DE3815606C2 - - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Wärmekraftmaschine gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1. Derartige Maschinen gehören zur Gattung der Heißluft- bzw. Stirlingmaschinen, die unter Wärmezufuhr und Kühlung als Motoren arbeiten, und als Wärmepumpe arbeiten, wenn sie angetrieben werden.

Bei den Heißluft- oder Stirlingmaschinen existieren we­ sentliche Problembereiche:

• a) Die Nutzung von Niedertemperaturwärme ab ca. 80 Grad Celsius;
• b) Die Abdichtung des unter Druck stehenden Arbeits­ gases gegen die Umgebung;
• c) Die Energieübertragung von der Wärmequelle durch die Wandung eines Arbeitszylinders auf das Ar­ beitsgas. Die Oberfläche des Wärmeaustauschers, der die Aufgabe hat, das Arbeitsgas zu erhitzen, befindet sich praktisch im Zylinder der Stir­ lingmaschine. In allen Maschinen gibt es hier eine geometrisch konstante Wärmeaustauscherflä­ che bei sich änderndem Arbeits- und Kompressions­ volumen. Dies führt zu einer höheren Grädigkeit bei der Wärmeübertragung, und bedeutet eine mehr adiabate als die anzustrebende isotherme Zu­ standsänderung;
• d) Ein einstellbares Kompressionsverhältnis, um die Maschine der Leistungsfähigkeit der jewei­ ligen Wärmequelle anpassen zu können;
• e) Wärmerückgewinn.

Die US-PS 36 08 311 beschreibt eine solche Wärmekraftma­ schine, in der in 2 Kammern unter einem Gaspolster eine Flüssigkeit bewegt wird. Aus dem Flüssigkeitsbereich wer­ den 2 Leitungen mit je einer Pumpe und einem Wärmeaus­ tauscher herausgeführt, und über Einspritzdüsen wieder in den Gasraum der Kammer geführt. Unter dem Einfluß der Heißberegnung dehnt sich das Gas in der einen Kammer aus, während es in der 2. Kammer unter dem Einfluß der Kalt­ beregnung kontrahiert.

Die mit dem Gas sich bewegende Flüssigkeit treibt über je 2 Rückschlagventile in einer Vor- und einer Rücklauf­ leitung unterhalb beider Kammern in einem "Arbeitsbereich" eine Turbine an. Ein Zeittaktgeber steuert die 4 alter­ nierend arbeitenden Pumpen. Ein Wärmerückgewinn ist mög­ lich durch Quereinspritzen der heißen Flüssigkeit und Auf­ fangen derselben in einer gesonderten Rinne.

Dabei ergeben sich folgende Nachteile:

• - Der volumetrische Nutzungsgrad der Maschine ist gering, da sie nicht den Aufbau eines nennenswerten Kompressions­ verhältnisses ermöglicht. Es wird auch lediglich von ei­ ner "Kontraktion" des Gases auf der jeweils kalten Seite gesprochen. Eine Kompression des kalten Gases ergibt sich lediglich infolge der Ausdehnung des heißen Gases in der jeweils anderen Kammer unter dem Einfluß der relativ ho­ hen Gastemperatur - Thermische Kompression -. Niedere Temperaturen der Wärmequelle hätten eine geringere ther­ mische Kompression zur Folge und damit einen noch gerin­ geren volumetrischen Nutzungsgrad.
• - Strömungsverluste in den Rückschlagventilen sowie in den Umlenkstellen der Flüssigkeitsströmung vermindern zusätzlich den Wirkungsgrad dieser Maschine.
• - Die Flüssigkeit in der Maschine muß gleichzeitig die­ selbe sein wie die zur Wärmeübertragung einzuspritzende Flüssigkeit. Pro Kammer führen 2 Leitungen aus dem Flüs­ sigkeitsbereich heraus, jede mit einer Pumpe versehen, die alternierend - Stop- und GO-Betrieb - arbeiten muß. Das ist unwirtschaftlich und führt zu unnötigen Wärme­ verlusten infolge Mischung der heißen und kalten Arbeits­ flüssigkeitsströme mit der anderen Flüssigkeit. Bei der Ausführung dieser Maschine mit Wärmerückgewinnvorrichtung kann zwar die Pumpe in der heißen Leitung kontinuierlich arbeiten, sie muß aber in der jeweiligen "Kontraktions­ phase" in einem ventilgesteuerten Bypass arbeiten.
• - Die Quereinspritzung der heißen Flüssigkeit in dieser Ausführung mit Wärmerückgewinn kann konstruktionsbedingt nicht den ganzen Gasraum erfassen, so daß eher eine adia­ bate als eine isotherme Expansion erfolgt.
• - Der Taktgeber für die Einspritzpumpen und die Ventile im Arbeitsstrom der Flüssigkeit ist zeitgesteuert; das bedeutet, daß die Maschine nur mit zusätzlichem elektro­ nischen Aufwand auf Lastwechsel reagieren kann.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine einfach ausgestaltete gattungsgemäße Vorrichtung zu schaffen, die unter Vermeidung von Strömungsverlusten insbesondere mit Niedertemperaturwärme einsetzbar ist.

Die Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Hierdurch wird eine Ausführung mit minimalen Reibungsverlusten ermöglicht, die neben einem großen Wirkungsgrad, insbesondere die Verwendung von Nie­ dertemperaturwärme ermöglicht.

Eine erste bevorzugte Ausführungsform ergibt sich aus einer Kombination der Ansprüche 1 bis 5. Dadurch wird folgendes erreicht:

• - Die U-Rohr-förmige Zylinderanordnung mit Gasfüllung im oberen Zylinderbereich über der Flüssigkeit gewähr­ leistet eine hermetische Gasabdichtung. Über die Ein­ spritzdüsen kann das Gas nicht in die Umgebung gelangen; denn das nachgeschaltete Rohrleitungssystem mit Wärme­ austauscher, Pumpe und Verteiler kann dem Stand der Tech­ nik entsprechend gasdicht ausgeführt werden.
• - Um eine große Wärmeaustauschoberfläche zu bekommen, wird die Arbeitsflüssigkeit - das ist das Wärmeübertra­ gungsmedium - tropfenförmig über den ganzen Querschnitt verteilt im Zylinderkopf von oben nach unten auf das Ar­ beitsgas gesprüht. Somit wächst die Wärmeaustauschober­ fläche mit steigender Expansion.
• - Zum Zweck des Wärmerückgewinns der eingespritzten Ar­ beitsflüssigkeit fängt ein in einem Teleskoprohr beweg­ licher Trichter diesen Arbeitsflüssigkeitsstrom auf. Da­ bei sind für jeden Zylinder die Volumina der Entnahme­ rohrleitungen für die Arbeitsflüssigkeit inklusive der Volumina der Arbeitsflüssigkeit in der Pumpe und im Ver­ teiler (für einen Betriebspunkt der Maschine - konstante Schwingung des Kolbens und konstante Förderleistung der Pumpe -) so optimiert und durch Trimmstäbe in den Rohr­ leitungen regulierbar, daß sie ein gerades Vielfaches des Einspritzvolumens pro Halbschwingung betragen, so daß stets der jeweilige "kalte" Volumenstrom der einge­ sprühten Flüssigkeit für Abkühlung und Kompression des Gases am Ausgang des Verteilers über den Kühler, und der eingesprühte "warme" Volumenstrom für Erhitzung und Ex­ pansion des Gases immer über den Erhitzer geleitet wird.
• - Trichter, Rohrleitungen und Pumpengehäuse sind isoliert bzw. aus einem Material von geringer Wärmeleitfähigkeit, damit die Wärmeverluste des abwechselnd heißen und kal­ ten Arbeitsflüssigkeitsstroms klein gehalten werden kön­ nen.
• - Das über eine thermische Kompression hinausgehende Kom­ pressionsverhältnis wird erreicht dadurch, daß der Kolben im Verbindungsrohr über Kolbenstange in Verbindung mit dem Kurbeltrieb und der Schwungscheibe - oder der Läufer des Motors in der Linearmotor-Lineargenerator-Kombination - die Flüssigkeit unter dem Gaspolster in beiden Arbeits­ zylindern jeweils auf der kalten Seite bis zur auslegungs­ gemäßen Totpunktlage bewegt. Die dabei zu verrichtende Arbeit ist kleiner als der Gewinn an Ausdehnungsarbeit bei der nachfolgenden Expansion auf der heißen Seite.
• - Strömungsverluste in der Flüssigkeit sind minimiert dadurch, daß ein strömungstechnisch optimal zu gestal­ tendes Rohr mit bogenförmigen Umlenkstellen - ohne Ven­ tile - beide Arbeitszylinder verbindet. Ein Teil der kinetischen Energie der strömenden Flüssigkeit kann ge­ nutzt werden, Kompressionsarbeit zu verrichten.

Die Vorteile dieser Erfindung gegenüber bestehenden Heiß­ luft- oder Stirlingmaschinen insbesondere auch gegenüber der Maschine gemäß der US-PS 36 08 311 bestehen ins­ besondere darin, daß sie auch Niedertemperaturwärme nut­ zen kann.

• - Die Strömungsverluste in der Maschine sind wesentlich geringer als in der Maschine gemäß der US-PS 36 08 311.
• - Es ist pro Zylinder nur eine Pumpe, die auch noch kon­ tinuierlich arbeiten kann, nötig.
• - Bei der Wärmeübertragung mittels Beregnung in einen Trichter vermischen sich die eingesprühten Arbeitsflüs­ sigkeitsströme nicht mit der anderen Flüssigkeit und auch nicht mit sich selbst, dadurch werden weitere Wärmever­ luste vermieden.
• - Wärmerückgewinn ist möglich, dabei wird der Gasraum immer optimal von Arbeitsflüssigkeitstropfen durchsetzt.
• - Ein weiterer Vorteil besteht darin, daß die Masse des Arbeitsgases und das Kompressionsverhältnis in beiden Zylindern in weiten Grenzen variiert werden können, so daß die maximale Leistung der Maschine dem jeweiligen Temperatur- und Energiedichteangebot der Wärmequelle an­ gepaßt werden kann.

Eine zweite bevorzugte Ausführungsform ergibt sich aus einer Kombination der Ansprüche 1 und 6 bis 12. Hierdurch wird folgendes erreicht:

• - In der Maschine kann die Wärmeübertragung auf das Gas anders erfolgen als in der vorgenannten Maschine. Da hier kein alternierender Wärmeübergang nötig ist, sondern das eine Zylinderpaar konstant beheizt und das andere kon­ stant gekühlt wird, ergibt sich die Möglichkeit, das Gas nicht nur durch die Zylinderwandung, die innen noch Rip­ pen haben kann, zu beheizen bzw. zu kühlen; sondern, in­ dem auch die unter dem Gaspolster befindliche Flüssigkeit beheizt - bzw. im anderen Zylinderpaar gekühlt - wird, kann diese Flüssigkeit durch Spritzeinbauten im Zylinder dazu veranlaßt werden, während ihrer Bewegung ebenfalls zur Beheizung - Kühlung - des Arbeitsgases beizutragen, dadurch, daß durch Benetzung dieser Einbauten einerseits die dem Gas zugewandte Oberfläche vergrößert wird und andererseits die Oberfläche von Flüssigkeitspritzern im Gasraum den Wärmeübergang zusätzlich verbessert. Auch bei dieser Art der Wärmeübertragung wächst die Wärmeaus­ tauschoberfläche mit steigendem Expansionsvolumen.
• - Arbeitsflüssigkeitspumpen und Einspritzdüsen können hier entfallen oder anstelle der Einbauten den Wärme­ übergang verbessern.
• - Das Gas wird in dieser Maschine ähnlich dem Verdränger­ prinzip bei den bekannten Stirlingmotoren nach der Expan­ sion aus dem Expansionszylinder infolge der wieder auf­ steigenden Flüssigkeit ausgeschoben und über die Heiß- und Kaltregeneratoren in den phasenversetzt arbeitenden Kompressionszylinder gebracht.
• - Die reine Sinus-Bewegung der Kreuzschwingenkurbeltrie­ be bewirkt ein optimales Zusammenspiel zwischen Kompres­ sions- und Expansionsphase in den über Regeneratoren ver­ bundenen Zylindern mit besserem Kompressionsverhältnis als es in Kurbeltrieben mit Pleuelstangen zu erreichen wäre.
• - Der hermetische Gaseinschluß sowie die Minimierung der Strömungsverluste in der durch den Kolben bewegten Flüs­ sigkeit sind hier gewährleistet.
• - Eventuell sich einstellende ungleiche Verteilung der Flüssigkeit zu beiden Seiten der Kolben, wird in der Ru­ hestellung der Maschine bei entkoppelten Kreuzschwingen­ kurbeltrieben, die dann in gleicher Phasenlage ruhen, und bei Öffnung der Ventile 33-35 ausgeglichen dadurch, daß der dann überall konstante Gasdruck die Flüssigkeit über die Druckausgleichsleitungen wieder gleichmäßig zu beiden Seiten jedes Kolben verteilt.

Dabei ergeben sich folgende Vorteile:

• - Geringe Strömungsverluste in der Flüssigkeit.
• - Die Wärmeübertragung auf das Gas ist auch hier infolge der Oberflächen vergrößernden Einbauten im Gas- und Flüs­ sigkeitsbereich der Arbeitszylinder sowie durch die Spritz­ wirkung dieser Einbauten gut.
• - Da die Zylinder konstant beheizt bzw. gekühlt werden, gibt es keine Wärmeverluste, wie es sie letztlich durch Heiß-Kaltberegnung des Arbeitsgases gibt.
• - Der Wärmerückgewinn ist durch die Regeneratoren opti­ maler als bei der vorgenannten Maschine.
• - Es sind keine Ventile, Verteiler oder Taktgeber nötig. Die Einfachheit dieser Bauweise wiegt den Nachteil eines dem idealen Bewegungsablauf einer Verdränger-Maschine nur angenäherten Bewegungsablaufs auf. Dabei ist der durch die Kreuzschwingen-Kurbeltriebe erreichte Bewegungsablauf und damit das Kompressionsverhältnis immer noch besser, als wenn die Kolben durch Pleuelstangen-Kurbeltriebe be­ wegt würden.
• - Durch die U-Rohr-Anordnung der Zylinder ergibt sich eine doppeltwirkende Maschine. Nach je 90 Grad Kurbel­ wellendrehung gibt es einen neuen Arbeitstakt im Expan­ sionszylinderpaar.

Im folgenden wird die Erfindung anhand der Zeichnung der zwei Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Darstellung der ersten Ausführungsform; und

Fig. 2 eine schematische Darstellung der zweiten Ausführungsform.

Im Kopf beider Zylinder 1 und 2 befindet sich jeweils die gleiche Masse des unter hohem Druck - z. B. 50 bar - stehenden Arbeitsgases - ein Gemisch aus Wasserstoff und Helium -. Über elektrisch angetriebene Pumpen 3 und 4 wird Arbeitsflüssigkeit - Wasser - durch die Vertei­ ler 5 und 6 gedrückt. Die Durchflußrichtung des einen Verteilers ist jeweils entgegengesetzt der Durchfluß­ richtung des anderen; d. h. wenn 5 die Arbeitsflüssigkeit über den Erhitzer 7 leitet, dann leitet 6 sie zum Küh­ ler 8. Sowohl in 7 als auch in 8 befinden sich 2 von­ einander unabhängige Wärmeaustauschsysteme. Nach Durch­ gang durch 7 gelangt die Arbeitsflüssigkeit erhitzt auf die Temperatur T1 zur Einspritzdüse des einen Zylinders und nach Durchgang durch 8 gelangt der andere Flüssig­ keitsstrom auf T2 gekühlt zur Einspritzdüse des anderen Zylinders.

Die Beregnung des Arbeitsgases mit T1 warmer Arbeitsflüs­ sigkeit hat einen Druckanstieg auf P1 zur Folge und lei­ tet die Expansion des Gases ein. Die unter dem Gaspolster stehende Flüssigkeit wird entsprechend dem Druckanstieg aus dem Zylinder gedrückt, dazu im Gegentakt erfolgt im anderen Zylinder die Kompression des mit der Temperatur T2 beregneten Gases. Wegen der Kühlung findet hier keine adiabate, sondern eher eine isotherme Kompression statt, die einen geringeren Arbeitsaufwand als die adiabate Kom­ pression erfordert. Die Differenz zwischen der auf der einen Seite auf das Arbeitsgas übertragenen Wärmeenergie und der auf der anderen Seite aufgewendeten Kompressions­ arbeit ist - abzüglich der Reibungsverluste - der Arbeits­ gewinn dieses Arbeitstaktes, der sich als kinetische Ener­ gie der bewegten Flüssigkeitsmassen ergibt.

Im Totpunkt der Schwingung erfolgt der Arbeitswechsel; noch vor der Totpunktlage erfolgt der Energiewechsel in der Heiß-Kaltberegnung.

Fig. 1 gibt die Verhältnisse nach Erreichen der Tot­ punktlage der Flüssigkeitsschwingung wieder:

Das zuvor im linken Zylinder 1 komprimierte Arbeitsgas­ volumen ist jetzt der Ausgangszustand für die Expansion. Unter der Beregnung mit T1 stellt sich der dynamische Druck P1 ein. Auf der rechten Seite im Zylinder 2 wird das zuvor expandierte Gasvolumen jetzt gekühlt mit T2 kalter Beregnung. In 2 stellt sich der Druck P2 ein. Der Läufer 9 des Lineargenerators 10 steht links. Er hatte nach O-Durchgang der Schwingung die Kontaktleiste 11 betätigt und somit den erforderlichen Energiewechsel bereits vor Erreichen der gezeichneten Totpunktlage eingeleitet. Die Verteilerstellung ist der Zeichnung zu entnehmen.

Für einen Auslegungspunkt mit konstanter Schwingung und konstanter Leistungsabnahme sind die Volumina:

• 1. der Entnahmerohrleitungen aus den Zylindern in­ klusive der Volumina an,
• 2. der Pumpe und in,
• 3. dem Verteiler

so optimiert und durch Trimmstäbe in den Rohrleitungen regulierbar, daß der Energieaufwand für die Erhitzung und für die Abkühlung minimiert ist. Insgesamt sind die­ se 3 Volumina so zu bemessen, daß sie das doppelte Volu­ men - oder ein gerades Vielfaches - des pro Arbeitstakt und pro Zylinder einzusprühenden Arbeitsflüssigkeits­ volumens aufnehmen. Es wird damit bezweckt, daß der je­ weils warm eingesprühte Arbeitsflüssigkeitsstrom wieder über den Erhitzer 7 und der kalt eingesprühte Arbeits­ flüssigkeitsstrom wieder über den Kühler 8 geleitet wird. Die Entnahmerohrleitungen und die Wandungen des Pumpen- und Verteilergehäuses sind auf der Arbeitsflüssigkeits­ seite dem Stand der Technik entsprechend isoliert, so daß Wärmeverluste hier minimiert sind.

Der in der Flüssigkeit mitschwingende Läufer 9 des Li­ neargenerators 10 bewirkt in der zugehörigen Statorwick­ lung die Erzeugung elektrischer Energie. Durch die Abgabe der elektrischen Leistung wird eine weitere Verstärkung der Flüssigkeitsschwingung gebremst; die Schwingung und damit das Kompressionsverhältnis der Maschine werden so­ mit nach der Anlaufphase auf einen Wert konstant gehal­ ten, der bei gleichmäßiger Heiß-Kaltberegnung des Ar­ beitsgases in den Arbeitszylindern 1 und 2 der thermi­ schen Energieumsetzung entspricht und zusätzlich die Rei­ bungsverluste abdeckt. Falls die Reibungsverluste in der Flüssigkeitsströmung jedoch so hoch sind und - z. B. bei Lastwechsel - die im Lineargenerator 10 umgesetzte Ener­ gie zu hoch ist, kann es sein, daß die auslegungsgemäße Totpunktlage der Schwingung nicht erreicht wird. Hier verrichtet nun - ebenfalls über die Kontaktimpulse ge­ steuert - der Linearmotor 10 in der Kombination "Linear­ generator-Linearmotor" die restliche Kompressionsarbeit, bis die auslegungsgemäße Totpunktlage erreicht ist.

In Fig. 2 ist eine Maschine nicht in der Minimalkonfigu­ ration mit 4, sondern mit 8 Zylindern 21 bis 24 und 25 bis 28 dargestellt, die paarweise in U-Rohr-Anordnung über 2 Kreuzschwingen-Kurbeltriebe 29 und 30 zusammen­ arbeiten; je zu 2/3 mit Flüssigkeit gefüllt, darüber ein unter Druck stehendes Gaspolster. Im Verbindungsrohr je­ des Zylinderpaares befindet sich die gleiche Masse an Flüssigkeit zu beiden Seiten des Kolbens 31. Die Kolben 31 sind kraftschlüssig über Kolbenstangen mit den 2 Kreuz­ schwingen-Kurbeltrieben 29 und 30 verbunden, die während des Betriebes der Maschine über eine Mitnehmerkupplung 32 um 90 Grad phasenversetzt miteinander verbunden sind. Die Abdichtung der Kolbenstangen jeweils im Flüssigkeits­ bereich des U-Rohr-Bogens entspricht dem Stand der Tech­ nik.

Im Stillstand sind die beiden Kurbeltriebe 29 und 30 ent­ koppelt und haben die gleiche Phasenlage; zusätzlich sind im Stillstand die Ventile 33 bis 35 geöffnet und verbin­ den somit alle Gas- und Flüssigkeitsräume miteinander. Auf diese Weise können im Stillstand evtl. ungleiche Flüssigkeitsverteilungen zu beiden Seiten der Kolben und im jeweils anderen Zylinderpaar über ventilgesteuerte Druckausgleichsleitungen ausgeglichen werden. Das Ventil 36 dient zum Gaseinfüllen in Verbindung mit den geöffne­ ten Druckausgleichsventilen 33, 34 und 35. Links von je­ dem Kurbeltrieb ist ein gekühltes Zylinderpaar mit den Zylindern 25, 26 bzw. 27, 28 links davon ein beheiztes Zylinderpaar mit 21, 22 bzw. 23, 24.

Über Heißregenerator 37 - dünne Gasleitung - Kaltregene­ rator 38 sind jeweils die Zylinder 21 mit 25, 22 mit 26, 23 mit 27 und 24 mit 28 verbunden. Man erkennt, daß die Flüssigkeitsoberflächen der jeweils kalten Zylinder 25 bis 28 um den Phasenwinkel 90 Grad später versetzt den gleichen Weg beschreiben wie die Flüssigkeitsoberflächen der zugehörigen heißen Zylinder 21 bis 24 bei Drehung der Kurbelwelle im Uhrzeigersinn. Pfeile neben den Zylin­ dern deuten auf die Bewegungsrichtung der Flüssigkeits­ oberfläche.

Der Mantel um jeden Zylinder soll jeweils andeuten, daß hier sowohl die Flüssigkeit wie auch das Gas mittels Heiz 39- und Kühleinrichtungen 40 beheizt bzw. gekühlt werden. In den Zylindern befindet sich ein spiralförmig aufgewickeltes Maschendrahtnetz - hier nicht mit einge­ zeichnet.

In der in Fig. 2 gezeigten Kurbelwellenstellung expan­ diert das Gas in Zylinder 24 und verrichtet Arbeit; hier herrscht zu diesem Zeitpunkt die größte Kolbengeschwin­ digkeit, während die Bewegung im Zylinder 28 aufgrund der Winkelstel­ lung der Kreuzschwinge sehr verlangsamt ist. Des weiteren wird zu diesem Zeitpunkt aufgrund der schnellen Aufwärts­ bewegung der Flüssigkeitsoberfläche in 23 das Gas nach 27 geschoben und dabei durch die Regeneratoren vorgekühlt.

Es setzt danach die Kompression des Gases in 27 ein. Die mit kalter Flüssigkeit benetzten Drähte sowie die kalte Zylinderwandung sorgen für die Wärmeabfuhr aus dem zu komprimierenden Gas in 27. 180 Grad später läuft in 23 der gleiche Expansionsvorgang ab wie jetzt in Fig. 2 gezeichnet in 24.

Um 90 Grad versetzt zu 24 und 23 sind die Zylinder 21 und 22; 90 Grad später als in 24 wird so in 21 die maxi­ male Ausdehnungsarbeit verrichtet. In dieser 8-Zylinder­ anordnung wird somit nach je 90 Grad Kurbelwellenumdrehung maximale Ausdehnungsarbeit verrichtet in der Arbeitsfol­ ge; 24 → 21 → 23 → 22.

Bei der minimalen 4-Zylinderanordnung mit den Zylinder­ paaren 21, 22 und 25, 26 erfolgt diese maximale Ausdeh­ nungsarbeit jeweils nach 180 Grad Kurbelwellenumdrehung.

Gegenüber dieser minimalen Zylinderanordnung hat die in Fig. 2 gezeichnete Anordnung den Vorteil, daß die Kol­ benstangenabdichtung 41 gegen die Atmosphäre nur an den kalten Zylinderpaaren ausgeführt werden muß.

Claims (12)

1. Wärmekraftmaschine zur Umwandlung thermischer Ener­ gie in kinetische Energie, mit mindestens zwei mit einem Verbindungsrohr jeweils zu einer U-Rohranord­ nung fluidisch verbundenen, Flüssigkeit und Gas ent­ haltenden Zylindern (1, 2; 21-24, 25-28), wobei jedem Zylinder (1, 2; 21-24, 25-28) Heiz- und Kühleinrich­ tungen (39, 40) zum Einbringen von Wärme oder Kälte in den Gasraum der Zylinder zugeordnet sind, wobei die Zylinder wechselweise aufgeheizt oder gekühlt werden und dadurch die Flüssigkeitssäule in Bewegung ver­ setzt wird, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Zylinder (1, 2; 21-24, 25-28) ausschließlich durch das Ver­ bindungsrohr verbunden sind und die Flüssigkeitsbe­ reiche der Zylinder (1, 2; 21-28) durch einen im Ver­ bindungsrohr mit der Bewegung der Flüssigkeit linear oszillierend beweglichen, energieübertragenden Kolben (9, 31) voneinander getrennt sind.

2. Maschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Flüssigkeitssprüheinrichtungen für in den Gasraum zu versprühende Wärmeübertragungsflüssigkeit mit Zu­ führleitungen verbunden sind, die über Heiz- bzw. Kühleinrichtungen (7, 8) mit von den Zylindern (1, 2) kommenden Rückführungsleitungen verbunden sind und daß die Sprüheinrichtungen wechselweise mittels Ver­ teiler (5, 6) mit einer Heiz- bzw. einer Kühleinrich­ tung (7, 8) verbindbar sind.

3. Maschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß in den Zylindern (1, 2) Trichter zum Auffangen der versprühten Flüssigkeit angeordnet sind, die mit den Rückführungsleitungen verbunden sind.

4. Maschine nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Steuerung der Verteiler (5, 6) von der Stellung des Kolbens (9) abnehmbar ist.

5. Maschine nach den vorangehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet, daß für jeden Zylinder (1, 2) die Vo­ lumina der Entnahmerohrleitungen für die Wärmeüber­ tragungsflüssigkeit für einen Betriebspunkt der Ma­ schine so optimierbar und durch Trimmstäbe in den Rohrleitungen regulierbar sind, daß sie ein gerades Vielfaches des Einsprühvolumens pro Halbschwingung betragen.

6. Maschine nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Zylinder (21-24) mindestens einer U-Rohranordnung mit Heizeinrich­ tungen (39) und die Zylinder (25-28) mindestens ei­ ner weiteren U-Rohranordnung mit Kühleinrichtungen (40) versehen sind und die Gasräume der mit Heiz­ einrichtungen (39) versehenen Zylinder (21-24) mit jeweils einem Gasraum eines mit einer Kühleinrichtung (40) versehenen Zylinders (25-28) in Gasverbindung stehen.

7. Maschine nach Anspruch 1 oder 6, dadurch gekenn­ zeichnet, daß die Kolben (31) zweier U-Rohranord­ nungen miteinander verbunden sind.

8. Maschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Kolben (31) phasenversetzt zueinander an Kurbeltrieben (29, 30) angreifen.

9. Maschine nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß Einbauten im Flüssigkeits- und Gasbereich eines jeden Zylinders bestehen, durch die während und nach ihrer Benetzung durch die beheizte bzw. gekühlte Wärmeübertragungsflüssigkeit diese in Tröpfchen ver­ teilt durch den Gasraum sprühbar sind.

10. Maschine nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Einbauten aus einem spiralförmig gewickelten Maschendrahtnetz bestehen.

11. Maschine nach einem der Ansprüche 8 bis 10, da­ durch gekennzeichnet, daß vier U-Rohranordnungen - zwei beheizte und zwei gekühlte Zylinderpaare (21-24, 25-28) - dahingehend zusammenwirken, daß je ein zu beheizendes und ein zu kühlendes Zylinderpaar gleich­ phasig auf einen Kreuzschwingenkurbeltrieb (29, 30) wirken.

12. Maschine nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Kolben (9, 31) im Verbindungsrohr zwischen beiden Zylindern (21-28) mindestens einer U-Rohranordnung als Läufer einer Linearmotor-Lineargenerator-Kombination (10) ausge­ bildet ist.