EP3320189A1 - Überkritischer kreisprozess mit isothermer expansion und freikolben-wärmekraftmaschine mit hydraulischer energieauskopplung für diesen kreisprozess - Google Patents

Überkritischer kreisprozess mit isothermer expansion und freikolben-wärmekraftmaschine mit hydraulischer energieauskopplung für diesen kreisprozess

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EP3320189A1
EP3320189A1 EP16723930.0A EP16723930A EP3320189A1 EP 3320189 A1 EP3320189 A1 EP 3320189A1 EP 16723930 A EP16723930 A EP 16723930A EP 3320189 A1 EP3320189 A1 EP 3320189A1
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EP
European Patent Office
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working
heat
piston
pressure
cylinder
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EP16723930.0A
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EP3320189C0 (de
EP3320189B1 (de
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Jan Trzcionka
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Nexus GmbH
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Nexus GmbH
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Publication of EP3320189B1 publication Critical patent/EP3320189B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
    • F01K7/32—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines using steam of critical or overcritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K3/00—Plants characterised by the use of steam or heat accumulators, or intermediate steam heaters, therein
    • F01K3/02—Use of accumulators and specific engine types; Control thereof

Definitions

  • the invention relates to a cycle process for a heat engine with external heat and a heat engine with external planteuhr, which operates according to the inventive cycle. Specifically, the invention relates to supercritical cycle processes and, furthermore, to heat engines designed with isothermal expansion with or without phase change.
  • the currently used heat engines in the lower power range up to 150kW mainly use hot gas processes without phase transformation with internal or external heat supply, whereby the maximum working pressure is usually below 150 bar.
  • the Rankine process as a high-pressure process with phase transformation is now almost exclusively used in large multi-stage water or ORC steam turbines in the upper power range.
  • Hot gas process with internal combustion very good heat input at high speed, high compression work, no recuperability, 5 high cooling losses, high pressure and temperature difference, wear and corrosion very high (for example internal combustion engines);
  • Hot gas process with external combustion poor heat input therefore high heater temperatures at high speeds from 300 to 3500 rpm, little or no compaction work, good recuperability, low cooling losses, mean pressure and temperature difference, wear and corrosion low, sealing problems of the Working medium (eg Stirling engines, gas turbines);
  • Working medium eg Stirling engines, gas turbines
  • the patent US 3 237 403A describes a supercritical cycle with phase transformation.
  • C02 is proposed for turbines with isentropic expansion and waste heat recuperation via a countercurrent heat exchanger. Due to the internal cooling of the working medium after isentropic expansion, only a portion of the heat supplied can be recuperated. The return of the working medium and the pressure build-up happens under energy losses classically over condenser and boiler feed pump. In sum, therefore, only small improvements in expansion rate and energy efficiency can be achieved.
  • Patent DE 10 2008 04 28 28 B4 uses liquid pistons for a classic Stirling cycle.
  • the alternating immersion in a structured heat exchanger improves the isothermal heat transfer during compression and expansion and small dead spaces. Recuperation takes place in the gas area via countercurrent heat exchangers.
  • the fluid seal and energy conversion requires a heat-resistant fluid at very high gas temperatures and appropriate fluid fittings.
  • the patent application DE 34 27 219 AI relates to a supercritical steam engine cycle process in which serving as a working, in the supercritical temperature range and pressure range directly recovered from the liquid phase, at constant supercritical pressure further superheated hot or cold gas supplied to a gas turbine in the same up close expands adiabatically or polytropically to the critical point of the working substance and the cooling of the gas is taken to 5 before its complete liquefaction by means of a heat pump and / or expansion chamber.
  • the patent application US 2013/0151576 AI relates to a system with a closed cycle for waste heat utilization, comprising a heat exchanger, the heat from an external Transferring heat source to a working medium, an expansion machine in fluid communication with an outlet of the heat exchanger and configured to expand the working medium and produce mechanical energy, a recuperator fluidly connected to an outlet of the expansion machine, and configured; Removing heat from the working medium, a condensing unit in fluid communication with an outlet of the recuperator and configured to condense the working medium, and a pump in fluid communication with an outlet of the condensing unit and configured to form the condensed working medium to pump back into the recuperator, wherein the recuperator is in fluid communication with the heat exchanger, so that the working fluid follows a closed path.
  • the patent US 8,783,034 B2 relates to a thermodynamic cycle for hot days, in which a pump drives a working fluid through a heat exchanger, where it is heated and is expanded by a turbine. Thereafter, it is cooled to ambient temperature and liquefied by a multi-stage compressor with Eisenkühiung.
  • the patent US 8,006,496 B2 relates to a motor with working fluid in a closed circuit with at least one pump for the pressure build-up in the fluid and for the further pressure build-up during the recuperative heat absorption, and a heater to the fluid over its critical temperature to its max. To bring working temperature.
  • the output is followed by an expander for mechanical energy conversion with reflux to the recuperative heat exchanger.
  • the patent US 4 077 214 A relates to a heat engine for condensable wet steam as a working medium, consisting of cylinder and a piston. In the upper dead space, the heat input is tuned to a certain minimum possible dead space volume.
  • the object of the invention is to improve the thermodynamic efficiency over the cycle while avoiding the main disadvantages and taking advantage of certain advantages of the above-mentioned methods.
  • the aim is also to increase longevity, low production costs and flexibility with regard to the heat source.
  • a major problem of high-compression Stirling engines is also the sealing of the working fluid to the outside and the subsequent Energyiückkopiung.
  • a supercritical cycle with phase transformation is provided for heat engines with working space-external heat supply, whereby a working medium in a working space under working space-external heat supply is expanded supercritically at a predetermined upper working temperature
  • the external heat energy supply during the isothermal expansion and all process steps except the isothermal expansion are made possible by a recuperation of the heat energy for using the heat buffer device.
  • the difference between the predetermined upper working temperature and the predetermined lower working temperature is greater than 150 Kelvin, in particular several 100 Kelvin, and wherein the lower working pressure is at least above the critical pressure of the working medium and the difference between the upper working pressure and the lower Working pressure is more than 50 bar, in particular several hundred bar and wherein the expansion rate is more than seven times the liquefied working volume.
  • the invention comprises a heat engine with external heat supply and hydraulic energy extraction for carrying out a thermodynamic cyclic process with isothermal expansion, isochoric pressure buildup and isobaric work volume expansion and work volume contraction, for carrying out the cycle according to the invention, comprising: at least one working cylinder and one contraction cylinder, wherein in the working cylinder a working piston is arranged to be movable to and fro, which defines a working space in which a working medium is periodically contractible and expandable,
  • a control piston is arranged to reciprocate, wherein in the contraction cylinder further a heat storage device is arranged, wherein the heat storage device stores heat energy during the work volume contraction and provides the stored heat energy for the subsequent isochoric pressure build-up and further isobaric expansion,
  • a heating device for supplying working space-external heat is arranged, by means of which the working fluid in the cylinder is heated isothermally, wherein in the working cylinder further comprises a thermally conductive oscillator piston is arranged, which is movable in the expanding working space of the working cylinder and forth for transmitting external Heat is designed via the cylinder wall into the working medium, wherein the oscillator piston has openings in its axial direction 5, which are dimensioned so that the working fluid is forced through turbulent and swirled after exiting the oscillator piston in the working cylinder.
  • hydraulic areas are provided which are under the same pressure as the working fluid in the working space and transmit a volume change of the working fluid to the outside of the working space and ensure additional hermetic sealing of the working space.
  • the heat engine may comprise: a master drive in the form of a cam or a linear actuator for actuating the control piston and a slave drive in the form of a linear or linear actuator, which is synchronized with the master drive and is axially connected to the oscillator piston, and wherein the master drive and the slave drive for the purpose of differential pressure compensation are either completely or partially within the hydraulic ranges.
  • the heat engine may have: Each a pressure chamber externally driven magnetic coupling, which is magnetically coupled to the oscillator piston from the outside, and a pressure-externally driven magnetic coupling, which is magnetically coupled to the control piston from the outside displaceable.
  • the heat engine may comprise a static regenerator and heat sink or a movable regenerator connected to the control piston.
  • the contraction cylinder can be dimensioned such that it can accommodate the entire liquefied working medium.
  • cooling devices can be arranged on the contraction cylinder.
  • the working piston can be designed as an extended free piston and medium separating piston between the working space and the hydraulic area, the piston piston tions on the side of the cold pole outside the hot working space, wherein the cold pole can be provided with a cooling device.
  • control piston can be designed either with piston seals as a media separating piston between the cold region of the working chamber and the hydraulic region or within the cold region of the working medium as a displacer without piston seals.
  • the heater can be used as a combustion head with heat exchanger ribs or formed as an insulated heating sleeve, which is filled with a heat transfer medium.
  • the entire machine can be designed as a low-speed rotor with a high maximum working pressure and a high expansion rate.
  • the invention relates to a cyclic process that allows almost complete conversion of heat into mechanical energy and implement the reciprocating device to this.
  • This completely supercritical circular process with isothermal expansion allows a very high rate of recuperation despite phase change, since every change in the energy of the working medium in the upper and lower isobars is associated with a non-latent temperature change at about the same level.
  • the isothermal expansion also allows the greatest possible expansion ratio of the working medium in the context of this cycle. It exceeds that of pure, externally heated hot gas engines by a maximum of 1: 3 by a multiple. Since the pressure is built up (see point 3 to point 4 in Fig. 1), also eliminates the mechanical Vorverdichtungsarbeit.
  • the device according to the invention is provided with a hydaulischen energy conversion.
  • the isothermal expansion (1-2) of the gaseous working medium is realized by supplying heat through the cylinder wall and an oscillator piston with turbulator slots, which oscillates linearly in the increasing working space.
  • the working piston is designed as a hollow free piston with sealing rings at the cold end and follows, as well as the oscillator piston drive, the stroke of the control piston, which is driven by the external master drive. All external piston actuators are operated with virtually no force with hydraulic pressure equalization and require only low mechanical energy input due to the process. Due to the elongated design, the device has a high thermal resistance in the direction of the hydraulic pressure chambers or cold poles and requires process-related relatively little external cooling.
  • the invention is associated with the following priorities and advantages: Flexibility in the selection of the heat carrier and high efficiency.
  • the machine according to the invention Due to the supercritical cyclic process, the machine according to the invention (according to FIG. 3) uses a working medium with an upper working pressure of several 100 bar, high specific density and therefore high thermal conductivity. Since this cycle always runs above the critical pressure of the wet steam curve, all heat exchanges are non-latent, i. associated with a temperature gradient. This allows in principle the heat recovery in the area of isobaric expansion or contraction in a countercurrent heat exchanger or recuperator and is already utilized in hot gas processes. However, the special feature of the supercritical cycle process is that at the same time a phase transformation takes place, provided that the lowest process temperature Tu is below the critical temperature of the working medium.
  • the two-cylinder variant with 180 ° phase offset is chosen to achieve the most uniform possible hydraulic energy extraction.
  • the number of cylinders can be configured from one to several, with a pressure accumulator and a leak oil pump should be used to puêtropin the lower working pressure.
  • hydraulic components incl. Hydraulic motor, hydraulic seals, valves and hoses series parts from 220 to 700 bar can be used.
  • the system is designed to be stretched to maximize thermal resistance (similar to ohmic resistance) from the hot working zone to the cold zones at both ends of the cylinder, thus minimizing cooling losses.
  • Fig.1 idealized supercritical (T-p-v-p) cycle after the machine of the invention operates on the example of the log-ph diagram of CO2 as a working medium;
  • FIG. 2 shows a hydraulic circuit of the machine in a double-cylinder arrangement for energy output
  • Fig.3 Two working cylinders in the preferred design with 180 ° phase offset and mechanical control
  • FIG. 4 Structure as in FIG. 3 with control via internal differential pressure compensated linear actuators
  • Fig.5 Design variant with magnetically coupled external servo drive with differential pressure compensation and the control piston as a plunger without media separation;
  • Fig.6 Off-time control curves of the 3 actuators.
  • Fig. 1 is an idealized log-ph diagram of the supercritical isothermal (Tp-vp) cycle according to which this system operates in accordance with the invention.
  • the idealized cycle runs around to the right through the vertices 1 to 4 using the example of the working medium C02. It is completely above the critical pressure and just below the critical temperature of the working medium to achieve a phase change from the liquid to the supercritical gas state.
  • the temperature range of the heat source is therefore crucial for the selection of the working medium (eg CO 2, NH 3, other refrigerants, water, etc.). Due to the phase change and the isothermal external heat supply, an expansion ratio> 10 can be achieved despite the high process pressures.
  • the isobaric expansion is carried out by further heat supply from the recuperator (or a countercurrent heat exchanger with heat removal from point 2 to point 3).
  • the constant upper working pressure po during this process is independent of the working medium and is determined solely by the generator counter-moment. The higher the difference between the upper and lower working pressure, the higher the turnover.
  • Fig.2 the circuit diagram for the hydraulic energy conversion of the translation is shown in a continuous rotation with translation to generator speed.
  • Generator 20 is connected via a coupling with hydraulic motor 22 and flywheel 21.
  • the high pressure side HD is alternately filled by the check valves 25.1 via the respective high pressure lines 26.1 of the working cylinder. Possible pressure peaks are smoothed with the pressure control valve 24.1.
  • the low pressure side ND allows the oil return from the hydraulic motor 22 in the working cylinder via the check valves 25.2 and the respective low pressure lines 26.2 of the working cylinder.
  • the pressure level on the low pressure side ND is maintained with the pressure regulating valve 24. 2, the pressure accumulator 28 and the leak oil pump 29.
  • the lines 27 are bypass lines to allow pressure equalization between both ends of the working cylinder.
  • the preferred construction is shown in two-cylinder arrangement with 180 ° phase offset with mechanical control, as at burner temperatures up to 1200 ° C for the supercritical cycle according to claim 1-4 (Fig.l) but also with real hot gas (eg Air, helium, etc.) can be used with the same process flow.
  • real hot gas eg Air, helium, etc.
  • the duty cycle in the upper cylinder starts with the isothermal expansion stroke of the working piston 3 after the control piston 1 has been extended to the maximum of the common master cam drive lb-ld.
  • the working piston 3 is a differential free piston, which always strives for the two-sided pressure balance and is moved by the slightest pressure differences. It is designed as an insulating hollow piston with inner tube and seals near the cold pole at HR1.
  • the gaseous working medium in the working chamber AR is reheated uniformly by means of the oscillating piston 5, which has been heated via the cylinder wall 4. This oscillates during expansion with increasing amplitude between the solid liquefaction cylinder 2 and the working piston 3 back and forth.
  • the respective oscillator piston is moved by a linear slave servo drive 5.b, which is synchronized with the master drive lb-ld.
  • the oscillator piston 5 has circumferentially in the axial direction of fine slits through which the working gas is pushed through turbulent, and then swirled. This ensures that whenever possible every molecule of the working gas with the hot oscillating piston 5 and the cylinder wall 4 comes into contact again during the expansion and is thus reheated.
  • the working pressure decreases continuously, while the temperature of the working gas and the surrounding components around the working space AR by the external heat supply remain approximately constant. As a result, the formation of alternating voltage cracks and temperature fluctuations in this highly stressed cylinder region 4 is prevented.
  • the back contraction or re-liquefaction in AR takes place continuously and simultaneously with the retraction movement of the control piston 1 over the entire path.
  • the oscillator piston rests against the working piston 3 and is passively moved by it.
  • the remindkontratation or re-liquefaction is isobaric, the lower system pressure pu via a pressure control valve, a leak oil pump and a pressure accumulator is kept stable. Almost all of the heat removal can take place non-latently via the regenerator 7 in accordance with the cycle in FIG.
  • the advantage of a regenerator over a countercurrent heat exchanger is that it can be used e.g. Made of pressure-stable fine steel wire and therefore allows a maximum surface and turbulence of the working medium even at the highest working pressures.
  • the regenerator can be over-dimensioned with regard to the heat storage capacity per stroke in order to ensure the greatest possible heat exchange.
  • Heat sink 6, contraction cylinder 2 and hydraulic range HR1 are adequately cooled by a water-cooling jacket or air cooler 8.
  • the optional water cooling jacket or air cooler 9 should also prevent the heating in the direction of HR2. This heat dissipation depends primarily on the thermal resistance of the thermal bridges from AR to HR1 and HR2 and is not (as usual) due to the cycle. It thus also serves to maintain the temperature gradient between the hot pole in AR and the cold poles in HR1 and HR2 and requires comparatively small amounts of cooling water.
  • the working medium can be used for cooling and preheated fresh water or heating water.
  • the following isochore pressure build-up is instantaneously realized by pushing out the control piston of a small subset of the contracted or liquid working medium via recuperative heat supply.
  • the associated successive pressure equalization is only possible in cyclic work processes and not in continuous processes (for example, turbines with boiler feed pump). It reduces the work required to build up the working pressure on the back pressure of the working medium. Because of the external rod drive 1.a comes here still the differential piston work (stroke x rod cross-section) of the control piston added.
  • the isolated combustion chamber 10 has the task to guide the fuel gases so that they transfer the heat of the fuel gases optimally to the cylinder ribs of the working cylinder 4.
  • the still hot exhaust gases (just above To) are then used via a separate countercurrent heat exchanger either for burner air preheating or heating of heating or service water.
  • Both the control pistons and the oscillator pistons are moved by means of linear drives or hydraulic cylinders. They are located within the hydraulic fluid in HR 1 and HR 2 in complete differential pressure compensation.
  • the drive motors can also be arranged outside the pressure chamber HR 1 and HR 2 via rotary feedthroughs.
  • the mechanical structure is simpler and less subject to wear. This version is therefore useful for larger, cost-intensive systems, where it depends primarily on durability and reliability.
  • FIG. 5 shows a modification of the design according to FIG. 3, which is particularly useful for low-temperature applications.
  • the entire system is hermetically sealed and the actuators are moved with magnetic couplings and differential pressure compensation.
  • the control piston is designed here as a purely sealless displacer 1 with magnet ring 1.a and recuperator 1.c as an assembly. He is completely inside the working medium and is moved over the magnetic ring 1.b.
  • the use of low temperature may require a working fluid whose critical temperature is below ambient temperature.
  • the liquefaction temperature around the displacer 1 must be at least 10 K below this critical temperature. This can be achieved, for example, via a small external heat pump. Since hydraulic oil becomes viscous at these degrees of coldness or falls below its pour point and seals become brittle, this version has been equipped with a sealless displacer 1. However, the thermal resistance is lower here compared to the version in FIG. 3, which results in higher cooling losses in the region HR1.
  • insulated heating sleeves 4 with heating water or heat transfer oil.
  • the oscillator piston 5 is here moved with a hollow magnet rod 5.a via a magnet ring 5.b.
  • the hydraulic fluid in HR2 can flow around and around the magnet rod, ensuring full pressure balance and minimal flow resistance. The cooling on this page can be omitted, provided that the working temperature of the working medium does not exceed the limit temperature of the hydraulic oil in the room HR2 inadmissible.
  • the entire arrangement is to be isolated as best as possible (FIGS. 10 and 11), since the cold pole in the area HR1 may be below, and the hot pole in the working space AR above the ambient temperature, and these will be adversely affected in both cases.
  • control points 1 to 4 relate to the cycle process according to the invention according to FIG. 1, but can also be used for a normal hot gas process, whereby the working pressure and the expansion rate should be lower here.

Abstract

Überkritischer Kreisprozess, der eine fast vollständige Umwandlung von Wärme in mechanische Energie ermöglicht, und Hubkolben-Vorrichtung, um diesen umzusetzen. Die isotherme Expansion des gasförmigen Arbeitsmediums wird durch Wärmezufuhr über die Zylinderwandung und einen Oszillatorkolben mit Turbulatorschlitzen realisiert, der im sich vergrößernden Arbeitsraum linear oszilliert. Fast die gesamte äußere Wärmezufuhr erfolgt während der isothermen Expansion bei langsamer Hubfrequenz, während alle anderen Schritte: isochorer Druckaufbau, isobare Expansion und isobare Rückverflüssigung fast vollständig mithilfe des internen Rekuperators realisiert werden. Der Arbeitskolben ist als hohler Freikolben mit Dichtringen am kalten Ende ausgeführt und folgt, ebenso wie der Oszillatorkolbenantrieb, dem Hubverlauf des Steuerkolbens, der vom externen Masterantrieb angetrieben wird. Alle externen Kolbenantriebe werden weitgehend kraftneutral mit hydraulischem Druckausgleich betrieben und erfordern prozessbedingt nur geringe mechanische Energiezufuhr. Aufgrund der gestreckten Ausbildung hat die Vorrichtung einen hohen Wärmewiderstand in Richtung der hydraulischen Druckräume bzw. Kältepole und erfordert prozessbedingt relativ wenig externe Kühlung.

Description

Überkritischer Kreisprozess mit isothermer Expansion und Freikolben-Wärmekraftmaschine mit hydraulischer Energieauskopplung für diesen Kreisprozess
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung betrifft einen Kreisprozess für eine Wärmekraftmaschine mit äußerer Wärmezuruhr sowie eine Wärmekraftmaschine mit äußerer Wärmezuruhr, die gemäß dem erfinderischen Kreisprozess arbeitet. Speziell betrifft die Erfindung überkritische Kreisprozesse und des Weite- ren Wärmekraftmaschinen, die mit isothermer Expansion mit oder ohne Phasenwechsel ausgelegt sind.
Hintergrund und Stand der Technik
Die gegenwärtig eingesetzten Wärmekraftmaschinen im unteren Leistungsbereich bis 150kW nutzen überwiegend Heißgasprozesse ohne Phasenumwandlung mit innerer oder äußerer Wär- mezufuhr, wobei der maximale Arbeitsdruck meist unterhalb 150 bar liegt. Der Clausius-
Rankine-Prozess als Hochdruckverfahren mit Phasenumwandlung kommt heute fast ausschließlich nur noch in großen vielstufigen Wasser- oder ORC-Dampfturbinen im oberen Leistungsbereich zur Anwendung.
Alle heute üblichen Systeme wurden nach den idealen Gas- oder Verdampfungs-Kreisprozessen optimiert, wobei der Carnot-Kreisprozess mit seinen isothermen Anteilen als unerreichbare Grenze gilt. Diese Systeme weisen aber folgende Eigenschaften auf, die jeweils in der Summe die Nutzarbeit und Lebensdauer verringern. Die sich daraus ergebenden Wirkungsgrade werden allgemein akzeptiert.
Heißgas-Prozess mit innerer Verbrennung: sehr guter Wärmeeintrag bei hoher Drehzahl, hohe Verdichtungsarbeit, keine Rekuperierbarkeit, 5 hohe Kühl Verluste, hohe Druck- und Temperaturdifferenz, Verschleiß und Korrosion sehr hoch (z.B. Verbrennungsmotoren);
Heißgas-Prozess mit äußerer Verbrennung: schlechter Wärmeeintrag daher hohe Erhitzertemperaturen bei hohen Drehzahlen von 300 bis 3500 U/min, geringe bzw. keine Verdichtungsarbeit, gute Rekuperierbarkeit, geringe Kühlverluste, mittlere Druck- und Temperaturdifferenz, Ver- schleiß und Korrosion gering, Abdichtungsprobleme des Arbeitsmediums (z.B. Stirlingmotoren, Gasturbinen);
Clausius-Rankine-Prozess (Wasser bzw. ORC): guter Wärmeeintrag und keine Verdichtungsarbeit in Flüssigphase, sehr schlechte Rekuperierbarkeit nur bei Überhitzung (Economizer), große Kühlverluste auf niedrigstem Temperaturniveau, hohe Druck- und geringe Temperaturdifferenz, höchstmögliche Drehzahlen (Turbinen mit mehrstufigem Aufbau daher sehr teuer), Verschleiß gering und Korrosion hoch (Dampfturbinen, Dampfmotoren). Alle modernen Systeme setzen heute auf die Maximierung von Arbeitstemperatur, Arbeitsdruck und Drehzahl, um Wirkungsgrad und Masse/Leistungsgewicht im„klassischen Sinne" zu verbessern. Ausnahmen davon sind nur im alternativen untersten Leistungsbereich (z.B. Solarwärmenutzung) zu finden. Eine isotherme Expansion bzw. Verdichtung erlaubt zwar die höchstmög- liehe Effizienz, steht aber den gegenwärtigen Systemen aufgrund der angestrebten kurzen Zykluszeiten diametral entgegen. Folgende Verbesserungen zu den klassischen Kreisprozessen und zu deren Umsetzung wurden bereits vorgeschlagen bzw. realisiert.
Das Patent US 3 237 403A beschreibt einen überkritischen Kreisprozess mit Phasenumwandlung. Vorgeschlagen wird C02 für Turbinen mit isentroper Expansion und Abwärmerekuperati- on über einen Gegenstrom-Wärmetauscher. Durch die innere Abkühlung des Arbeitsmediums nach der isentropen Expansion kann nur ein Teil der zugeführten Wärme rekuperiert werden. Die Rückführung des Arbeitsmediums und der Druckaufbau geschieht unter Energieverlusten klassisch über Kondensator und Kesselspeisepumpe. In der Summe sind somit nur geringe Verbesserungen bezüglich Expansionsrate und Energie-Effizienz erreichbar.
Im Patent DE 10 2006 02 85 61 B3 wird zur Annäherung an den isothermen Wärmeeintrag das Einspritzen einer heißen Flüssigkeit in das Arbeitsgas mit anschließendem Abpumpen vorgeschlagen. Der Motor ist ein großvolumiger Stirling-Langsamläufer mit oszillierender hydraulischer Energieauskopplung.
Im Patent DE 10 2008 04 28 28 B4 werden Flüssigkolben für einen klassischen Stirling- Kreisprozess verwendet. Durch das wechselnde Eintauchen in einen strukturierten Wärmetauscher verbessert sich die isotherme Wärmeübertragung bei der Verdichtung und der Expansion und geringen Toträumen. Die Rekuperation geschieht im Gasbereich über Gegenstrom- Wärmetauscher. Die fluide Abdichtung und Energieumwandlung setzt aber ein hitzeresistentes Fluid bei sehr hohen Gastemperaturen und entsprechende Fluidarmaturen voraus.
Die Patentanmeldung DE 10 2009 05 72 10 AI beschreibt einen Mehrzylinder-Stirlingmotor klassischer Bauart, bei dem eine überkritische Phasenumwandlung mit quasi isentroper Expansion genutzt wird, um den Wirkungsgrad zu verbessern. Die Probleme des isothermen Wärmeeintrages, der großen Gas-Toträume und Arbeitsraumabdichtung nach außen bleiben hier weiterhin ungelöst.
Die Patentanmeldung DE 34 27 219 AI betrifft einen überkritischem Dampfkraftmaschinen- Kreisprozess, bei dem ein als Arbeitsstoff dienendes, im überkritischen Temperaturbereich und Druckbereich unmittelbar aus der Flüssigphase gewonnenes, bei konstantem überkritischen Druck weiter überhitztes Heiß- oder Kaltgas einer Gasturbine zugeführt, in derselben bis nahe an den kritischen Punkt des Arbeitsstoffes adiabatisch oder polytropisch expandiert und die Abküh- lung des Gases bis zu seiner vollständigen Verflüssigung mittels einer Wärmepumpe und/oder Expansionskammer vor 5 genommen ist.
Die Patentanmeldung US 2013/0 152 576 AI betrifft ein System mit einem geschlossenen Kreisprozess zur Abwärmenutzung, umfassend einen Wärmetauscher, der Wärme von einer externen Wärmequelle in ein Arbeitsmedium transferiert, eine Expansionsmaschine, die in Fluidverbin- dung mit einem Auslass des Wärmetauschers ist und ausgestaltet ist, das Arbeitsmedium zu expandieren und mechanische Energie zu produzieren, einen Rekuperator, der in Fluidverbindung mit einem Auslass der Expansionsmaschine ist und ausgestaltet ist, Wärme von dem Arbeitsme- dium zu entfernen, eine Kondensationseinheit, die in Fluidverbindung mit einem Auslass des Rekuperators ist und ausgestaltet ist, das Arbeitsmedium zu kondensieren, und eine Pumpe, die in Fluidverbindung mit einem Auslass der Kondensationseinheit ist und ausgestaltet ist, das kondensierte Arbeitsmedium zurück in den Rekuperator zu pumpen, wobei der Rekuperator in Fluidverbindung mit dem Wärmetauscher ist, so dass das Arbeitsmedium einem geschlossenen Weg folgt.
Die Patentanmeldung US 2011/0 271 676 AI betrifft ein Verfahren, bei dem ein Arbeitsfluid hinein, isentropisch und zweistufig expandiert wird. Danach erfolgt eine Kondensation in einem Wärmetauscher mithilfe des bereits rekombinierten verdichteten Arbeitsfluides.
Das Patent US 8 783 034 B2 betrifft einen thermodynamischen Kreisprozess für heiße Tage, bei welchem eine Pumpe ein Arbeitsmedium durch einen Wärmetauscher treibt, wo es erwärmt wird und über eine Turbine entspannt wird. Danach wird es auf Umgebungstemperatur gekühlt und durch einen mehrstufigen Kompressor mit Zwischenkühiung verflüssigt.
Das Patent US 8 006 496 B2 betrifft einen Motor mit Arbeitsfluid in geschlossenem Kreislauf mit mindestens einer Pumpe für den Druckaufbau im Fluid und für den weiteren Druckaufbau während der rekuperativen Wärmeaufnahme, sowie einer Heizvorrichtung um das Fluid über seine kritische Temperatur auf seine max. Arbeitstemperatur zu bringen. Am Ausgang folgt ein Expansionsorgan für die mechanische Energieumwandlung mit Rückfluss zum rekuperativen Wärmetauscher.
Das Patent US 4 077 214 A betrifft eine Wärmekraftmaschine für kondensierbaren Nassdampf als Arbeitsmedium, bestehend aus Zylinder und einem Kolben. Im oberen Totraum ist der Wärmeeintrag auf ein bestimmtes möglichst kleines Totraumvolumen abgestimmt.
Aufgabe
Aufgabe der Erfindung ist eine Verbesserung des thermodynamischen Wirkungsgrades über den Kreisprozess unter gleichzeitiger Vermeidung, der Hauptnachteile und unter Ausnutzung bestimmter Vorteile der eingangs aufgeführten Verfahren. Ziel ist weiterhin die Erhöhung der Langlebigkeit, geringe Herstellungskosten und Flexibilität bezüglich der Wärmequelle. Ein Hauptproblem von hochverdichteten Stirlingmotoren ist auch die Abdichtung des Arbeitsmediums nach außen und die nachfolgende Energieauskoppiung.
Der Einsatz soll vorrangig in der dezentralen Stromgewinnung als Alternative zu bisherigen Blockheizkraftwerken bzw. in deren Abgas-Nachverstromung, sowie in der Biomassenutzung und Geothermie erfolgen. Lösung
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Verfahren und Vorrichtungen gemäß den Ansprüchen gelöst.
Bereitgestellt wird demnach ein überkritischer Kreisprozess mit Phasenumwandlung für Wärme- kraftmaschinen mit Arbeitsraum-externer Wärmezufuhr, wobei ein Arbeitsmedium in einem Arbeitsraum unter Arbeitsraum-externer Wärmezufuhr isotherm bei einer vorbestimmten oberen Arbeitstemperatur überkritisch expandiert wird,
sodann isobar überkritisch mit einem vorbestimmten unteren Arbeitsdruck pu auf eine vorbestimmte untere Arbeitstemperatur rückverflüssigt wird, wobei die vorbestimmte untere Arbeits- temperatur unterhalb der kritischen Temperatur des Arbeitsmediums liegt, wobei die hierbei freiwerdende Wärmeenergie in einer Wärmezwischenspeichervorrichtung zwischengespeichert wird,
unter Wärmezufuhr aus der Wärmezwischenspeichervorrichtung ein isochorer Druckaufbau in der Flüssigphase erreicht wird,
unter Wärmezufuhr aus der Wärmezwischenspeichervorrichtung weiter isobar überkritisch mit einem vorbestimmten oberen Arbeitsdruck auf die vorbestimmte obere Arbeitstemperatur expandiert wird,
wobei der Kreisprozess stets oberhalb des kritischen Drucks der Nassdampfkurve des Arbeitsmediums abläuft.
Vorteilhafterweise erfolgt die externe Wärmeenergiezufuhr während der isothermen Expansion und alle Prozessschritte mit Ausnahme der isothermen Expansion werden durch eine Rekupera- tion der Wärmeenergie für mithilfe der Wärmezwischenspeichervorrichtung ermöglicht.
Weiter vorteilhafterweise ist die Differenz zwischen der vorbestimmten oberen Arbeitstemperatur und der vorbestimmten unteren Arbeitstemperatur größer als 150 Kelvin, insbesondere meh- rere 100 Kelvin, und wobei der untere Arbeitsdruck zumindest über dem kritischen Druck des Arbeitsmediums liegt und die Differenz zwischen dem oberen Arbeitsdruck und dem unteren Arbeitsdruck mehr als 50 bar beträgt, insbesondere mehrere hundert bar und wobei die Expansionsrate mehr als das Siebenfache des verflüssigten Arbeitsvolumens beträgt.
Weiter vorteilhafterweise wird durch Arbeitsraum-externen Wärmeentzug ein Kältepol über Wärmebrücken zum Wärmepol hin aufrechterhalten.
Des Weiteren umfasst die Erfindung eine Wärmekraftmaschine mit externer Wärmezufuhr und hydraulischer Energieauskopplung zur Durchführung eines thermodynamischen Kreisprozesses mit isothermer Expansion, isochorem Druckaufbau und isobarer Arbeitsvolumenexpansion und Arbeitsvolumenkontraktion, zur Durchführung des erfindungsgemäßen Kreisprozesses, aufwei- send: zumindest einen Arbeitszylinder und einen Kontraktionszylinder, wobei im Arbeitszylinder ein Arbeitskolbenhin und her beweglich angeordnet ist, der einen Arbeitsraum definiert, in dem ein Arbeitsmedium periodisch kontrahierbar und expandierbar ist,
Wobei im Kontraktionszylinder ein Steuerkolben hin und her beweglich angeordnet ist, wobei im Kontraktionszylinder des Weiteren eine Wärmezwischenspeichervorrichtun angeordnet ist, wobei die Wärmezwischenspeichervorrichtung Wärmeenergie während der Arbeitsvolumenkontraktion speichert und die gespeicherte Wärmeenergie für den anschließenden isochoren Druckaufbau und zur weiteren isobaren Expansion bereitstellt,
am Arbeitszylinder eine Erhitzereinrichtung zur Zuführung Arbeitsraum-externer Wärme angeordnet ist, mittels derer das Arbeitsmedium im Arbeitszylinder isotherm erhitzbar ist, wobei im Arbeitszylinder des Weiteren ein wärmeleitfähiger Oszillatorkolben angeordnet ist, der im expandierenden Arbeitsraum des Arbeitszylinders hin und her beweglich ist und zum Übertragen von externer Wärme über die Zylinderwandung ins Arbeitsmedium ausgestaltet ist, wobei der Oszillatorkolben Durchbrüche in seiner Axialrichtung 5 aufweist, welche so dimensioniert sind, dass das Arbeitsmedium turbulent hindurchgedrückt und nach Austritt aus dem Oszillatorkolben im Arbeitszylinder verwirbelt wird.
Vorteilhafterweise sind Hydraulikbereiche vorgesehen, die unter gleichem Druck stehen wie das Arbeitsmedium im Arbeitsraum und eine Volumenänderung des Arbeitsmediums nach außerhalb des Arbeitsraumes übertragen und eine zusätzliche hermetische Abdichtung des Arbeitsraumes gewährleisten.
Weiter vorteilhafterweise kann die Wärmekraftmaschine aufweisen: einen Master- Antrieb in Form einer Kurvenscheibe oder eines Linearaktuators zum Betätigen des Steuerkolbens sowie einen Slave- Antrieb in Form eines Lineargetriebes oder Linearaktuators, welcher mit dem Master-Antrieb synchronisiert ist und mit dem Oszillatorkolben axial verbunden ist, und wobei sich der Master-Antrieb und der Slave-Antrieb zum Zwecke des Differenzdruckausgleiches entweder vollständig oder teilweise innerhalb der Hydraulikbereiche befinden.
Weiter vorteilhafterweise kann die Wärmekraftmaschine aufweisen: Jeweils eine Druckraum- extern angetriebene Magnetkupplung, die mit dem Oszillatorkolben von außen verschiebbar magnetisch gekoppelt ist, und eine Druckraum-extern angetriebene Magnetkupplung, die mit dem Steuerkolben von außen verschiebbar magnetisch gekoppelt ist.
Weiter vorteilhafterweise kann die Wärmekraftmaschine einen statischen Regenerator und Kühlkörper oder einen mit dem Steuerkolben verbundenen beweglichen Regenerator umfassen.
Weiter vorteilhafterweise kann der Kontraktionszylinder derart dimensioniert sein, dass er das gesamte verflüssigte Arbeitsmedium aufnehmen kann.
Weiter vorteilhafterweise können am Kontraktionszylinder Kühleinrichtungen angeordnet sein.
Weiter vorteilhafterweise kann der Arbeitskolben als verlängerter Freikolben und Medientrenn- kolben zwischen dem Arbeitsraum und dem Hydraulikbereich aus gestaltet sein, der Kolbendich- tungen auf der Seite des Kältepols außerhalb des heißen Arbeitsraumes aufweist, wobei der Kältepol mit einer Kühlvorrichtung versehen sein kann.
Weiter vorteilhafterweise kann der Steuerkolben entweder mit Kolbendichtungen als Medien- trennkolben zwischen dem kalten Bereich des Arbeitsraumes und dem Hydraulikbereich oder innerhalb des kalten Bereiches des Arbeitsmediums als Verdränger ohne Kolbendichtungen ausgebildet sein.
Weiter vorteilhafterweise kann die Erhitzereinrichtung als Brennkopf mit Wärme tauscherrippen oder als isolierte Heizmanschette ausgebildet sein, die mit einem Wärmeträgermedium gefüllt ist.
Weiter vorteilhafterweise kann die gesamte Maschine als Langsamläufer mit hohem maximalem Arbeitsdruck und hoher Expansionsrate ausgestaltet sein.
Zusammengefasst betrifft die Erfindung also einen Kreisprozess, der eine fast vollständige Umwandlung von Wärme in mechanische Energie ermöglicht und die Hubkolben- Vorrichtung um diesen umzusetzen. Dieser vollständig überkritische Kreisprozess mit isothermer Expansion er- möglicht trotz Phasenwechsel eine sehr hohe Rekuperationsrate, da jede Energieänderung des Arbeitsmediums in der oberen und unteren Isobaren, mit einer nichtlatenten Temperaturänderung auf etwa gleichem Niveau verbunden ist. Die isotherme Expansion ermöglicht zudem das größtmögliche Ausdehnungsverhältnis des Arbeitsmediums im Rahmen dieses Kreisprozesses. Es übertrifft das von reinen, extern beheizten Heißgasmaschinen von maximal 1 :3 um ein Vielfa- ches. Da der Druckaufbau (vgl. Punkt 3 bis Punkt 4 in Fig. 1) erfolgt, entfällt auch die mechanische Vorverdichtungsarbeit. Dabei werden extrem hohe Drücke von mehreren 100 bar im fluiden Arbeitsmedium erreicht, die durch die Generatorlast mit Überdruckventil bestimmt werden. Um diese Drücke bei langsamer Hubfrequenz generatonsch umzusetzen und eine bestmögliche Abdichtung des Arbeitsraumes zu erreichen, ist die erfindungsgemäße Vorrichtung mit einer hyd- raulischen Energiewandlung versehen. Die isotherme Expansion (1-2) des gasförmigen Arbeitsmediums wird durch Wärmezufuhr über die Zylinderwandung und einen Oszillatorkolben mit Turbulatorschlitzen realisiert, der im sich vergrößernden Arbeitsraum linear oszilliert. Fast die gesamte äußere Wärmezufuhr erfolgt während der isothermen Expansion (1-2) bei langsamer Hubfrequenz, während alle anderen Schritte: isochorer Druckaufbau (3-4), isobare Expansion (4- 1) und isobare Rückverflüssigung (2-3) fast vollständig mithilfe des internen Rekuperators realisiert werden. Der Arbeitskolben ist als hohler Freikolben mit Dichtringen am kalten Ende ausgeführt und folgt, ebenso wie der Oszillatorkolbenantrieb, dem Hubverlauf des Steuerkolbens, der vom externen Masterantrieb angetrieben wird. Alle externen Kolbenantriebe werden weitgehend kraftneutral mit hydraulischem Druckausgleich betrieben und erfordern prozessbedingt nur ge- ringe mechanische Energiezufuhr. Aufgrund der gestreckten Ausbildung hat die Vorrichtung einen hohen Wärmewiderstand in Richtung der hydraulischen Druckräume bzw. Kältepole und erfordert prozessbedingt relativ wenig externe Kühlung.
Die Erfindung ist mit folgenden Schwerpunkten und Vorteilen verbunden: Flexibilität bei der Auswahl des Wärmeträgers und hoher Wirkungsgrad.
Beide Forderungen können durch die äußere Verbrennung mit rekuperativer Brennerluftvorwär- mung ideal gelöst werden.
Da Turbinen im unteren Leitungsbereich zu teuer und zu ineffizient sind, kommt hier bisher al- lein der Heißgas- oder Stirlingmotor zum Einsatz. Allerdings haben viele Probleme seine größere Verbreitung verhindert wie Dichtigkeit, schlechter isothermer Wärmeeintrag, Totraumverluste, kompliziert, zu komplex, zu teuer. Bei Verbrennungsmotoren mit innerer Verbrennung ist eine Vorwärmung der Ansaugluft generell nicht möglich, da der proportional sinkende Füllungsgrad dem entgegensteht. Die Brennstoffwahl ist ebenfalls sehr begrenzt.
Ein möglichst isothermer Wärmeeitrag
Dieser benötigt Zeit, eine möglichst große Wärmetauscherfläche und einen hohen Wärmeleitwert des Arbeitsmediums. Dem stehen aber die Anforderung an eine möglichst hohe Drehzahl und geringe Totraumverluste entgegen. Daher stellen die gängigen Stirlingmotoren und Gasturbinen immer nur einen Kompromiss diesbezüglich dar.
Geringe bis keine Verdichtungsarbeit
Dies gelingt nur bei zyklisch arbeitenden Kolbenmaschinen unter isochorer Wärmezufuhr bei kraftneutraler oder differenzdruckneutraler Verschiebung eines bestimmten Arbeitsvolumens über die äußere Wärmequelle.
Die erfindungsgemäße Maschine (nach Fig.3) verwendet aufgrund des überkritischen Kreispro- zesses ein Arbeitsmedium mit einem oberen Arbeitsdruck von mehreren 100 bar, hoher spezifischer Dichte und daher hohem Wärmeleitwert. Da dieser Kreisprozess immer oberhalb des kritischen Drucks der Nassdampfkurve verläuft, sind alle Wärmetauschvorgänge nichtlatent, d.h. mit einem Temperaturgradienten verbunden. Dies ermöglicht prinzipiell die Wärmerückgewinnung im Bereich der isobaren Expansion bzw. Kontraktion in einem Gegenstrom- Wärmetauscher oder Rekuperator und wird bei Heißgasprozessen bereits ausgenutzt. Das Besondere des überkritischen Kreisprozesses ist aber, dass dabei gleichzeitig eine Phasenumwandlung stattfindet, sofern die tiefste Prozesstemperatur Tu unterhalb der kritischen Temperatur des Arbeitsmediums liegt. Das ergibt prinzipiell eine hohe Expansionsrate in der Gasphase und keine Verdichtungsarbeit (bei isochorer Wärmezufuhr) in der Flüssigphase. Da die erforderliche externe Wärmezufuhr fast ausschließlich isotherm erfolgt, wird theoretisch eine nahezu vollständige Energieumwandlung erreicht. Die Einsatzmöglichkeiten des Systems werden durch die Wahl des Arbeitsmediums bestimmt und können auch noch im Bereich der Nachverstromung, Geothermie, oder Solarther- mie liegen. Die kritische Temperatur des Arbeitsmediums sollte dabei immer knapp über der des Kältepols, und möglichst weit unterhalb der maximalen Arbeitstemperatur To liegen. Der maxi- male Arbeitsdruck po wird allein durch das Gegenmoment des Generators bestimmt, sollte aber zweckmäßigerweise im Bereich von Hydraulikanlagen liegen.
Durch dieses Zusammenspiel der Einzelkomponenten wird bei Hubfrequenzen von etwa 1/s die gleiche Leistung erzielt wie bei einem Helium-Stirlingmotor mit gleichem Hubvolumen bei unter 100 bar und 1500 U/min. Der hohe Wärmeleitwert des überkritischen, teilweise flüssigen Ar- beitsmediums und die geringe Hubfrequenz unter Mitwirkung eines Oszillatorkolbens als aktiver Wärmeübertrager ist die erfindungsgemäße Basis für einen, annähernd isothermen Wärmeeintrag während der Expansion. Aufgrund der geringen Kolbengeschwindigkeit, des sauberen Arbeitsmediums und der hydraulischen Energieauskopplung und Schmierung, hat dieses System eine weitaus höhere Lebensdauer und geringeren Verschleiß als derzeit übliche Heißgasmaschinen. Das Hydrauliköl steht hinter den beidseitigen Medien-Trennkolben immer im Druck- Gleichgewicht zum Arbeitsmedium und gewährleistet zusätzlich zu den Kolbendichtungen eine hermetische Abdichtung nach außen. Es sollte daher ein polares Arbeitsmedium eingesetzt werden, das weitgehend unlöslich in Mineralöl ist (z.B. ist dipolares Wasser nicht löslich im„unpo- laren Lösungsmittel" öl).
Die Zweizylindervariante mit 180° Phasenversatz wird gewählt, um eine möglichst gleichmäßige hydraulische Energieauskopplung zu erreichen. Die Zylinderzahl kann aber von ein bis mehrere projektiert werden, wobei ein Druckspeicher und eine Leckölpumpe eingesetzt werden sollte, um den unteren Arbeitsdruck pusicherzustellen. Als Hydraulikkomponenten, incl. Hydraulikmotor, Hydraulikdichtungen, Ventile und Schläuche können Serienteile von 220 bis 700 bar eingesetzt werden.
Das System ist sehr gestreckt ausgeführt, um den Wärmewiderstand (ähnlich dem Ohmschen Widerstand) von der heißen Arbeitsraum-Zone zu den kalten Zonen an beiden Zylinderenden möglichst groß zu machen und so die Kühlverluste zu minimieren.
Die Erfindung wird anhand von Ausfuhrungsbeispielen und der Zeichnung näher beschrieben. Es folgen die Kurzbeschreibungen der Zeichnungen:
Fig.1 : idealisierter überkritischer (T-p-v-p) Kreisprozess nach dem die erfindungsgemäße Maschine arbeitet am Beispiel des log-ph-Diagramms von C02 als Arbeitsmedium;
Fig.2: hydraulische Schaltung der Maschine in Doppelzylinderanordnung zur Energieauskopp- hing;
Fig.3: Zwei Arbeitszylinder in der bevorzugten Bauweise mit 180° Phasenversatz und mechanischer Ansteuerung;
Fig.4: Aufbau wie in Fig.3 mit Ansteuerung über interne differenzdruckkompensierte Linearaktoren;
Fig.5 : Aufbauvariante mit magnetisch gekoppeltem externen Servoantrieb mit Differenzdruckkompensation und dem Steuerkolben als Tauchkolben ohne Medientrennung; und
Fig.6: Weg-Zeit-Steuerkurven der 3 Aktoren.
Fig. 1 ist ein idealisiertes log-ph-Diagramm des überkritischen isothermen (T-p-vp)- Kreisprozess, nach dem dieses System erfindungsgemäß arbeitet. Der idealisierte Kreisprozess läuft rechts herum durch die Eckpunkte l bis 4 am Beispiel des Arbeitsmediums C02. Er liegt vollständig über dem kritischen Druck und geht knapp unter die kritische Temperatur des Arbeitsmediums, um einen Phasenwechsel vom flüssigen in den überkritischen Gaszustand zu erreichen. Der Temperaturbereich der Wärmequelle ist daher entscheidend für die Wahl des Ar- beitsmediums (z.B. C02, NH3, sonstige Kältemittel, Wasser usw.). Durch den Phasenwechsel und die isotherme externe Wärmezufuhr ist trotz der hohen Prozessdrücke ein Expansionsverhältnis > 10 erreichbar. Bei reinen Heißgasprozessen (Ericsson, Stirling u.a.) mit maximalen Arbeitsdrücken um 40 bis 100 bar liegt dieses meist real zwischen 2 und 3. Gleichzeitig wird durch die isotherme Expansion(l-4) ein sehr hoher Rekuperationsgrad während der isobaren Expansion (4-1) bzw. Kontraktion (2-3), bei minimalem Kühlwasserbedarf erreicht. Durch den isochoren Druckaufbau unter Wärmezufuhr (3-4) in der Flüssigphase ist zudem ein extrem hoher Arbeitsdruck po ohne mechanische Energiezufuhr realisierbar. Dies alles führt theoretisch in der Summe zu einer annähernd vollständigen Umwandlung der extern zugeführten Wärme in mechanische Energie. Dabei liegen die praktischen Wirkungsgrade mit C02 ab einer Arbeitstempe- ratur To von 450°C mit 60% weit über demjenigen reiner Heißgasprozesse ohne Phasenumwandlung bzw. über demjenigen des Clausius-Rankine-Dampfprozesses oder ORCVerfahrens mit ihren großen Kühlverlusten.
Von Punkt 1 bis Punkt 2 erfolgt idealisiert eine isotherme Expansion (T), während der die gesamte externe Wärmezufuhr erfolgt. Diese äußere Wärmezufuhr entspricht der Enthalpie- Differenz zwischen Punkt 2 und Punkt 2* auf der x- Achse in kJ/kg, bezogen auf das Arbeitsmedium. Wie man an den schräg verlaufenden Isochoren erkennt, ist dadurch eine maximale Volumenexpansion des Arbeitsmediums bis zur unteren Isobaren möglich. Da die Isothermen in der Heißzone fast senkrecht verlaufen, ergibt sich auf der x-Achse die Möglichkeit einer fast vollständigen Energie-Rekuperation nach Abschluss der isobaren Expansion. Für einen möglichst hohen Rekuperationsgrad bei minimalem Kühl vertust, müssen die jeweilige Temperatur- und Enthalpiedifferenz auf der oberen und unteren Isobaren, ausgehend von Punkt 1 und Punkt 2 bei To bis zum Fluidpunkt 3 bei Tu, sowie deren Temperaturniveaus annähernd gleich sein. Die Wärme fließt dabei im rechtslaufenden Arbeitsprozess tendenziell von der unteren Isobaren pu zur oberen Isobaren po, wobei jede Energieänderung (anders als beim latenten Siedevorgang) mit einer entsprechenden Temperaturänderung verbunden ist.
Im Vergleich dazu erkennt man bei der isentropen Expansion von Punkt 1 bis Punkt 2* das die Volumen-Expansionsrate geringer ist und das nach erfolgter Expansion eine geringere Temperatur- und Enthalpiedifferenz bis zum Fluidpunkt bei Tu im Arbeitsmedium verbleibt, obwohl die gleiche externe Wärmemenge nach der Enthalpie-Differenz zwischen Punkt 2 zu 2* zugeführt wurde. Dies hat unmittelbar negative Auswirkungen auf den Gesamtwirkungsgrad des Kreisprozesses. Derzeitige Systeme (Motoren, Gasturbinen) nutzen (wie bereits beschrieben) vorrangig die isentrope Expansion, oftmals auch ohne Rekuperation.
Von Punkt 2 bis Punkt 3 erfolgt die isobare überkritische Rückverflüssigung durch Zwischen- speicherung der entzogenen Wärme im Rekuperator (oder über einen Gegenstrom- Wärmetauscher unter Wärmeabgabe nach Punkt 4 bis 1). Dafür ist keine zusätzliche mechani- sehe Arbeit nach W = dp x dV und erforderlich, da die Volumenänderung mit Druckausgleich am Arbeits- und am Steuerkolben bei konstantem unterem Gegendruck pu erfolgt. Je vollkommener die Verflüssigung bei Minimierung schädlicher Restgas-Toträume gelingt, desto höher ist das Expansionsverhältnis und damit der Wirkungsgrad.
Von Punkt 3 bis Punkt 4 wird die anschließende Expansion mit einem isochoren Druckaufbau durch Wärmezufuhr aus dem Rekuperator eingeleitet und erfordert durch den sukzessivem Druckausgleich bei konstantem Arbeitsvolumen keine zusätzliche mechanische Pumparbeit nach W = dp x dV und dV = 0. Dieser sukzessive Druckausgleich wird durch den zyklischen Arbeitsablauf des erfindungsgemäßen Hubkolben-Systems ermöglicht und ist so z.B. bei azyklischen Turbinenprozessen nicht möglich.
Von Punkt 4 bis Punkt 1 erfolgt die isobare Expansion durch weitere Wärmezufuhr aus dem Rekuperator (oder einen Gegenstrom-Wärmetauscher bei Wärmeentnahme aus Punkt 2 bis Punkt 3). Der konstante obere Arbeitsdruck po während dieses Vorgangs ist unabhängig vom Arbeitsmedium und wird allein vom Generator-Gegenmoment bestimmt. Je höher die Differenz aus oberem und unterem Arbeitsdruck, desto höher der Leistungsumsatz.
In Fig.2 ist der Schaltplan zur hydraulischen Energieumwandlung der Translation in eine kontinuierliche Rotation mit Übersetzung auf Generatordrehzahl dargestellt. Generator 20 ist über eine Kupplung mit Hydraulikmotor 22 und Schwungrad 21 verbunden. Die Hochdruckseite HD wird im Wechsel von den Rückschlagventilen 25.1 über die jeweiligen Hochdruckleitungen 26.1 der Arbeitszylinder befüllt. Mögliche Druckspitzen werden mit dem Druckregelventil 24.1 geglättet. Die Niederdruckseite ND ermöglicht den Ölrücklauf aus dem Hydraulikmotor 22 in die Arbeitszylinder über die Rückschlagventile 25.2 und die jeweiligen Niederdruckleitungen 26.2 der Arbeitszylinder. Das Druckniveau auf der Niederdruckseite ND wird mit dem Druckregelventil 24.2, dem Druckspeicher 28 und der Leckölpumpe 29 aufrechterhalten. Die Leitungen 27 sind Bypassleitungen, um den Druckausgleich zwischen beiden Enden der Arbeitszylinder zu ermöglichen.
In Fig.3 ist der bevorzugte Aufbau in Zweizylinder- Anordnung mit 180° Phasenversatz mit mechanischer Ansteuerung dargestellt, wie er bei Brennertemperaturen bis 1200°C für den überkritischen Kreisprozess nach Anspruch 1-4 (Fig.l) aber auch mit realem Heißgas (z.B. Luft, Helium usw.) bei gleichem Prozessablauf zum Einsatz kommen kann.
Der Arbeitszyklus im oberen Zylinder beginnt mit dem isothermen Expansionshub des Arbeitskolbens 3, nachdem der Steuerkolben 1 mithälfe des gemeinsamen Master- Kurvenscheibenantriebs lb-ld maximal ausgefahren wurde. Der Arbeitskolben 3 ist ein Diffe- renzial-Freikolben, der immer das beidseitige Druck-Gleichgewicht anstrebt und durch geringste Druckdifferenzen bewegt wird. Er ist als isolierender Hohlkolben mit Innenrohr und Dichtungen nahe dem Kältepol bei HR1 ausgeführt. Während der Expansion wird das gasförmige Arbeitsmedium im Arbeitsraum AR mithilfe des, über die Zylinderwandung 4 erwärmten Oszillatorkolbens 5 gleichmäßig nacherhitzt. Dieser oszilliert während der Expansion mit zunehmender Amplitude zwischen dem festen Verflüssigungszylinder 2 und dem Arbeitskolben 3 hin und her. Der jeweilige Oszillatorkolben wird durch einen linearen Slave-Servoantrieb 5.b bewegt, der mit dem Master- Antrieb lb-ld synchronisiert ist. Der Oszillatorkolben 5 weist am Umfang in Axialrichtung feine Schlitze auf, durch die das Arbeitsgas turbulent hindurchgedrückt, und danach verwirbelt wird. Dadurch wird gewährleistet, dass während der Expansion möglichst jedes Mo- lekül des Arbeitsgases mit dem heißen Oszillatorkolben 5 und der Zylinderwandung 4 immer wieder in Berührung kommt und so nacherhitzt wird. Während des isothermen Expansionsvorganges sinkt der Arbeitsdruck kontinuierlich ab, während die Temperatur des Arbeitsgases und der umgebenden Bauteile um den Arbeitsraum AR durch die äußere Wärmezufuhr annähernd konstant bleiben. Dadurch wird der Entstehung von Wechselspannungsrissen und Temperatur- Schwankungen in diesem hochbeanspruchten Zylinderbereich 4 vorgebeugt.
Die Rückkontraktion bzw. Rückverflüssigung in AR erfolgt über den gesamten Weg kontinuierlich und simultan mit der Rückzugsbewegung des Steuerkolbens 1. Der Oszillatorkolben liegt dabei am Arbeitskolben 3 an und wird von diesem passiv mitbewegt. Die Rückkontraktion bzw. Rückverflüssigung erfolgt isobar, wobei der untere Systemdruck pu über ein Druckregelventil, eine Leckölpumpe und einen Druckspeicher stabil gehalten wird. Fast der gesamte Wärmeentzug kann, entsprechend dem Kreisprozess in Fig.1 nichtlatent über den Regenerator 7 erfolgen. Der Vorteil eines Regenerators gegenüber einem Gegenstrom-Wärmetauscher liegt darin, dass er z.B. aus druckstabilem feinem Stahldraht besteht und deshalb auch bei höchsten Arbeitsdrücken eine größtmögliche Oberfläche und Turbulenz des Arbeitsmediums ermöglicht. Er erfordert aller- dings eine zyklisch wechselnde Durchströmung einer abgestimmten Menge des Arbeitsmediums und wird daher z.B. bei Turbinen, trotz seiner Vorteile nicht eingesetzt. Der Regenerator kann im Gegensatz zum Gegenstrom- Wärmetauscher bezüglich der Wärmespeicherkapazität pro Hub überdimensioniert werden um den größtmöglichen Wärmetausch sicherzustellen.
Um das Arbeitsmedium anschließend sicher zu kontrahieren bzw. zu verflüssigen, wird es durch die Turbulatorschlitze des Kühlkörpereinsatzes 6, ähnlich denen beim Oszillatorkolben 5, gedrückt. Kühlkörpereinsatz 6, Kontraktionszylinder 2 und Hydraulikbereich HR1 werden durch einen Wasser-Kühlmantel oder Luftkühler 8 angemessen gekühlt. Der optionale Wasser- Kühlmantel oder Luftkühler 9 soll ebenso die Erwärmung in Richtung HR2 verhindern. Diese Wärmeabfuhr ist vorrangig vom Wärmewiderstand der Wärmebrücken von AR zu HR1 und HR2 abhängig und ist nicht (wie sonst üblich) dem Kreisprozess geschuldet. Sie dient damit zugleich der Aufrechterhaltung des Temperaturgefälles zwischen dem heißen Pol in AR und den kalten Polen in HR1 und HR2 und erfordert vergleichsweise geringe Mengen an Kühlwasser. Je nach Arbeitsmedium kann zur Kühlung auch vorzuwärmendes Frischwasser oder Heizungswasser Verwendung finden.
Das Volumen des Kontraktionszylinders 2 incl. der Turbulatorschlitze im Kühlkörpereinsatz 6 ist so bemessen, das es das gesamte kontrahierte bzw. verflüssigte Arbeitsmedium am oberen Totpunkt OT (=AR-Minimum) aufnehmen kann. Bei Erreichen des OT durch den Steuerkolben 1 ist auch der Arbeitskolben 3 zwangsläufig im OT, sodass sich der schädliche Totraum der Gasphase allein auf die heißen Hohlräume im Regenerator 7 und Turbulatorschlitze des, nun eingeklemmten Oszillatorkolbens 5 beschränkt. Damit wird, im Gegensatz zu üblichen Stirling- maschinen und Gasturbinen, trotz einer großen Wärmetauscherfläche und Turbulenz gleichzeitig ein Minimum an schädlichem Gas-Totraum im OT erzielt.
Der folgende isochore Druckaufbau wird augenblicklich durch das Ausschieben des Steuerkolbens einer geringen Teilmenge des kontrahierten bzw. flüssigen Arbeitsmediums über rekupera- tive Wärmezufuhr realisiert. Der damit einhergehende sukzessive Druckausgleich ist nur bei zyklischen Arbeitsprozessen möglich und nicht bei kontinuierlichen Prozessen (z.B. Turbinen mit Kesselspeisepumpe). Er verringert die aufzuwendende Arbeit zum Aufbau des Arbeitsdrucks auf den Staudruck des Arbeitsmediums. Wegen des externen Stangenantriebes 1.a kommt hier noch die differentielle Kolbenarbeit (Hub x Stangenquerschnitt) des Steuerkolbens hinzu.
Mit Erreichen des oberen Arbeitsdruckes po führt das weitere Ausschieben des Steuerkolbens 1 zu einer isobaren Expansion bzw. Vergasung des nachfolgenden Arbeitsmediums mithilfe der, zuvor im Regenerator 7 eingespeicherten Wärmeenergie und Temperatur To. Der Hub des Arbeitskolbens 3 im Verhältnis zum Steuerkolben 1 wird dabei von der temperaturabhängigen spezifischen Expansionsrate des Arbeitsmediums und dem oberen Arbeitsdruck po bestimmt. Der Oszillatorkolben 5 wird während der gesamten isobaren Expansion nicht mit bewegt und verharrt in der linken, gestrichelt gezeichneten Position. Der obere Arbeitsdruck po wird durch das Arbeitsmedium und das geregelte Lastmoment des Generators festgelegt. Er kann unter diesen Umständen solange aufrechterhalten werden, wie der Steuerkolben kontinuierlich ausfährt und noch Arbeitsmedium in den heißen Arbeitsraum AR hinüberschiebt. Ist der Steuerkolben am Kühlkörpereinsatz 6 (UT) angelangt, sinkt der Arbeitsdruck zwangsläufig ab.
Die isolierte Brennkammer 10 hat die Aufgabe, die Brenngase so zu führen, dass sie die Wärme der Brenngase optimal an die Zylinderrippen des Arbeitszylinders 4 übertragen. Die noch heißen Abgase (knapp über To) werden anschließend über einen separaten Gegenstrom- Wärmetaucher entweder zur Brennerluft- Vorwärmung oder zur Erwärmung von Heizungs- oder Brauchwasser genutzt.
Fig.4 stellt eine hermetische Ansteuerungsvariante im Vergleich zu Fig.3 dar. Sowohl die Steuerkolben als auch die Oszillatorkolben werden über Linearantriebe oder hydraulische Zylinder bewegt. Sie befinden sich innerhalb der Hydraulikflüssigkeit in HR 1 und HR 2 in völligem Differenz-Druckausgleich. Die Antriebsmotoren können über Drehdurchführungen auch außerhalb des Druckraums HR 1 und HR 2 angeordnet sein. Abgesehen von der aufwendigeren Servo- bzw. Proportionalregelung für jeden einzelnen Zylinder ist der mechanische Aufbaueinfacher und verschleißarm. Diese Version ist daher für größere kostenintensive Systeme sinnvoll, bei denen es primär auf Lebensdauer und Zuverlässigkeit ankommt.
Fig.5 stellt eine Abwandlung zur Bauart nach Fig.3 dar, die vor allem für Niedertemperaturan- Wendungen sinnvoll ist. Das gesamte System ist hennetisch dicht und die Aktoren werden mit Magnetkupplungen und Differenzdruckausgleich bewegt.
Der Steuerkolben ist hier als rein dichtungsloser Verdränger 1 mit Magnetring 1.a und Rekuperator 1.c als eine Baugruppe ausgeführt. Er befindet sich komplett innerhalb des Arbeitsmediums und wird über den Magnetring 1.b bewegt. Die Niedertemperaturnutzung erfordert unter Umständen ein Arbeitsmedium, dessen kritische Temperatur unterhalb der Umgebungstemperatur ist. Die Verflüssigungstemperatur um den Verdränger 1 muss dabei mindestens 10 K unterhalb dieser kritischen Temperatur liegen. Dies ist z.B. über eine kleine externe Wärmepumpe erreich- bar. Da Hydrauliköl bei diesen Kältegraden dickflüssig wird bzw. seinen Stockpunkt unterschreitet und Dichtungen spröde werden, wurde diese Version mit einem dichtungslosen Verdrängerkolben 1 ausgestattet. Der Wärmewiderstand ist hier im Vergleich zur Version in Fig.3 allerdings geringer, was höhere Kühlverluste im Bereich HR1 zur Folge hat. An die Stelle der Rippenzylinder treten hier isolierte Heizmanschetten 4 mit Heizwasser oder Wärmeträgeröl. Der Oszilla- torkolben 5 wird hier mit einer hohlen Magnetstange 5.a über einen Magnetring 5.b bewegt. Das Hydrauliköl in HR2 kann um die Magnetstange herum und hindurch fließen, sodass ein vollständiger Druckausgleich und minimaler Strömungswiderstand gewährleistet sind. Die Kühlung auf dieser Seite kann entfallen, sofern die Arbeitstemperatur des Arbeitsmediums die Grenztemperatur des Hydrauliköls im Raum HR2 nicht unzulässig überschreitet.
Generell ist die gesamte Anordnung bestmöglich zu isolieren (10 und 11), da der Kältepol im Bereich HR1 eventuell unterhalb, und der heiße Pol im Arbeitsraum AR oberhalb der Umgebungstemperatur liegen und diese in beiden Fällen negativ beeinflusst werden.
Fig.6 zeigt das Weg-Zeit-Steuerdiagramm für die drei Aktoren: Arbeitskolben, Oszillatorkolben und Steuerkolben. Die Steuerpunkte 1 bis 4 beziehen sich auf den erfindungsgemäßen Kreispro- zess nach Fig.1 , können aber auch für einen normalen Heißgasprozess angewendet werden, wobei hier der Arbeitsdruck und die Expansionsrate geringer ausfallen dürften.

Claims

Patentansprüche
1. Überkritischer Kreisprozess mit Phasenumwandlung für Wärmekraftmaschinen mit Arbeitsraum-externer Wärmezufuhr, wobei ein Arbeitsmedium
in einem Arbeitsraum unter Arbeitsraum-externer Wärmezufuhr isotherm bei einer vor- bestimmten oberen Arbeitstemperatur (To) überkritisch expandiert wird (1-2), sodann isobar überkritisch mit einem vorbestimmten unteren Arbeitsdruck (pu) auf eine vorbestimmte untere Arbeitstemperatur (Tu) rückverflüssigt wird, wobei die vorbestimmte untere Arbeitstemperatur (Tu) unterhalb der kritischen Temperatur des Arbeitsmediums liegt, wobei die hierbei freiwerdende Wärmeenergie in einer Wärmezwischenspei- chervorrichtung (7, l.c) zwischengespeichert wird (2-3),
unter Wärmezufuhr aus der Wärmezwischenspeichervorrichtung (7, lc) ein isochorer Druckaufbau in der Flüssigphase erreicht wird (3-4),
unter Wärmezufuhr aus der Wärmezwischenspeichervorrichtung weiter isobar überkritisch mit einem vorbestimmten oberen Arbeitsdruck (po) auf die vorbestimmte obere Ar- beitstemperatur (To) expandiert wird (4-1),
wobei der Kreisprozess stets oberhalb des kritischen Drucks der Nassdampfkurve des Arbeitsmediums abläuft.
2. Kreisprozess gemäß Anspruch 1, wobei die externe Wärmeenergiezufuhr während der isothermen Expansion (1-2) erfolgt und wobei alle Prozessschritte mit Ausnahme der isothermen Expansion (1-2) durch eine Rekuperation der Wärmeenergie mithilfe der Wärmezwischenspeichervorrichtung (7) ermöglicht werden.
3. Kreisprozess gemäß Anspruch 1 oder 2, wobei die Differenz zwischen der vorbestimmten oberen Arbeitstemperatur (To) und der vorbestimmten unteren Arbeitstemperatur (Tu) größer als 150 Kelvin ist, insbesondere mehrere 100 Kelvin, und wobei der untere Arbeitsdruck zumindest über dem kritischen Druck des Arbeitsmediums liegt und die Differenz zwischen dem oberen Arbeitsdruck (po) und dem unteren Arbeitsdruck (pu) mehr als 50 bar beträgt, insbesondere mehrere hundert bar und wobei die Expansionsrate mehr als das Siebenfache des verflüssigten Arbeitsvolumens beträgt.
4. Kreisprozess gemäß einem der vorherigen Ansprüche, wobei durch Arbeitsraum-externen Wärmeentzug ein Kältepol über Wärmebrücken zum Wärmepol hin aufrechterhalten wird.
5. Wärmekraftmaschine mit externer Wärmezufuhr und hydraulischer Energieauskopplung zur Durchführung eines thennodynamischen Kreisprozesses mit isothermer Expansion, isochorem Druckaufbau und isobarer Arbeitsvolumenexpansion und Arbeitsvolumenkontraktion, zur Durchführung des Kreisprozesses gemäß einem der vorherigen Ansprüche, aufweisend: zumindest einen Arbeitszylinder (4) und einen Kontraktionszylinder (2), wobei im Arbeitszylinder (4) ein Arbeitskolben (3) hin und her beweglich angeordnet ist, der einen Arbeitsraum (AR) definiert, in dem ein Arbeitsmedium periodisch kontrahierbar und expandierbar ist,
wobei im Kontraktionszylinder (2) ein Steuerkolben (1) hin und her beweglich angeordnet ist,
wobei im Kontraktionszylinder (2) des Weiteren eine Wärmezwischenspeichervorrichtung (7,1c) angeordnet ist,
wobei die Wärmezwischenspeichervorrichtung (7,1c) Wärmeenergie während der Ar- beitsvolumenkontraktion speichert und die gespeicherte Wärmeenergie für den anschließenden isochoren Druckaufbau und zur weiteren isobaren Expansion bereitstellt, am Arbeitszylinder (4) eine Erhitzereinrichtung zur Zuführung Arbeitsraum-externer Wärme angeordnet ist, mittels derer das Arbeitsmedium im Arbeitszylinder (4) isotherm erhitzbar ist,
wobei im Arbeitszylinder (4) des Weiteren ein wärmeleitfähiger Oszillatorkolben (5) angeordnet ist, der im expandierenden Arbeitsraum (AR) des Arbeitszylinders (4) hin und her beweglich ist und zum Übertragen der extern zugeführten Wärme über die Zylinderwandung (4) ins Arbeitsmedium ausgestaltet ist,
wobei der Oszillatorkolben (5) Durchbrüche in seiner Axialrichtung aufweist, welche so dimensioniert sind, dass das Arbeitsmedium turbulent hindurchgedrückt und nach Austritt aus dem Oszillatorkolben (5) im Arbeitszylinder (4) verwirbelt wird.
6. Wärmekraftmaschine gemäß dem vorherigen Anspruch, wobei Hydraulikbereiche (HR1, HR2) vorgesehen sind, die unter gleichem Druck stehen wie das Arbeitsmedium im Arbeitsraum (AR) und eine Volumenänderung des Arbeitsmediums nach außerhalb des Arbeitsraumes (AR) übertragen und eine zusätzliche hermetische Abdichtung des Arbeitsraumes gewährleisten.
7. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 6, weiter aufweisend: einen Master- Antrieb in Form 5 einer Kurvenscheibe (lb, lc, ld) oder eines Linearaktuators (La) zum Betätigen des Steuerkolbens (1) sowie einen Slave- Antriebes in Form eines Lineargetriebes (5b) oder Linearaktuators (5.a), welcher mit dem Master-Antrieb (lb, 1, ld,l .a) synchronisiert ist und mit dem Oszillatorkolben (5) axial verbunden ist, und wobei sich der Master-Antrieb und der Slave- Antrieb zum Zwecke des Differenzdruckausgleiches entweder vollständig oder teilweise innerhalb der Hydraulikbereiche (HR1, HR2) befinden.
8. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 7, weiter aufweisend jeweils eine Druckraum-extern angetriebene Magnetkupplung (5b), die mit dem Oszillatorkolben (5a) von außen verschiebbar magnetisch gekoppelt ist, und eine Druckraum-extern angetriebene Magnetkupplung (lb), die mit dem Steuerkolben (La) von außen verschiebbar magnetisch gekoppelt ist.
9. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 8, wobei die Wärmezwischenspeichervorrichtung (7, lc) einen statischen Regenerator(7) und Kühlkörper (6) oder einen mit dem Steuerkolben verbundenen beweglichen Regenerator (lc) umfasst.
10. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 9, wobei der Kontraktionszylinder (2) derart dimensioniert ist, dass er das gesamte kontrahierte Arbeitsmedium aufnehmen kann und wobei am Kontraktionszylinder (2) Kühleinrichtungen (6, 8), angeordnet sind.
11. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 10, wobei der Arbeitskolben(3) als verlängerter Freikolben und Medientrennkolben zwischen dem Arbeitsraum (AR) und dem Hydraulikbereich (HR2) ausgestaltet ist, der Kolbendichtungen auf der Seite des Kältepols (HR2) außerhalb des heißen Arbeitsraumes (AR) aufweist, wobei der Kältepol mit einer Kühlvorrichtung (9) versehen sein kann.
12. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 11, wobei der Steuerkolben (1) ent- weder mit Kolbendichtungen als Medientrennkolben zwischen dem kalten Bereich des Arbeitsraumes (AR) und dem Hydraulikbereich (HR1) oder innerhalb des kalten Bereiches des Arbeitsmediums (AR) als Verdränger ohne Kolbendichtungen ausgebildet ist.
13. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 12, wobei die Erhitzereinrichtung (4) als Brennkopf mit Wärmetauscherrippen oder als isolierte Heizmanschette ausgebildet ist, die mit einem Wärmeträgermedium gefüllt ist.
14. Wärmekraftmaschine gemäß einem der Ansprüche 5 bis 13, wobei die gesamte Maschine als Langsamläufer mit hohem maximalem Arbeitsdruck (po) und hoher Expansionsrate ausgestaltet ist.
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