fijo porque la obturación hidráulica del borde exterior de las paletas se garantiza a velocidad cero. Puesto que la banda flexible tiene libertad total para girar con las paletas y el rotor, una fuente muy grande de rozamiento, desgaste e ineficiencia se elimina debido a la enseñanza de esta invención. La bien conocida limitación de la técnica anterior; es decir, el rozamiento del borde de deslizamiento asociado con la fuerza radial hacia fuera combinada de las paletas se elimina totalmente puesto que sustancialmente no hay movimiento relativo entre los bordes exteriores de las paletas y la superficie obligada interior de la banda de contención flexible. Además, a medida que la velocidad del rotor aumenta, la fuerza combinada hacia el exterior radialmente en ángulo recto del conjunto de las paletas está contenida completamente por la continuidad de la banda flexible que simula un tipo de vaso de presión de contención, como si la banda flexible fuera una sección transversal de un cilindro de contención de la presión, y la fuerza hacia fuera radial individual de las paletas fueran las flechas radialmente hacia fuera pintadas que se usan en los dibujos para representar la acción de la fuerza que se contiene. Puesto que la acción de la banda flexible es de contención completa de estas fuerzas radiales combinadas de las paletas, no hay absolutamente incremento alguno de las fuerzas de rozamiento debido al incremento de la fuerza de la paleta radial, y esta invención resuelve una limitación muy importante de la técnica anterior porque la velocidad de giro de los dispositivos fijos desarrollada según la técnica anterior se limita a alrededor de 4.000 revoluciones por minuto, mientras que el límite de la velocidad superior de la presente invención es sustancialmente mayor, es decir del orden de 30.000 revoluciones por minuto, gobernado en gran parte por la resistencia de diseño y la durabilidad de la banda flexible. En efecto, el ensayo mostró que la eficiencia de esta invención que utiliza los componentes de giro de una bomba disponible comercialmente que tienen una eficiencia publicada del 88% originó mediciones de la eficiencia del 93,5 al 94,7% cuando se usaba en combinación con la banda flexible de rotación. La mayor eficiencia de la invención actual sobre la técnica anterior originará bombas y motores variables mucho menores en aplicaciones exigentes tales como en naves espaciales. El diseño y la construcción de la banda flexible pueden comprender un amplio abanico de variables, a partir de una banda flexible circunferencialmente continua única hasta un anidamiento concéntrico de cualquier número práctico de bandas flexibles circunferencialmente continuas individuales. La menor banda de la circunferencia está anidada concéntricamente dentro de una segunda banda ligeramente mayor y la segunda banda está anidada concéntricamente dentro de una circunferencia interior todavía mayor de una tercera banda y todavía mayor, hasta la banda exterior máxima cuya superficie exterior es la superficie exterior del nido y la banda interior mínima tiene su superficie interior en contacto con el borde exterior de cada una de las paletas. La construcción es similar a la de un cable trenzado de un diámetro específico que tiene una resistencia mucho mayor que una barra maciza del mismo diámetro. Asimismo el cable trenzado es más flexible sin fallos que la barra sólida. Los juegos individuales entre cada una de las bandas es tal que un nido colectivo puede ser escogido para permitir el deslizamiento y la lubricación de una banda con la siguiente. Este juego de banda con banda anidada da como resultado una mayor eficiencia a una velocidad de funcionamiento muy alta permitiendo que un conjunto concéntrico anidado de bandas se deslice en velocidad desde un miembro concéntrico al siguiente, con la banda interior girando a sustancialmente la misma velocidad que el rotor y las bandas exteriores que giran cada vez más lentamente. El material usado para hacer la banda flexible sin fin puede ser cualquier metal apropiado, pero pueden ser usados otros materiales apropiados tales como plásticos, fibra de vidrio, fibra de carbono, o Kevlar®. Este abanico de materiales de construcción se aplica si se construye una banda sinfín de espesor único, o un anidamiento concéntrico de dos o más bandas se usa para hacer un anidamiento concéntrico de un cierto número de bandas. La descripción por tanto hasta aquí es la de una banda de contención continua y circular flexible con la banda confinando todas las fuerzas centrífugas radiales de las paletas y eliminando problemas contemporáneos tales como el rozamiento de las paletas de deslizamiento, la dependencia del rozamiento en ángulo recto de la velocidad, y la limitación de la velocidad del rotor. La construcción de la banda flexible permitirá también la manipulación de la forma de la circunferencia de la banda para permitir variar el volumen de la cámara de barrido así como las vueltas del rotor.

La reforma de la banda flexible es necesaria para controlar el volumen de la cámara de barrido de la bomba a medida que el rotor se hace girar y comprende una ordenación de émbolos radialmente movibles que están a 0º, 90º, 180º y 270º alrededor de un círculo completo, es decir, a las 12 horas, las 3 horas, las 6 horas y las 9 horas de una cara de reloj. Cada uno de los émbolos tiene una curvatura apropiada para contactar la superficie externa de la banda flexible en las posiciones citadas. Si los émbolos de las 12 horas o las 6 horas son obligados a moverse hacia el interior, la circunferencia fija de la banda flexible tiende a causar que los émbolos de las 3 horas y de las 9 horas se muevan hacia fuera una cantidad igual, pero la naturaleza flexible de la banda de contención permite movimientos de émbolo desiguales. El movimiento hacia el interior o hacia el exterior de los émbolos puede ser activado por una presión hidráulica controlada individual, o el movimiento puede ser originado mediante medios mecánicos tales como un engranaje y una cremallera, o accionadores de tornillo dispuestos radialmente para cada émbolo. Otro tipo de medios de control de émbolo sería la unión de un accionamiento de servomotor eléctrico de tipo analógico a un mecanismo de tornillo de bola con una realimentación de la posición de codificador; cuya disposición sería fácilmente agregada al control digital. Cualquiera que sea el método usado para controlar el mecanismo del émbolo, el propósito final es convertir de modo controlable la forma de la banda flexible en elipsoidal a partir de una perspectiva axial para originar los grados controlados de variación del volumen de barrido de la corriente de fluido por revolución del motor o la bomba de paletas. En la realización básica de esta invención, pares opuestos de émbolos se mueven simultáneamente acercándose o separándose simultáneamente uno de otro mientras que el conjunto restante de émbolos opuestos permanecen en oposición simultánea hasta el accionamiento del primer par. Este comportamiento origina grados de variación de la forma elíptica de la banda flexible vista desde la perspectiva axial del rotor de paletas. Un nuevo y significativo aspecto de este dispositivo es la libertad de movimiento de la banda flexible que era imposible en la técnica anterior. Esto incluye una manipulación especial de los émbolos y la banda que permite la combinación de esta invención para manipular simultáneamente dos fluido comunes, pero hidráulicamente separados, proporcionados desde este dispositivo como bomba o motor. El diseño equilibrado de presión variable tiene dos salidas de fluido de presión idéntica e iguales que se mezclarán para accionar un motor hidráulico para formar lo que es denominado una transmisión hidrostática. Esta es una segunda realización de la presente invención. En adición, un segundo dispositivo de paletas variables del diseño propuesto puede actuar como un motor en un tipo convencional de transmisión hidrostática con la totalidad de los resultados actuales, pero con una eficiencia y un rango mucho mayores. Otra realización de la invención es una manipulación de émbolo especial que origina que esta invención actúe como las bombas de construcción equilibrada de presión no variable antiguas con una entrada y salida única. En la presente invención, se muestran dos circuitos hidráulicos separados con entradas y salidas separadas en las que una bomba única del diseño propuesto está conectada separadamente a dos motores hidráulicos de desplazamientos fijos. El Motor Número 1 estará conectado en un bucle hidrostático cerrado con los puertos de los cuadrantes primer y segundo de la bomba, mientras que el Motor Número 2 estará conectado en un bucle hidrostático cerrado con el tercer y cuarto cuadrantes sin interconexión. La instalación de los circuitos de motor será tal que ambos motores deberán tener el sentido de giro del eje correcto para un ejemplo hipotético, es decir, ocurriendo que si los émbolos de las 12 horas y las 6 horas estuvieran dirigidos hacia el interior, los de las 3 horas y las 9 horas deberían forzosamente estar dirigidos hacia fuera con igual caudal hidráulico en ambos motores, originando que los motores giren a la misma velocidad controlada en la dirección hacia delante. Suponiendo ahora que la forma de la banda flexible circular original sea modificada de modo que el émbolo de las 3 horas se mueve hacia el interior y el émbolo de las 9 horas se mueve hacia fuera, mientras que se mantienen los émbolos de las 12 y las 6 horas neutrales, permaneciendo la banda con la forma circular. Un primer motor conectado a los cuadrantes primero y segundo invertirá el sentido de giro, con una velocidad igual a la de un segundo motor cuyo sentido es todavía hacia delante. Si los émbolos de las 3 horas y las 9 horas se hubieran movido ambos de otra manera, el segundo motor habría invertido su sentido de giro con relación al primer motor. Combinando esta acción con la acción original de la realización básica que se ha descrito, un motor puede ser obligado a girar deliberada y controlablemente más deprisa que el otro motor, tal como ocurre con un eje establecido de un vehículo que sigue una curva. Otra realización de la invención tiene dos métodos de control de émbolos separados que pueden ser algebraicamente mezclados para efectuar medios de control diferenciales de la rotación del eje para negociar un radio de giro. Otra realización comprende un motor de desplazamiento fijo de la técnica anterior construido de la manera de esta invención, con los émbolos permanentemente fijos. Esta disposición puede ser mucho más eficiente que los motores hidráulicos convencionales. Una realización más todavía es la que se refiere a motores y bombas de desplazamiento que pueden mejorar grandemente la eficiencia de los motores y bombas de paletas existentes; es decir, que una o varias bandas flexibles de la construcción de la invención propuesta puedan ser montadas apretadamente para ser movibles justamente dentro de la superficie de anillo de leva circular o elíptico de las unidades convencionales, con un pequeño juego entre el exterior del anillo flexible y el anillo de leva fijo interior, soportando dicho juego una película de aceite que tiene rozamiento mínimo, mientras que los bordes exteriores de paleta están ahora soportados por la superficie interior de las bandas flexibles más interiores. Esta construcción proporciona algunas de las ventajas de la presente invención, tales como la de contener la fuerza centrípeta de las paletas, y la sustitución del rozamiento del anillo de leva fijado a la paleta con el rozamiento de la película de aceite más ancha que es mucho menor, y no depende del cuadrado de la velocidad. La invención primaria configurada como una unidad fija será todavía más eficiente debido a la cámara abierta entre cada par de émbolos fijos. Una película de aceite total menor proporcionará en este caso menos pérdidas. Una ventaja significativa de la construcción justamente descrita es la posibilidad de fijar el diseño existente, o incluso de modernizar un producto de campo sin que ello requiera cambio mecánico alguno. Las unidades de paleta existentes compiten con las bombas de émbolo fijo y motores en términos de eficiencia, pero serían menos eficientes que la realización básica. Esta es una quinta realización de la invención.

Finalmente, según todavía otro aspecto de la invención, la bomba de paletas hidráulica con un control de banda flexible descrita en la Patente de EE.UU. Nº 6.022.201, conocida también como un hydristor, puede ser empleada en un sistema de bomba de calor caracterizado como una bomba de calor de hydristor. La bomba de calor de hydristor contiene preferiblemente un bucle de freón cerrado que contiene un primer y un segundo medios bucles cerrados, siendo el hydristor integral con el bucle de freón cerrado y en comunicación de fluido con este. Una primera mitad del hydristor contiene al menos un puerto en forma de riñón que constituye una primera entrada (por ejemplo, en el cuarto cuadrante como se muestra en la figura 4) y al menos un puerto en forma de riñón que constituye una primera salida (por ejemplo, en el primer cuadrante como se muestra en la figura 4). La primera mitad del hydristor funciona como una bomba/compresor, como una cámara que comunica de modo giratorio con el rotor que se reduce volumétricamente a medida que gira desde el cuarto cuadrante al primer cuadrante. La compresión volumétrica de la cámara a su vez comprime el fluido compresible o freón contenido en la misma a través de la primera cámara de entrada, y como eso origina una corriente líquida caliente que sale de la primera salida y entra en el segundo medio bucle cerrado.

La corriente de freón líquido calentado entra entonces en un segundo intercambiador de calor conectado en línea con el segundo medio bucle cerrado y de ese modo transfiere calor a un depósito frío tal como un sistema de calefacción doméstico o un motor de Stirling. La corriente de freón de refrigerador que sale del segundo intercambiador de calor continúa entonces en el segundo medio bucle cerrado de nuevo en una segunda mitad del hydristor.

La segunda mitad del hydristor contiene al menos un puerto en forma de riñón que constituye una segunda entrada (por ejemplo, en el segundo cuadrante como se muestra en la figura 4) y al menos un puerto en forma de riñón que constituye una segunda salida (por ejemplo, en el tercer cuadrante como se muestra en la figura 4). La corriente de freón de refrigeración entra en la segunda entrada y sale de la segunda mitad del hydristor a través de la segunda salida como una corriente de freón de gas expandido y enfriado. La segunda mitad del hydristor funciona como un motor/expansor pues la cámara que comunica de modo giratorio con el rotor es incrementada volumétricamente a medida que gira desde el segundo cuadrante al tercer cuadrante, y al cuarto cuadrante también. La expansión volumétrica de la cámara expande a su vez el fluido compresible o freón contenido en la misma a través de la primera cámara de entrada, y de modo que el resultado es una corriente de freón gaseoso rarificado que sale de la segunda salida en el primer medio bucle cerrado a baja presión y temperatura.

La corriente de freón gaseoso rarificado entra entonces en un primer intercambiador de calor conectado en línea, o enterizo, con el primer medio bucle cerrado y de ese modo absorbe el calor proporcionado desde un depósito relativamente caliente tal como el aire ambiente. La corriente de freón gaseoso rarificado más caliente sale entonces del primer intercambiador de calor y continúa en el primer medio bucle cerrado de nuevo a la primera entrada para terminar el ciclo de bombeo. Hay que tener en cuenta que el cuarto cuadrante aumenta de volumen también y por lo tanto crea un momento torsor de motor adicional reduciendo más de ese modo la potencia de entrada del motor. La eficiencia incrementada del hydristor origina una reducción en el momento torsor requerido por un motor de arranque asociado con la bomba de calor de hydristor. Además, la eficiencia incrementada del hydristor actualmente permite el uso económico del motor de Stirling proporcionando de ese modo los beneficios que se describen más adelante.

Expuesto de otra manera, un sistema de bomba de calor de acuerdo con la presente invención contiene una bomba/motor hydristor en comunicación de fluido y termodinámica con un primer intercambiador de calor que comunica con un depósito relativamente caliente, y un segundo intercambiador de calor que comunica con un depósito relativamente frío. El hydristor y los intercambiadores primero y segundo están integrados y en comunicación de fluido con un bucle de fluido compresible cerrado. Un motor de Stirling o un sistema de calentamiento doméstico puede, por ejemplo, utilizar el calor transferido desde el segundo intercambiador de calor proporcionando de ese modo una reducción en el consumo de energía y en los gastos que en adelante no se realizarán.

Otra ventaja se debe a que el aceite del compresor de freón circula en todo el sistema y tenderá a almacenarse en las superficies de contacto entre la superficie exterior de la banda flexible y las áreas de contacto curvadas de los émbolos de control para formar grandes cojinetes hidrodinámicos que son obturaciones hidráulicas que se autoactualizan y cojinetes de bajo rozamiento.

Breve descripción de los dibujos

La figura 1 es una vista isométrica de la invención con un recorte frontal parcial para exponer detalles de construcción;

la figura 2 es una vista axial del plano 2-2 de la figura 1 que muestra el émbolo, la banda flexible, el rotor, las paletas y puertos en forma de riñón;

la figura 3 muestra la placa delantera con orificios en forma de riñón, con el primer cuadrante recortado como en la figura 1;

la figura 4 representa la presión de control que es aplicada a los émbolos de las 12 y las 6 horas, que origina una reforma elíptica de la banda flexible:

la figura 5 representa la presión de control que es aplicada al conjunto opuesto de émbolos con un comportamiento que reforma de modo opuesto;

la figura 6 muestra el comportamiento diferencial de la invención causado por el movimiento de los émbolos de las posiciones 3 y 9 de reloj en la misma dirección;

la figura 7 muestra el comportamiento de suma diferencial de la invención cuando se dirige más volumen de circulación de la presión de control al puerto de control de reloj 3 que al puerto de control de reloj 9;

la figura 8 muestra una conexión esquemática simple de la realización básica de la invención conectada en un bucle hidráulico cerrado junto con un motor hidráulico convencional;

la figura 9 muestra una conexión esquemática de una bomba variable conectada a dos motores hidráulicos de desplazamiento fijo que accionan ruedas de vehículo;

la figura 10 muestra la adición de una banda flexible a una bomba o motor de unidad de paletas de desplazamiento fijo convencional con anillo de leva interior fijo;

la figura 11 es una vista que muestra los anidamientos de la banda flexible multicapa y el accionamiento de émbolo de piñón y cremallera;

la figura 12a ilustra un accionamiento de émbolo de cigüeñal;

la figura 12b ilustra un accionamiento de émbolo de cigüeñal;

la figura 12c ilustra un accionamiento de cigüeñal de émbolo;

la figura 13 ilustra un accionamiento de émbolo de palanca;

la figura 14 ilustra otro accionamiento de émbolo;

la figura 15 ilustra un accionamiento de émbolo de control de tornillo;

la figura 16 ilustra un pequeño servosistema de bucle cerrado como un accionamiento de émbolo;

la figura 17 ilustra otro accionamiento de émbolo que contiene una leva controlada exteriormente y un rodillo de leva;

la figura 18 ilustra una pluralidad de ruedas dentadas en una pluralidad de accionamientos de émbolo;

la figura 19 ilustra medios de enlace de control alternativo en una pluralidad de accionamientos de émbolo;

la figura 20 ilustra una pluralidad de poleas planas de sombrerete para el control simultáneo de la pluralidad de émbolos;

la figura 21 ilustra un accionamiento de anillo de leva;

las figuras 22a-22c ilustran que la leva percutora es cambiada cuando el émbolo está en la posición neutra sin originar cambio alguno en la posición de émbolo;

las figuras 23a y 23b describen un rotor de carrete que tiene extremos de carrete que casan respectivamente para usar placas conocidas en la técnica;

la figura 24 ilustra un mecanismo de obturación;

las figuras 25a a 25c ilustran un inserto de válvula aplicado de modo deslizable dentro de una correspondiente ranura;

la figura 27 es una vista de la bomba supercaliente de hydristor de la figura 26 que proporciona una fuente de calor a un Motor de Stirling; y

la figura 28 es una vista de una realización preferida de la bomba de calor en la que la presión de control o fuerza radialmente hacia el interior aplicada a los émbolos con la orientación en el sentido del reloj es máxima en la posición de las 3 horas y mínima en la posición de las 12 horas, y reducida escalonadamente en las posiciones de las 6 y 9 horas.

Descripción detallada de la invención

La Patente de EE.UU. Nº 6.022.201, poseída en común, describe una bomba de paletas hidráulica con un control de banda flexible. Para propósitos definitorios, la descripción completa (incorporada en esta memoria) se refiere a una bomba y/o motor que puede ser también denominado como un hydristor. Esa descripción está incluida en el estudio siguiente. El desarrollo del hydristor ha originado a su vez el desarrollo de la superbomba de calor mostrada en las figuras 26 y 27 que en otro tiempo no pudo funcionar con la eficiencia operativa que se describe más adelante.

La vista isométrica mostrada en la figura 1 tiene un primer cuadrante delantero recortado que expone algunas características muy importantes de la invención. La placa 1 extrema trasera se muestra con el puerto 16 en forma de riñón del primer cuadrante expuesto. La placa 2 extrema delantera está parcialmente recortada mostrando los puertos 17, 18 y 19 de riñón, respectivamente, en los segundo, tercero y cuarto cuadrantes. La placa 1 extrema trasera tiene los puertos 20, 21 y 22 alineados axialmente con los puertos 17, 18 y 19, pero esos puertos en la placa 1 no se ven en este dibujo. Esta vista muestra los puertos delanteros y traseros como riñones. No obstante, solamente es necesario que tengan un puerto por cámara de cuadrante para permitir que el fluido que circula entre y salga de la cámara. Uno cualquiera de los puertos delantero o trasero puede ser utilizado, o ambos pueden ser utilizados para incrementar la capacidad de circulación. Asimismo, haciendo referencia a la figura 4, cualquier otro tipo de puerto que permita que los fluidos entren y salgan de los volúmenes 33, 34, 35 ó 36 cuando giran alineados con los "cuadrantes uno, dos, tres o cuatro" puedan ser usados. El puerto 23 en forma de riñón delantero está en la porción recortada de la placa extrema 2, y está alineado con el puerto axial 16. El émbolo 12 está expuesto y el mismo está recortado un cierto ángulo para exponer la película 13 de fluido a presión que existe entre la superficie interior curvada del émbolo, y el área circunferencial exterior del nido 14 de bandas flexibles. La forma de la interfaz de émbolo, como se muestra, es curva; no obstante, cualquier forma de la superficie que soporte la película 13 de fluido puede ser usada. Cada uno de los cuatro émbolos tiene una película 13 de fluido. Varias paletas 24 se exponen mediante los recortes. La pieza moldeada exterior 25 tiene cuatro guías de émbolo y cuatro puertos 26 de control. Los puertos 26 dirigen la entrada y la salida de fluido que controlan la presión en los cuatro émbolos para efectuar la reforma de la banda flexible 14. La invención es totalmente simétrica en el funcionamiento hidráulico y puede funcionar de modo intercambiable como un motor hidráulico. La placa extrema delantera 2 tiene un orificio 27 en ella para permitir la inserción de un árbol de accionamiento que se acoplará con el rotor 15 por medio de nervaduras internas 28. El árbol de accionamiento no se muestra para minimizar la complejidad de la figura. Las obturaciones y cojinetes de diseño convencional tampoco se muestran por la misma razón. El árbol requiere tanto una obturación como un cojinete en las placas 1 y 2 para facilitar la rotación del rotor 15, y las paletas 24. Los cuatro orificios 29 en cada una de las placas 1 y 2 deberán permitir que cuatro pernos mantengan apretadamente las placas extremas contra la pieza fundida exterior 25; no obstante cualquier número apropiado de pernos puede ser utilizado, y cualquier otro medio de construcción que hidráulicamente contenga el rotor 15, las paletas 24, la banda 14, y también pueden ser usados medios de control de forma tales como los émbolos 12, 3, 6 y 9.

La figura 2 muestra una vista extrema axial de la invención con las placas extremas desmontadas, y con contornos en línea de puntos de la placa extrema 2 con los puertos 17, 18, 19 y 23 indicados. Los cuatro émbolos de control numerados 12, 3, 8 y 9 se muestran ahora. Las áreas sombreadas 31 son llenadas o vaciadas por los puertos 26 de control para permitir el control de la entrada y salida de fluido de la cámara 31 detrás de los cuatro émbolos 12, 3, 6 y 9. Como se muestra en la figura 11, la banda flexible 14 puede tener tres miembros concéntricos 52, 53 y 54. Estas bandas son preferiblemente de acero inoxidable, teniendo cada una un espesor del orden de 3,81\cdot10^{-4} m. El número real y espesor de las bandas que ha de ser utilizado serán determinados por los requisitos de diseño. Asimismo, como se muestra en la figura 11, cada paleta 24 tiene resortes 32 de compresión montados en el rotor 15 que fuerzan la paleta fuera del centro del rotor 15 en contacto con la superficie interior de la banda 14. Tres resortes y ánimas se proporcionan para que casen con tres pasadores 51 sobre cada paleta, estando los pasadores igualmente espaciados a lo largo de la base de la paleta. Tales combinaciones de banda y resorte se hallan en la Patente de EE.UU. Nº 4.325.215. Esta acción garantiza que las paletas obturarán la presión de fluido a la velocidad cero. Una característica muy importante de la presente invención es que el rotor 15, todas las paletas 24, y la banda flexible 15 giran como un grupo. A velocidades muy lentas, la banda se deslizará ligeramente con respecto a la velocidad de las paletas, de modo muy parecido a como se deslizará una jaula de ardilla de rotor de motor de inducción de a/c detrás de la velocidad de rotación de campo. Este arrastre lento es el resultado del arrastre tangencial del fluido originado por las cuatro películas 13 de fluido, que actúan así para reducir la velocidad de la banda 14 flexible. Esta fuerza de arrastre es contrarrestada por el rozamiento de contacto de la línea combinada, en este ejemplo, nueve paletas. El rozamiento de las paletas es mucho mayor que el rozamiento de la película de fricción, y el rozamiento de las paletas aumenta con el cuadrado de la velocidad. Por tanto, al aumentar la velocidad de rotación, la banda flexible empezará a girar sustancialmente a la misma velocidad que el rotor. Puesto que la velocidad de las paletas y la banda nunca serán completamente iguales, el desgaste de la superficie interior de la banda flexible se distribuye uniformemente sobre la totalidad de la superficie de banda interior, y se logra la vida útil máxima. Puesto que las fuerzas centrífugas, perpendiculares a la velocidad, son totalmente contenidas por la banda flexible, el desgaste y el mecanismo de fallo de alta velocidad de las bombas de tipo de paletas y motores se elimina. El rozamiento añadido de cuatro áreas 13 de contacto de fluido es pequeño comparado con el rozamiento de las paletas combinadas, y no aumenta significativamente con la mayor velocidad. El resultado es un dispositivo que es mucho más eficiente que cualquier diseño convencional y que funcionará eficazmente a velocidades mucho más elevadas. Estos factores permiten también el funcionamiento más tranquilo a una presión más alta de funcionamiento. En la figura 3, áreas de la placa extrema 2 están marcadas 30 con áreas idénticas axialmente en línea con la misma sobre la placa extrema 1. Una cámara 33 en forma de cuña radial se muestra directamente bajo el émbolo 3. Haciendo referencia a la figura 2, las áreas 30 alineadas delantera y trasera cubren completamente los extremos axiales de la cámara 33. La presión de fluido en los cuadrantes uno tiene impedido fluir directamente en el cuadrante dos, y viceversa. Si la rotación del rotor es en el sentido del reloj, el volumen de la cámara 33 se moverá desde el cuadrante 1 al cuadrante dos en una novena parte de una revolución. Puesto que la cámara 33 ahora está cerrada por ambos extremos por la presencia de un área sólida 30, el volumen de la cámara 33 que era parte del volumen de la cámara del primer cuadrante ahora es forzado dentro de la segunda cámara de cuadrante. Simultáneamente, el volumen 34 es girado desde la cámara de cuarto cuadrante dentro de la cámara de primer cuadrante. Si la banda flexible tiene forma de círculo, entonces el volumen 33 es igual al volumen 34, y no hay ganancia o pérdida de volumen de fluido en parte alguna de las cuatro cámaras de cuadrante. Esto es cierto independientemente de la velocidad o el sentido. Si los puertos 18 y 23 estuvieran conectados al puerto de entrada de un motor hidráulico de desplazamiento fijo separado, y el puerto de retorno del motor estuviese conectado a los puertos 17 y 18 de dispositivo, la forma de la banda flexible debería ser denominada neutra puesto que la bomba no movería fluido alguno dentro o fuera del motor, y el motor no debería girar puesto que debe producirse un desplazamiento fijo de fluido para que el motor gire. Si los puertos 23 y 17 estuvieran conectados a un motor de desplazamiento fijo, y los puertos 18 y 19 estuvieran conectados a otro de tales motores, el resultado sería exactamente el mismo. En cualquier caso, el árbol de entrada de la bomba variable debería continuar girando sin moverse sobre un eje del motor.

En la figura 4, la presión de control es inyectada en los puertos 26 de control por émbolos 12 y 6 originando que estos se muevan radialmente hacia el interior. Cualquier otro medio mecánico de control tal como la cremallera 58 y el piñón 60 activados por la palanca 61, como se muestra en la figura 11, actuarían de una manera similar con la presión y harían que los émbolos 12 y 6 se moviesen radialmente hacia el interior debido a la fuerza mecánica externa. La acción elástica de la banda flexible hace que se abombe hacia fuera de igual medida contra los émbolos 3 y 9, originando al mismo tiempo que los émbolos se muevan radialmente hacia fuera mientras expulsan el volumen de fluidos de control fuera a través de los puertos 26 de control. El uso del control mecánico aquí requeriría que los medios de control mecánicos se retirasen para permitir que la acción elástica de la banda 14 empujase los émbolos 3 y 9 hacia fuera. Las flechas en los puertos 26 de control muestran la dirección de circulación del fluido. Ahora para este examen, se escoge el sentido de giro del reloj. La figura 4 muestra también la desviación máxima de la banda flexible 14. Las cámaras 34 y 35 de paleta giratoria se muestran como minimizadas, mientras que las cámaras 33 y 36 están maximizadas. Puesto que la cámara 33 está moviendo un volumen mucho mayor de fluido del primer cuadrante que el que la cámara 34 está introduciendo, la diferencia debe ser proporcionada a través de cualquiera de los puertos 23 o 16 de riñón. Por lo tanto los puertos 23 ó 16 son puertos de aspiración que pueden estar conectados a un circuito hidráulico externo, y el fluido es arrastrado dentro del "cuadrante uno" a través de esos puertos. La cámara 33 es muy grande cuando gira dentro del segundo cuadrante, y la cámara 35 ahora es muy pequeña al salir. La gran diferencia de los volúmenes debe ser forzada por lo tanto fuera de los puertos 17 ó 20 de riñón dentro de la trayectoria hidráulica externa. Los puertos 23 y 16, y 17 y 20 forman un bucle hidrostático cuando están conectados a un motor hidráulico de desplazamiento fijo externo. Para referencia, véase la conexión esquemática en la figura 9. Variando las posiciones radiales de los émbolos 12, 3, 6 y 9, el fluido desplazado puede ser completamente controlado desde cero hasta el máximo con cualquier incremento. Ahora, los puertos 18 y 21, y 19 y 22 formarán un segundo bucle hidrostático bifurcado cuando estén conectados a un segundo motor hidráulico externo. Para desplazamientos similares de los émbolos 12 y 6, y un movimiento igual y opuesto de los émbolos 3 y 9, la circulación de fluido a través del circuito A que se compone de los puertos 23 y 16, y 17 y 20 igualará exactamente la circulación a través del circuito de fluido compuesto de los puertos 18 y 21, y 19 y 22. Esto describe el caso de movimiento recto para un conjunto de ejes de vehículo. El caso simple de los puertos 23 y 16, pareados con 18 y 21, y 17 y 30 con 19 y 22, y entonces conectados a un motor hidráulico fijo o variable único es también de movimiento en línea recta. Para referencia, véase la conexión de fluido mostrada en la figura 8. A medida que el rotor, la paleta. y el montaje de banda de flexión giran, la acción de la banda de forma elíptica será la de forzar la compresión y extensión de las paletas 24 con respecto solamente a la posición angular. La presión que se aplica a los émbolos 12 y 6 a través de los puertos 26 origina que los émbolos se muevan hacia el interior. Para la rotación en el sentido del reloj, la presión hidráulica de salida aumentará en las cámaras del segundo y cuarto cuadrante. A medida que la presión de la cámara aumenta, se desarrolla una fuerza hacia fuera un incremento radial creciente sobre la cara inferior de los émbolos 12 y 6, reduciendo de ese modo la respectiva fuerza hacia el interior del émbolo. Cuando la fuerza hacia fuera es igual a la fuerza hacia el interior, el movimiento del émbolo hacia el interior cesa. A medida que el circuito de motor hidráulico externo responde a la presión y gira, la presión desarrollada disminuye ligeramente, y permite que los émbolos 12 y 6 se muevan ligeramente más hacia el interior, y esto a su vez incrementa el volumen de fluido que pasa a través de la bomba variable, originando a su vez que el motor gire más deprisa, originando por tanto una caída de línea adicional, que origina más movimiento de émbolo, y así sucesivamente. Por lo tanto, la presión desarrollada en las cámaras del cuadrante es igual a, o proporcional a la fuerza de control, y la bomba variable automáticamente cambia su desplazamiento para acomodarse cambiando la circulación externa, al mismo tiempo que mantiene la presión externa proporcional a la presión de control. Por tanto, el par motor del motor hidráulico es una función de la presión de control independiente de la velocidad y dirección de entrada de bomba variable y de la velocidad del motor de salida.

La figura 5 representa el caso opuesto de funcionamiento de los émbolos porque los émbolos 3 y 9 están presurizados, haciendo que se muevan radialmente hacia el interior. Los émbolos 12 y 6 están forzados fuera y el eje mayor de la banda flexible elíptica es ahora vertical. El volumen 34 de la cámara de barrido ahora es grande, así como el volumen 35, mientras que los volúmenes 33 y 36 son ahora pequeños. Hay ahora un exceso de fluido que entra en las cámaras de los primer y tercer cuadrantes y puertos 23 y 16 en forma de riñón, y 18 y 21 se hacen puertos de presión, mientras se produce una escasez de fluido en los cuadrantes segundo y cuarto que origina que los puertos 17 y 20, y 19 y 22 lleguen a ser puertos de aspiración y el motor hidráulico invierta su sentido de giro. Se ha de tener en cuenta en el caso de las figuras 4 y 5, que si la rotación del eje de la entrada de bomba fuera invertida, la dirección del fluido externo también se invertiría y la manipulación de los conjuntos opuestos de émbolos de control permitiría que tanto el volumen como la dirección de salida del fluido fuesen completamente controlados. También se ha de tener en cuenta que aumentando la presión de los conjuntos opuestos de émbolos, al par mostrado en las figuras 4 y 5, la bomba sujeto puede ser usada como un motor hidráulico variable. Este es un componente ideal para la interfaz entre un volante de almacenamiento de energía y unas ruedas de carretera. El dispositivo como una bomba puede ser también una interfaz para un volante o motor eléctrico que incluya un motor de diseño en forma de torta y pueda actuar para usar o recuperar energía del volante o motor directamente. Durante la aceleración, la bomba retirará la energía cinética prealmacenada del volante y la dirigirá a las ruedas de carretera para acelerar un vehículo. Durante el frenado, los émbolos opuestos tratan de forzar la banda flexible de nuevo a su forma circular y al hacerlo originan que la bomba se comporte como un motor que entonces actuará para reacelerar el volante hasta aproximadamente su velocidad inicial. Durante la acción de frenado, la energía del vehículo en línea recta es reciclada de nuevo en el volante y el vehículo es llevado a una situación de reposo. La acción de frenado es la misma para cualquier motor de salida única o dos motores.

La figura 6 muestra la presión de control que es inyectada en el puerto 26 originando que el émbolo 3 se mueva hacia el interior. El fluido de control circula desde el puerto 26 del émbolo 9, y la banda flexible completa se mueve hacia el émbolo 9 mientras mantiene una forma circular. Las cámaras 34 y 33 de rotación se comportan como en la figura 5 aunque con menos cantidades de desplazamiento de fluido por revolución. No obstante, si un segundo motor se conecta a los puertos 18 y 19, como se muestra en la figura 9, se experimentará una inversión de la dirección porque la cámara 36 es ahora mayor que la cámara 35, mientras que al mismo tiempo, la cámara 36 es mayor que la cámara 34. El tercer cuadrante llega a ser la aspiración mientras que el cuarto cuadrante llega a ser la presión. Este es el comportamiento de algunas cargadoras de dirección de deslizamiento industriales que invierten el giro de las ruedas de un lado del vehículo para que gire sobre su eje vertical. Si el émbolo 9 fuera presurizado en lugar del 3, ambos circuitos de fluido se invertirían, y los dos motores girarían ahora en sentidos opuestos que ahora son ambos inversos a los sentidos originales. Durante todo el comportamiento anterior, se ha de tener en cuenta que los puertos 26 de control de los émbolos 12 y 6 estuvieron inactivos sin entrada alguna o movimiento hacia fuera o hacia dentro de estos émbolos. Asimismo, durante esta acción diferencial, un equilibrio de la presión dentro de la bomba ya no se mantiene, y tal acción diferencial debe ser de duración y nivel de potencia limitados para minimizar la carga de soporte del eje y por lo tanto maximizar la vida de la bomba. La figura 7 combina la acción de control diferencial con el control de desplazamiento normal para lograr una circulación desigual especial para los motores para el propósito de accionar dos ruedas desigualmente, pero correctamente alrededor de un giro, puesto que la rueda exterior gira más rápidamente que la rueda interior. Además la cantidad de acción diferencial puede estar relacionada directamente con la trayectoria de rueda correcta en respuesta a una entrada de la dirección. Por tanto, se obtiene un mecanismo de control muy único para accionar ambas ruedas en los giros y esto mejorará grandemente la tracción y la seguridad del vehículo. En este caso, la presión 37 de control diferencial se aplica a los puertos 26 de los émbolos 3 y 9, mientras que la presión 38 de control normal ahora se aplica simultáneamente a esos mismos puertos. La presión 39 de control resultante y el volumen que se obtiene en el émbolo 9 pueden ser diferentes de la presión de control y el volumen obtenido 31 aplicado al émbolo 3. El resultado es la combinación del desplazamiento circular de la banda flexible 14 con la reconfiguración de la banda al mismo tiempo. El resultado es una velocidad diferente pero controlada de uno más con respecto a un segundo, como se muestra en la figura 9 que da como resultado un accionamiento de dos ruedas diferencial. La porción diferencial del control puede ser deducida del sistema de dirección, mientras que el movimiento de avance y detención puede ser deducido de los pedales de frenado y aceleración. La figura 8 muestra la bomba variable conectada a cualquiera de un motor hidráulico de desplazamiento fijo u otra bomba variable que se use como motor para formar una transmisión hidrostática. La caja de motor hidráulico convencional está limitada al margen de uno a uno y uno a infinitos, cuando el uso de una segunda unidad variable extiende el margen a infinito a uno.

La figura 9 muestra la conexión esquemática de un dispositivo variable a dos motores hidráulicos fijos, utilizando los puertos bifurcados de la invención para accionar dos salidas separadas. Esta conexión permitirá que la característica diferencial de la invención sea usada para accionar diferencialmente los dos motores para efectuar un accionamiento diferencial de las salidas del motor, que es el caso en un eje de vehículo establecido negociando una vuelta.

La figura 10 muestra la instalación de una banda flexible 14 en una bomba convencional. Las paletas 24 y el rotor 15 son de construcción convencional, como la invención propuesta. El alojamiento exterior 40 es de fabricación convencional y el diseño de la cámara y la película 41 de aceite que separa la banda 14 del alojamiento exterior 40 que reducirá el rozamiento de funcionamiento en unidades convencionales. La película 41 de aceite en este caso tiene la longitud completa de la cámara interna del terreno del alojamiento exterior convencional. El rozamiento de deslizamiento del conjunto de paletas se elimina, y se sustituye por una ancha película 41 de aceite de menor rozamiento; y, la eficiencia de la bomba o motor de paletas convencional se mejora. Fijando la disposición de los émbolos mostrada en las figuras 4 a 7 resultará una bomba o motor de desplazamiento fijo, cuya eficiencia será la máxima de todas debido a un área de la película 41 de aceite reducida.

Con propósitos de referencia, todas las orientaciones radiales descritas anteriormente se hacen con respecto al centro axial de un rotor de acuerdo con la presente invención, a menos que se afirme otra cosa. Expuesto de otra manera, "radial" en este contexto significa que emana a y desde el centro axial del rotor cilíndrico, a menos que se afirme otra cosa.

Las figuras 12a-12c son vistas que muestran un accionamiento 100 e émbolo de cigüeñal que utiliza una ranura 102 en ángulo recto en el émbolo 104 con relación a la longitud y movimiento del émbolo. Como se muestra en las figuras 12a a 12c, cuando el cigüeñal gira en sentido contrario al del reloj con relación al centro 108 de giro del cigüeñal mostrado, el émbolo se mueve desde una posición neutral a una posición radialmente interior. Por tanto el cigüeñal ejerce un movimiento radialmente hacia el interior de modo que forma una comunicación enrasada entre un extremo contorneado y curvado del émbolo y la banda flexible 110, deprimiendo la banda radialmente hacia el interior. Inversamente, cuando el cigüeñal gira en el sentido del reloj del centro rotacional del cigüeñal, el émbolo se retrae radialmente hacia el exterior desde la banda flexible, y la acción elástica de la banda origina que esta sigua al émbolo.

Expuesto de otra manera, en la realización mostrada en las figuras 12a a 12c, un cigüeñal de control funciona en una ranura en ángulo recto en el émbolo. El eje del cigüeñal está típicamente posicionado formando un ángulo recto con la dirección en la que se desplaza el émbolo, y se hace girar más o menos 90 grados para originar el movimiento sinusoidal del émbolo resultando de ese modo un movimiento radialmente alternativo (radialmente hacia el interior y entonces radialmente hacia el exterior) del émbolo. Por tanto, el movimiento alternativo radial del émbolo corresponde a una respuesta de onda sinusoidal a cada grado de giro del cigüeñal. La elasticidad como la naturaleza de la banda origina que esta permanezca en contacto íntimo con la superficie del émbolo por medio de una delgada película de aceite, formando así un soporte hidrodinámico de película de aceite.

En la figura 13 se muestra todavía otro accionador de émbolo en el que una palanca es controlada exteriormente para que efectúe los respectivos movimientos radialmente hacia el interior y hacia el exterior del émbolo. La palanca puede por tanto ser controlada mediante cualquier conexión que proporcione una manipulación común de la pluralidad de émbolos (o configura los accionadores de la banda flexible) mostrados en las figuras, o la palanca puede ser controlada individualmente. Por ejemplo, la simple manipulación de un pedal de pie (un acelerómetro por ejemplo) puede efectuar el control manual del émbolo mediante la utilización de la palanca.

La figura 14 representa generalmente las fuerzas que actúan sobre un émbolo dado. Una presión de control de estado uniforme se aplica radialmente hacia el interior a un área de la sección transversal radialmente hacia fuera del émbolo. Durante el funcionamiento, al aumentar la presión de trabajo por debajo de la banda flexible, esta ejerce una fuerza hacia fuera que actúa sobre una sección contorneada hacia el interior del émbolo. Como la presión de trabajo aumenta y disminuye, por lo tanto el émbolo es sometido a un ciclo radialmente hacia el exterior y radialmente hacia el interior.

Expuesto de otra manera, la figura 14 ilustra que con relación al control de émbolo hidráulico directo, un área radialmente hacia fuera del émbolo es sometida a una presión hidráulica controlada que origina que el émbolo se mueva radialmente hacia el interior. Esta acción origina que la bomba desarrolle una mayor presión de trabajo en virtud del hecho de que el movimiento radialmente hacia el interior del émbolo origina la salida de desplazamiento incrementado de la bomba. Esto a su vez origina que la presión de trabajo se eleve. Cuando la presión de trabajo ha alcanzado un valor que equilibra la fuerza neta creada sobre el émbolo por la presión de control, el movimiento hacia el interior del émbolo cesa, proporcionando un tipo de servo de la función de control en el que la presión de trabajo de la bomba sigue la presión de control. Por tanto, este tipo de sistema de control constituye un amplificador de potencia en el que la presión de salida de la bomba sigue la presión de control con el resultado de que la presión de control controla la salida de potencia linealmente. Este mismo principio de funcionamiento se presenta en la realización mostrada en la figura 16, como se describe más adelante.

En la figura 15, todavía se muestra otro accionador de émbolo que contiene un tornillo 114 de control recibido de modo roscado en un ánima 116 axial del émbolo 194. El tornillo de control se puede girar para que la posición del émbolo avance o retroceda. El control está linealmente relacionado porque el grado de giro del tornillo está directamente relacionado con el movimiento del émbolo cíclico y radial. Dada la inhibición de diseño inherente del tornillo para la retracción radialmente hacia fuera del émbolo, este tipo de accionador de émbolo es particularmente útil para impedir la realimentación (y un momento aplicado a un accionador asociado) debida al momento aplicado o picos de comportamiento de trabajo. Por ejemplo, la trepidación estándar originada durante el funcionamiento del tractor pude originar un pico de presión asociado dentro del rotor que es entonces transmitido a través del émbolo y dentro del accionador. Por lo tanto, el momento resultante absorbido por otros tipos de accionadores, por ejemplo una cremallera y un piñón, podrían potencialmente fracturar el montaje de accionador. La inhibición de la retracción de esta realización es una solución a este problema. No obstante, pueden usarse medios de control de tornillo de bola para reducir el rozamiento del tornillo de control si se desea.

De acuerdo con otro aspecto de la invención todavía. La figura 16 representa todavía otro accionador de émbolo que puede ser descrito como un pequeño servosistema de bucle cerrado. Un alojamiento 118 de carrete de émbolo está configurado como un ánima axial dentro del émbolo 104. Una pluralidad de pasajes que se extienden radialmente, con relación al ánima axial del émbolo, facilitan la inyección y escape de la presión de fluido dentro del alojamiento de carrete de émbolo. Un carrete 120 que tiene una pluralidad de vueltas 122 (se muestran dos) está recibido de modo deslizable dentro del alojamiento de carrete de émbolo.

Como se muestra en la figura 16, el carrete y el émbolo se muestran en una posición equilibrada. Dicho de otra manera, la fuerza de la presión de control, que ejerce una fuerza radialmente hacia el interior sobre el émbolo, y la presión de trabajo que se opone ejerciendo una fuerza radialmente hacia fuera sobre el émbolo, son sustancialmente equivalentes por lo que el carrete presenta una posición de equilibrio con relación a estas. En funcionamiento, se supone que el carrete es forzado radialmente hacia el interior dentro del alojamiento de émbolo. Una presión de control fija se inyecta entonces a través del pasaje 124 teniendo en cuenta que el giro que bloquea el pasaje ha sido empujado radialmente hacia el interior abriendo de ese modo el pasaje 124. La presión de control circula entonces radialmente hacia fuera a través del pasaje 126 en comunicación de fluido con la cámara 125 de presión situada detrás del émbolo 104. Como una consecuencia, el control de presión aumenta la fuerza radialmente hacia el interior aplicada a la sección transversal radialmente hacia fuera del émbolo (dentro de la cámara de presión de control) cargando de ese modo el émbolo radialmente hacia el interior. A medida que esto ocurre, la presión de trabajo contra el émbolo (salida de la bomba) aumenta, y la posición relativa del carrete es devuelta a un equilibrio neutral a medida que la posición física del émbolo se mueve para realinearse con la nueva posición de carrete neutral.

Si la presión de trabajo supera la presión de control de émbolo aplicada, el carrete se retira radialmente hacia fuera a través del alojamiento de carrete de émbolo en virtud del movimiento físico del cuerpo de émbolo con relación a la posición del carrete existente, abriendo de ese modo los pasajes 128 y 130 y permitiendo por tanto que el escape de la presión de control y reduciendo eficazmente la fuerza de control de émbolo asociada. La reducción de la fuerza de la presión de control se aplica en la presión de trabajo que carga el émbolo radialmente hacia fuera del mismo reduciendo el desplazamiento de la bomba y la presión de trabajo localizada. La reducción de la presión de trabajo continúa hasta que la presión de trabajo se reduce a un punto en el que es menor que la presión de control remanente (y la energía elástica ejercida por un localizador elástico (no mostrado) sobre el extremo radialmente más externo del carrete) dentro de la cámara de la presión de control. El émbolo por tanto "sigue" aplicando la presión de control de émbolo y de nuevo busca la posición de equilibrio del carrete como se describe anteriormente. La disposición de las válvulas tiene bajas exigencias de fuerza aplicada al carrete en comparación con la fuerza de reacción del émbolo, o, la fuerza de trabajo aplicada contra el émbolo. Por tanto, la exigencia de fuerza sobre el carrete para el control es minimizada por medio del sistema de servocarrete de potencia secundaria descrito.

Expuesto de otra manera, el sistema descrito en la figura 16 son unos medios de carrete de amplificador de control hidráulico útiles en aplicaciones en las que las fuerzas de la presión de trabajo ejercidas sobre el émbolo o émbolos son relativamente muy altas. Un amplificador de carrete dedicado secundario puede ser empleado por tanto permitiendo una exigencia de fuerza de control grandemente reducida, y facilitando de este modo el control de niveles muy altos de potencia con una pequeña fuerza de control. Un transistor analógico sería un amplificador de Darlington. Con relación a esto, los medios de control descritos en la figura 16 podrían ser denominados también como un "Amplificador de Potencia de Darlington".

La figura 17 muestra todavía otro accionador de émbolo que contiene una leva 132 controlada exteriormente y un rodillo 134 de leva. El rodillo de leva está fijado a una porción radialmente sobresaliente del émbolo. El perfil 132 de leva está aplicado de modo deslizable con el rodillo en el movimiento lineal del mismo, y por tanto efectúa un movimiento recíproco radial del émbolo 104. El movimiento de la leva puede ser lineal como se muestra, o el movimiento de la leva puede ser circular alrededor del centro del rotor de la bomba. La figura 21 relativa al mismo muestra un anillo 135 de leva circular que contiene cuatro perfiles 136 de leva, correspondiendo cada uno a un émbolo dentro del modelo de cuatro émbolos mostrado. En funcionamiento, el anillo de levas facilita por tanto el control común y simultáneo de los cuatro émbolos, en el que los perfiles de leva pueden ser todos iguales o diferentes, y pueden ser lineales y/o no lineales.

Las figuras 18 a 20 ilustran también cada una unos medios de enlace de control para facilitar el funcionamiento común y simultáneo de una pluralidad de émbolos. Un "centro de bomba de rotación" se define para cada enlace de control y es meramente el centro axial del rotor y la bomba (no mostrados). Por tanto, cada enlace de control rodea un rotor/bomba como se muestra en las figuras 1-11 por ejemplo.

La figura 18 muestra una pluralidad de redas dentadas 138 (cuatro) correspondientes a una pluralidad igual de émbolos (no se muestran todos) y cigüeñales asociados (no se muestran todos). Cada rueda dentada comunica de modo giratorio con un respectivo cigüeñal que al girar mueve alternativamente el émbolo respectivo. Una cadena 140 accionada exteriormente origina el movimiento de giro simultáneo de las ruedas dentadas.

La figura 19 muestra medios de enlace de control alternativos que de nuevo contienen una pluralidad de engranajes 142, una correspondiente pluralidad de cigüeñales, y una correspondiente pluralidad de émbolos. De acuerdo con estos, un engranaje 144 de anillo accionado externamente, radialmente externo o interno de la pluralidad de engranajes, facilita un control común y simultáneo de los émbolos. El engranaje de anillo está formado por una pluralidad de conjuntos de dientes espaciados simétricamente alrededor de la circunferencia del anillo, correspondiendo cada conjunto de dientes a un émbolo. En la realización mostrada los dientes están formados en las posiciones 12, 3, 6, y 9 de reloj. En funcionamiento, los conjuntos de dientes del engranaje de anillo se aplican a los dientes de las respectivas ruedas dentadas o engranajes de modo que accionan los cigüeñales y facilitan el movimiento radial del émbolo asociado.

La realización de la figura 20 funciona de modo muy similar a las figuras 18 y 19. Sin embargo, la figura 20 emplea una pluralidad de poleas planas 146 de sombrerete o engranajes (correspondientes de nuevo a un número igual de émbolos y cigüeñales) accionados por una correa 148 para el control simultáneo de la pluralidad de émbolos.

Con relación a la figura 22, un conjunto de engranaje diferencial con entradas de control independientes puede ser añadido a los émbolos en las posiciones de reloj 3 y 9 en la realización mostrada en la figura 7, por ejemplo, facilitando de ese modo el comportamiento diferencial de un vehículo por el funcionamiento de un rotor como se muestra en la figura 7. En ciertos casos relativos al funcionamiento del vehículo, por ejemplo, no es conveniente permitir la entrada diferencial para permitir la rotación de la rueda en sentido opuesto. Por ejemplo, si el control de engranaje diferencial estuviera conectado a un volante de la dirección de tractor sin relación alguna con el establecimiento de la velocidad hacia delante o inversa, el tractor permanecería quieto y el giro del volante de la dirección originaría que una rueda girase hacia atrás, mientras la otra accionaba hacia delante con el resultado de que las ruedas escupían la superficie y cavaban dos hoyos para las ruedas de accionamiento. Esto, por supuesto, no es aceptable. Una solución ha sido descubierta mediante la cual se introduce un tercer sistema de control axial para los cigüeñales de las 3 y las 9 horas. En posición neutral (detenido), los cigüeñales están a 90 grados con la dirección del émbolo (véase la figura 12a). La solución es variar la carrera real del cigüeñal por medio de un sistema de rampa axial que es capaz de variar la carrera en respuesta a un movimiento de entrada de control axial (con respecto al cigüeñal). Como se muestra en las figuras 22a-22c, la carrera puede ser cambiada cuando el embolo está en la posición neutra sin originar cambio alguno en la posición de los émbolos. Si el cigüeñal estuviera quizás a 30 grados de la rotación de control, el aumento o disminución de la carrera afectaría como se muestra la posición del émbolo. Si la carrera de las 3 fuese incrementada mientras que la carrera de las 9 era disminuida en la misma cantidad, el efecto sería el de crear un desplazamiento en la posición de la correa flexible, originando un comportamiento diferencial, permitiendo al mismo tiempo que la porción de control de la velocidad del control de la forma elíptica de la correa, origine quizás un movimiento hacia delante. El resultado es una adición matemática de circulaciones sobre un lado del rotor, y una sustracción matemática de circulaciones sobre el otro lado del rotor, y unos resultados del sistema de accionamiento diferencial ciertos.

Si la velocidad fuera aumentada, el ángulo de control del cigüeñal aumentaría, pero las carreras de cigüeñal variables tendrían el mismo efecto matemático sobre el comportamiento combinado de la velocidad/diferencial, y las ruedas de accionamiento serían corregidas matemáticamente de nuevo para que girasen correctamente, todavía a un régimen más rápido para el giro. Los mismos principios se aplican para la dirección inversa. Una entrada de control separada puede ser obtenida para solamente originar el comportamiento diferencial. Esto es solamente aplicable a una unidad de accionamiento de cuatro ruedas. Esto se puede conseguir conectando un motor de rueda hidráulica dimensionado correctamente para, quizás la cubierta de la rueda delantera izquierda (dimensionada para reflejar el menor diámetro de cubierta de la cubierta delantera) en la serie hidráulica con la rueda trasera izquierda (mayor) motriz con el resultado de que la presión hidráulica forzada a través del circuito hidráulico izquierdo es compartida por los dos motores, y sus velocidades se bloquean sincronizadamente; una serie del sistema de no deslizamiento. El mismo sistema puede ser usado para el lado derecho con resultados similares. En el accionamiento de cuatro ruedas normal, las cuatro ruedas son accionadas con el régimen correcto en términos de correcciones de cubiertas sobre el terreno, y el efecto es como si todos los ejes estuvieran bloqueados para el desplazamiento en línea recta, con tracción máxima, incluso aunque el vehículo esté girando. Este sistema resulta que da la tracción máxima con todas las condiciones de terreno, y se considera que es una forma de ordenador hidráulico analógico que calcula, usando las leyes de la geometría, el comportamiento hidráulico correcto en respuesta a las entradas de control.

De acuerdo todavía con otro aspecto de la presente invención, las figuras 23a y 23b describen un rotor de carrete que tiene extremos de carrete que se hacen casar entonces con placas de desgaste conocidas en la técnica. Véase la Patente de EE.UU. Nº 6.022.201 por ejemplo. Los extremos de carrete eliminan el modelo de desgaste originado normalmente por la correa flexible a medida que los bordes de la correa rozan las superficies interiores de las placas de desgaste adyacentes a cada uno de los respectivos extremos de carrete. El uso del carrete por tanto elimina el movimiento eficaz entre los bordes de las paletas que se extienden desde el eje hasta la correa flexible y las placas de desgaste estacionarias. Los extremos del carrete están por el contrario en comunicación giratoria con las placas de desgaste estacionarias. Como un resultado, las paletas pueden ser individualmente obturadas a lo largo de sus longitudes radiales individuales y a lo largo de la interfaz entre una superficie interior del extremo de carrete y las longitudes radiales de las paletas. Adicionalmente, un anillo tórico u obturación puede ser colocado entre la correa y los bordes exteriores radiales de las paletas en comunicación con la correa flexible que se ajusta entonces flexiblemente durante la rotación para mantener una obturación entre los bordes exteriores radiales de las paletas y la superficie interior de la correa flexible giratoria, a lo largo de los bordes radiales, e incluso en la interfaz en la que las paletas entran en las ranuras de rotor (es decir, las cuatro interfaces de los bordes de paleta). Consecuentemente, el empleo de los extremos de carrete mejora sustancialmente la eficiencia volumétrica y global de la bomba. Por ejemplo, en ciertos casos la eficiencia volumétrica es mejorada desde el 85% al 97% o más.

Expuesto de otra manera, en los diseños convencionales las paletas y el rotor son axialmente coextensivos y encajan dentro de placas de desgaste en ambos extremos con un pequeño juego. El pequeño juego origina una ineficiencia volumétrica sustancial, o derivación del fluido bombeado. Asimismo, los bordes radialmente exteriores de las paletas contribuyen a la fuga en los diseños convencionales en los que las paletas se deslizan a velocidad contra la superficie interior de la cámara para crear la acción de bombeo. La Patente de EE.UU. Nº 6.022.201 resuelve sustancialmente el problema de la fuga radial proporcionando paletas que hacen contacto íntimo dentro de la superficie interior de la correa. Convencionalmente, los extremos axiales de las paletas se deslizan a la velocidad de rotor contra las placas de desgaste haciendo imposible la obturación eficaz. El diseño de carrete de la presente invención por lo tanto resuelve diversos problemas. Elimina el desgaste de la alta velocidad en los extremos conteniendo las paletas completamente dentro de los extremos de carrete, de modo que el único desgaste de las paletas es el relativo al movimiento radial cíclico de las paletas durante el funcionamiento. Esta disposición permite por tanto un sistema de obturación en los extremos de las paletas en adición al del borde exterior de la paleta que contacta la superficie interior de la banda flexible. Añadiendo una obturación entre las superficies de paleta que se deslizan dentro de las ranuras de guía del rotor configuradas dentro de los extremos de carrete la totalidad de la circunferencia exterior de paletas/carrete, extremos/correa superficie/rotor comprendida entre dos paletas adyacentes puede ser ahora eficazmente obturada mejorando de ese modo la eficiencia del hydristor o bomba hasta alcanzar niveles del orden del 97-98% nunca alcanzados. Los extremos del carrete simplemente casan con las placas de desgaste o extremas mostradas en la figura 1, por ejemplo.

En otro aspecto más de la invención, la figura 24 ilustra un mecanismo de obturación en el que un par de aletas están equilibradas dentro de las placas de desgaste si el rotor tiene puertos en forma de riñón abiertos adyacentes a estas, y están espaciadas para aplicarse contra los bordes del émbolo a medida que este se mueve enrasándose con la correa flexible. Cada émbolo por tanto tiene aletas correspondientes que son accionables cuando la comunicación de la superficie contorneada de émbolo está enrasada con la correa flexible. La eficiencia volumétrica mejora de ese modo.

Todavía en un aspecto más de la invención, una mejora en la obturación de la invención descrita en la Patente de EE.UU. Nº 6.022.201 y en diseños convencionales incluye una inserción 152 aplicada de modo deslizable dentro de una ranura 154 arqueada configurada dentro de la placa 155 de desgaste. Véase la figura 25.

En las bombas y motores de paletas de desplazamiento fijo convencionales, existe el problema asociado con la igualación de la presión en los bordes de paleta radialmente interiores y exteriores. La presión de la cámara debe ser encaminada bajo la paleta (en su punto radialmente más interior) para igualar la fuerza radialmente hacia el interior creada mediante la presión de la cámara existente entre el borde radial exterior de la paleta y la superficie interior de la correa flexible (o el contorno de confinamiento de la cámara). Esto es cierto tanto para los diseños fijos convencionales como para los rotores de diseño de correa variable de hydristor descritos en la Patente de EE.UU. Nº 6.022.201. En la práctica convencional, la obturación satisfactoria no se ha logrado todavía en los diseños bidireccionales. Ya sean las ranuras de encaminamiento en los extremos axiales de dos cámaras opuestas en las que se desea la obturación de presión se extienden para permitir la obturación de la paleta durante la rotación completa a través de la superficie de obturación (véase el número 30 de referencia en la figura 1), por ejemplo), o existe un compromiso para las cuatro áreas de obturación (número 30 de referencia) es decir, la ranura de la cámara para encaminar solamente aceite se extiende la mitad del camino. El primer caso trabaja bien para el funcionamiento unidireccional y el segundo caso funciona de modo moderadamente aceptable para el funcionamiento bidireccional.

De acuerdo con la presente invención, una pluralidad de ranuras arqueadas está formada dentro de la superficie interior de la placa de utilización, cada ranura corresponde a un cuadrante utilizable dentro del rotor. Las ranuras están colocadas simétricamente al principio de cada cuadrante y están configuradas en una forma de enlace de salchicha o en una forma que impide el deslizamiento de la inserción desde dentro del canal o ranura más allá del rango limitado. Por lo tanto, cada extremo de la ranura comprende una abertura más estrecha con la cual impide el deslizamiento de la inserción una vez colocada en la misma. Adicionalmente, cada ranura está configurada por tanto en las posiciones de reloj de las 12, 3, 6 y 9 horas en una realización que contiene cuatro émbolos colocados simétricamente alrededor de la periferia del rotor.

La inserción de válvula mostrada en las figuras 25a-c se aplica de modo deslizable dentro de una correspondiente ranura que tiene una longitud arqueada aproximadamente igual a la longitud arqueada radialmente interior existente entre dos paletas yuxtapuestas. Como se muestra en las figuras 25b y 25c, la inserción tiene un par de anillos 156 que se extienden a través de la parte superior de la inserción para la circulación de fluido a través de ellos. Por tanto el fluido que inicialmente circula por debajo de la inserción es canalizado a través de un orificio derecho y entonces proporciona presión sobre la superficie superior de la inserción. Una ranura 158 está cortada sobre la cara inferior para facilitar la circulación de fluido a través de la parte inferior y entonces fuera a través de la parte superior de la inserción. La inserción de válvula responde por tanto a la presión fluídica de la cámara que acciona la inserción angularmente sobre un pequeño margen dentro de la ranura para que la paleta se extienda bajo presión para el funcionamiento de la paleta correcto para una caja de presión dada. Esto es cierto para ambas direcciones rotacionales del rotor. Si cualquier otra cámara ve presión, las inserciones "conmutan" para extender la obturación como se requiera para la caja particular. Esto es cierto incluso para cámaras adyacentes así como para cámaras opuestas. Por tanto la eficiencia volumétrica bidireccional es mejorada durante el funcionamiento de la bomba única/doble, o cualquier funcionamiento de motor.

En otro aspecto de la invención todavía, la bomba de hydristor descrita anteriormente puede ser empleada en un sistema de bombeo de calor de freon (o aceite de freon) clásico, de acuerdo con la presente invención. Como se muestra en las figuras 26 y 27, un sistema 160 de bombeo de calor de super hydristor contiene una bomba/motor de calor de hydristor o compresor/expansor 162 de hydristor. Un bucle 164 de fluido compresible cerrado (o refrigerante) contiene un primer medio bucle 166 cerrado y un segundo medio bucle 168 cerrado y proporciona comunicación de fluido a través del sistema a medida que el hydristor 162 bombea el fluido compresible 170 (o refrigerante) contenido en el mismo. Un primer intercambiador (172) de calor está conectado de modo integral a y en comunicación de fluido con el primer medio bucle 166 y proporciona transferencia de calor desde un depósito 174 caliente tal como el medio ambiente o aire al refrigerante 170 que se desplaza dentro del primer medio bucle 166. Un segundo intercambiador 176 de calor está conectado en línea con el segundo medio bucle 168 y proporciona la transferencia de calor desde una corriente comprimida de fluido 170 (tal como freon líquido a alrededor de 148,9ºC), a un depósito 178 relativamente frío tal como un sistema de calefacción doméstico o un Motor Stirling, por ejemplo.

En una realización preferida, el primer medio bucle 166 está conectado al menos a un respectivo puerto 180, 182 en cada uno de los tercer y cuarto cuadrantes 181 y 183, respectivamente, del hydristor 160 (por ejemplo, la primera entrada y la segunda salida, respectivamente), por lo que las conexiones se obturan usando empaquetaduras u otras obturaciones para garantizar un sistema cerrado. Adicionalmente, el segundo medio bucle 168 se conecta al menos a un respectivo puerto 184, 186 en forma de riñón en cada uno de los primer y segundo cuadrantes 185 y 187, respectivamente, del hydristor 162 (por ejemplo, la primera salida y la segunda salida, respectivamente), de modo que las conexiones se obturan también para garantizar un sistema 160 cerrado.

En el funcionamiento de una realización preferida un motor 188 de arranque está conectado de modo accionable al hydristor 162 y se arranca para que empiece el funcionamiento del hydristor. El freon o refrigerante 170 obturado dentro de un bucle 164 cerrado empieza entonces a circular basado en el funcionamiento del hydristor. El refrigerante 170a, freon rarificado a alrededor de -23,3ºC por ejemplo, circula dentro del puerto 182 de entrada del cuarto cuadrante 183 del hydristor 162 y es comprimido a medida que es transferido mediante el rotor 192 desde su cámara 194 en el cuarto cuadrante 183 a la misma cámara comprimida en el primer cuadrante 185. El freon es de ese modo comprimido en forma líquida 170b a alrededor de 148,9ºC y entonces sale del puerto 184 en forma de riñón en el primer cuadrante 185 y dentro del segundo medio bucle 168 cerrado. La presión de control ejercida sobre el émbolo 3 solo, empuja por tanto el émbolo 3 y la banda 14 radialmente hacia el interior y reduce la capacidad volumétrica de la cámara 194 que gira desde el cuarto cuadrante 183 dentro del cuadrante uno 185 y de ese modo comprime el gas freon rarificado frío y lo convierte en un freon caliente líquido 170b. Los émbolos 6, 9, 12 permanecen extendidos radialmente hacia fuera en sus respectivos cilindros. Otras permutaciones de control de émbolos son posibles, siempre que la compresión general y las funciones de expansión estén retenidas como se ha descrito anteriormente.

Por ejemplo, en una realización preferida mostrada en la figura 28, la presión de fluido aplicada al émbolo 3 es la máxima y por lo tanto carga el émbolo al máximo radialmente hacia el punto interior en la cámara de émbolo. El volumen en la cámara 194a es por lo tanto minimizado en el cuadrante 185a proporcionando una presión máxima en la salida 186a. La presión de fluido aplicada al émbolo 6 se reduce de modo que la banda 14 ejerce una presión radialmente hacia fuera, y el émbolo 6 por tanto se extiende radialmente hacia el interior solamente de alrededor de un medio a tres cuartos de la longitud de la cámara de émbolo. La presión de fluido aplicada al émbolo 9 se reduce de modo que la banda 14 ejerce una presión radialmente hacia fuera, y el émbolo 9 por tanto se extiende radialmente hacia el interior de alrededor de un cuarto a un medio de la longitud de la cámara de émbolo. Finalmente, no se aplica presión de fluido alguna al émbolo 12 y ese émbolo no se extiende en modo alguno radialmente hacia el interior sino que está en efecto mantenido en el punto radialmente más exterior en su respectiva cámara de émbolo. La reducción del escalonamiento en la presión fluida aplicada a los émbolos en la orientación en el sentido de giro del reloj origina el incremento gradual en volumen en la cámara 194a a medida que gira en el sentido del reloj desde el cuadrante uno 185a a través del cuadrante cuatro 183a. Como un resultado, el efecto de calentamiento de cizalladura normalmente presentado por válvulas de expansión conocidas se evita reduciendo el calor resultante y efectuando también un incremento escalonado en el par motor a medida que la cámara gira desde el cuadrante uno 185a a través del cuadrante cuatro 183a. Un incremento en el par motor se traduce directamente en una reducción en la energía utilizada.

De nuevo, haciendo referencia a la figura 26, a medida que el freon líquido 170b a 148,9ºC pasa a través del segundo intercambiador 176 de calor, la temperatura preferiblemente desciende a alrededor de 60ºC. La corriente 170c de freon más frío entra entonces al menos en una entrada 186 de puerto en forma de riñón del segundo cuadrante 187 y se expande a medida que se desplaza desde el segundo cuadrante 187 al tercer cuadrante 181 por medio de la rotación del rotor 192. En contraste con el medio compresor 200 (es decir, cuadrantes cuatro y uno) del hydristor 162 descrito anteriormente, la respectiva presión de control ejercida sobre el émbolo 3, pero no sobre los otros émbolos, origina una capacidad volumétrica incrementada de la cámara 194 que gira desde el cuadrante dos 183 dentro del cuadrante tres 181 (cuadrantes 181 y 183 que forman medio expansor 201) y de ese modo se expande la corriente 170c a 60ºC de freon en una corriente 170d de gas freon superenfriada a alrededor de -40ºC. El freon 170d superenfriado sale del tercer cuadrante 181 a través de al menos un puerto 180 en forma de riñón y entra el primer medio bucle 166 cerrado. Desde allí, la corriente 170d superenfriada entra en el primer intercambiador 172 de calor y absorbe el calor proporcionado por el depósito relativamente calentado tal como por aire. Tras salir del primer intercambiador 172 de calor, la corriente 170a de gas freon se calienta a -23,33ºC por ejemplo. El gas 170a freon rarificado o el fluido compresible entonces entra de nuevo en el cuarto cuadrante 183 para repetir el ciclo.

El primer y el segundo intercambiadores 172 y 176 de calor son preferiblemente de cualquier tipo de conductor de calor no directo tal como un intercambiador de calor de envuelta y tubo, por ejemplo. Ejemplos de intercambiadores de calor incluyen aquellos descritos en las Patentes de EE.UU. Núms. 6.340.052, 6.340.055, 6.341.650, 6.336.501, 6.019.168 y 6.325.140.

El motor 188 de arranque puede ser cualquier motor capaz de suministrar la potencia requerida necesaria para activar el rotor de hydristor. A medida que los criterios de diseño del sistema tales como las presiones de control de émbolos y las áreas de las superficies intercambiadoras de calor son dimensionadas basándose en factores de diseño tales como las temperaturas medias de los depósitos caliente y frío y la transferencia de calor y propiedades de presión/vapor del fluido compresible, la potencia nominal del motor variará consecuentemente. Los motores de arranque a modo de ejemplo incluyen aquellos descritos en las Patentes de EE.UU. Núms. 6.346.810, 6.342.739, 6.340.856, 6.343.877, y 6.345.600.

Puesto que el hydristor 162 es actualmente una doble bomba/motor o compresor/expansor, la primera mitad funciona como un compresor y la segunda mitad funciona como una válvula de expansión que actúa como un motor para liberar la presión del freon. El par motor es sustraído del momento de accionamiento externo suministrado por el motor de arranque eléctrico de sistema. Por tanto la amplificación del sistema será mucho mayor que el 300% presentado por el estado de la bomba de calor, y más próxima al orden de alrededor del 1000% ó 10 veces. En términos sencillos, el calor generado desde este sistema cuando se aplica a sistemas de calefacción domésticos podría por lo tanto reducir la potencia requerida al 10% de la cantidad original en comparación con los sistemas de calefacción convencionales. Consideraciones térmicas pueden surgir debidas al uso de un único hydristor 162.

Por ejemplo, el elevado calor aplicado a las paletas y a la superficie de rotor giradas al área de expansión muy fría origina una pérdida de eficiencia global. Dos hydristores sobre un eje común conectados al motor de arranque pueden ser usados para superar este problema. Esto permitiría mejor aislamiento térmico si se requiere, y por tanto mayor eficiencia y amplificación (denominado también coeficiente de comportamiento COP) (COP = Coefficient Of Performance). Otro factor referente al COP es que los émbolos de control del hydristor individual pueden ser controlados individualmente si se desea con el resultado de un comportamiento variable conjugado con las condiciones globales del sistema. La práctica actual de hacer girar el motor 188 de arranque o accionamiento conectándolo y desconectándolo de una manera cíclica para accionar una bomba fija o no variable es de modo inherente ineficaz y por tanto contribuye a menores valores del COP.

En otro aspecto más de la invención todavía, la bomba 162 de calor del superhydristor descrita anteriormente puede ser utilizada en combinación con un Motor 178a de Stirling (depósito frío) y un generador eléctrico 196 como se muestra en la figura 27. La adición de un Motor 178a de Stirling origina la generación de potencia eléctrica como un resultado de la energía diaria solar que calienta el aire, que a su vez es latente en el aire de la noche, incluso en invierno, durante la lluvia y durante las nevadas. El resultado es energía solar durante el día y la noche, verano e invierno, y lluvia y nieve. Con ese tipo de COP relativamente alto para la superbomba de calor del hydristor, la eficiencia de la conversión típica para el Motor de Stirling del 35% cuando está combinado con el COP del 1000% ó 10x de la bomba sobrecalentada de hydristor resulta ser una eficiencia de conversión neta del 350%. Como un resultado, cuando el motor 178a de Stirling está combinado con la bomba 162 de supercalentamiento de hydristor, el motor 188 de arranque puede eventualmente ser desconectado completamente para que funcione el hydristor 162 consumiendo potencia interna con un equilibrio de potencia neto establecido sobre la potencia de una carga 197 eléctrica exterior deseada directamente. Por tanto, la potencia puede ser generada por la energía solar con emisiones cero verdad y sin necesidad de combustible puesto que la planta de potencia nuclear solar, o el sol, suministran el combustible. Este tipo de sistema encontrará aplicación en sistemas de calefacción domésticos, vehículos solares, aeroplanos, barcos y submarinos propulsados, de día o de noche, proporcionando de ese modo una fuente de potencia continua basada en principios termodinámicos.

A modo de ejemplo, motores Stirling se describen en las Patentes de EE.UU. Núms. 6.019.168, 5.924.305, 6.195.992, 6.263.671, 5.934.076, 6.161.381 y 6.338.248.

Aunque los ejemplos anteriores ilustran y describen el uso de la presente invención, no están destinados a limitar la invención como se describe en ciertas realizaciones preferidas en la misma. Por lo tanto, variaciones y modificaciones proporcionadas con las enseñanzas anteriores y la habilidad y/o conocimiento de la técnica relevante, están dentro del alcance de la presente invención descrita en las reivindicaciones.

Claims

1. Un sistema de bomba de calor que comprende:

una bomba de paletas hidráulica con un control de banda flexible conocido como un hydristor que comprende un primer medio compresor, un segundo medio expansor, una primera entrada, una segunda entrada, una primera salida, y una segunda salida en la que dicha primera entrada y dicha primera salida comunican fluidamente con dicho primer medio compresor y dicha segunda entrada y dicha segunda salida comunican fluidamente con dicho segundo medio expansor;

un bucle de fluido compresible cerrado integrado con y en comunicación de fluido con dicho hydristor, conteniendo dicho bucle de fluido compresible cerrado un primer medio bucle cerrado y un segundo medio bucle cerrado, estando en comunicación de fluido dicho primer medio bucle cerrado con dicha primera entrada y dicha segunda salida, y estando en comunicación de fluido dicho segundo medio bucle cerrado con dicha primera salida y dicha segunda entrada;

un fluido compresible contenido dentro de dicho bucle de fluido compresible cerrado;

un primer intercambiador de calor integral con y en comunicación de fluido con dicho primer medio bucle cerrado en el que dicho primer intercambiador de calor proporciona calor a dicho fluido compresible; y

un segundo intercambiador de calor que comunica fluidamente con y está conectado en línea a dicho segundo medio bucle cerrado en el que dicho segundo intercambiador de calor transfiere o extrae calor de dicho fluido compresible; y

un motor Stirling que comunica termodinámicamente con dicho segundo intercambiador de calor y que acepta calor de este, en el que durante el funcionamiento de dicho sistema de bomba de calor, el fluido compresible pasa a través de dicha primera entrada y es comprimido y entonces sale de dicha primera salida dentro del segundo medio bucle cerrado, entonces a través del segundo intercambiador de calor en el que es transferido calor a dicho motor de Stirling, entonces dentro del segundo medio bucle cerrado, entonces dentro de la segunda entrada y es expandido, entonces sale de la segunda salida, entonces entra en el primer intercambiador de calor en el que el calor es transferido al fluido compresible, entonces dentro del primer bucle cerrado, terminando de esta manera un ciclo de bombeo.

2. El sistema de bomba de calor de la reivindicación 1, en el que dicho fluido compresible es un refrigerante compresible.

3. El sistema de bomba de calor de la reivindicación 1, en el que dicho fluido compresible es freon y dicho freon se comprime en forma líquida a alrededor de 149ºC, entonces se enfría mediante dicho segundo intercambiador de calor a alrededor de 60ºC, entonces se expande en forma de gas rarificado a alrededor de -40ºC, entonces se calienta mediante dicho primer intercambiador de calor a alrededor de -23ºC.

4. El sistema de bomba de calor de la reivindicación 1, en el que dicho hydristor comprende:

un alojamiento que incluye una envuelta exterior con un eje longitudinal y un par de placas extremas que incluyen el revestimiento exterior, un rotor con una pluralidad de paletas extensibles radialmente dentro de dicho alojamiento, y medios que soportan el rotor para rotación alrededor de dicho eje longitudinal con relación al revestimiento exterior; rodeando dicha banda flexible dentro de dicho alojamiento dicho rotor y en contacto con una porción exterior de cada una de dichas paletas extensibles creando una cámara de fluido;

una pluralidad de medios de configuración controlados individualmente que apoyan dicha banda flexible y están espaciados alrededor de la circunferencia de dicho revestimiento exterior para controlar la forma de dicha banda flexible; y

al menos dos pares de pasajes en comunicación con dicha cámara de fluido en la que un primer par comprende una primera entrada y una primera salida y un segundo par comprende una segunda entrada y una segunda salida, extendiéndose cada par de dichos pasajes a través de una de dichas placas extremas, en el que dicho rotor y dichas paletas extensibles en la rotación alrededor de dicho eje longitudinal originan una circulación de fluido diferencial entre dichos dos pares de dichos pasajes según una forma seleccionada de dicha banda flexible, y, dicho hydristor comprende un primer medio compresor y un segundo medio expansor, de modo que dicha primera entrada y dicha primera salida comunican fluidamente con dicho primer medio compresor y dicha segunda entrada y dicha segunda salida comunican fluidamente con dicho segundo medio expansor.