VIGDORCHIKOV OLEG VALENTINOVICH (RU)
VIGDORCHIKOV OLEG VALENTINOVICH (RU)
DZH. KINAN, TERMODINAMIKA, 1963, pages 94
Формула изобретения 1. Прямой и обратный цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, состоящий из термодинамических процессов нагрева и сжатия рабочего тела, расширения и охлаждения рабочего тела, передачи теплоты из отработавшего рабочего тела в нагреваемое рабочее тело, отличающийся тем, что охлаждаемое рабочее тело и нагреваемое рабочее тело перемещают в регенератор в условиях, когда оба рабочих тела, нагреваемое и охлаждаемое, находятся в состоянии постоянного объёма. 2. Прямой и обратный цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, по пункту 1, отличающийся тем, что охлаждаемое рабочее тело и нагреваемое рабочее тело перемещают в регенератор тепловой машины в таких условиях, когда при горячей продувке регенератора теплоёмкость материала, накапливающего теплоту в регенераторе, устанавливают максимально возможную, а при холодной продувке регенератора, теплоёмкость вещества-накопителя теплоты в регенераторе устанавливают минимально возможную. 3. Цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, по пункту 1, отличающийся тем, что на каждом из четырёх чередующихся друг за другом этапов цикла осуществляют одновременно два дополняющих друг друга термодинамических процесса с рабочим телом в первом и втором устройствах изменения объёма рабочего тела - детандерах, а именно: на первом этапе цикла в первом детандере рабочее тело изохорно нагревают, а во втором детандере рабочее тело изохорного охлаждают; на втором этапе цикла в первом детандере расширяют рабочее тело с получением полезной работы, а во втором детандере сжимают рабочее тело и также с получением полезной работы; на третьем этапе цикла во втором детандере изохорно нагревают рабочее тело, а в первом детандере изохорно охлаждают рабочее тело; на четвёртом этапе цикла во втором детандере расширяют рабочее тело с получением полезной работы, а в первом детандере сжимают рабочее тело и также с получением полезной работы; кроме того, в изохорных процессах нагрева / охлаждения рабочего тела первого и третьего этапов цикла, рабочие тела перемещают в регенераторе навстречу друг другу, предотвращая их взаимное проникновение, но создают условия для того, чтобы из рабочего тела, ранее нагретого в предыдущем цикле, в рабочее тело, ранее охлаждённое в предыдущем цикле, перетекала теплота, при условии, что рабочее тело, ранее нагретое в предыдущем процессе цикла и прошедшее регенератор, дополнительно охлаждают до нижней температуры в цикле, а рабочее тело, ранее охлаждённое в предыдущем процессе цикла, дополнительно нагревают до верхней температуры в цикле. 4. Прямой и обратный цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, по пункту 1, пункту 3, отличающийся тем, что на этапах расширения и сжатия рабочего тела в соответствующих детандерах расширяют или сжимают рабочее тело изотермически. 5. Цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, по пункту 1 , отличающийся тем, что с целью получения теплового насоса, выполненного по обратному циклу Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, операции с рабочим телом в тепловой машине выполняют в обратном порядке. 6. Цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе по пункту 1 , отличающийся тем, что при использовании тепловой машины, выполняющей прямой цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, отработавшее на этапе рабочего хода в цикле рабочее тело направляют в холодный регенератор теплового насоса, сопряжённого по температурам холодного и горячего регенератора, соответственно с температурами бросовой теплоты и питающей теплоты в цикле, а рабочее тело в выполняемом цикле, на этапе нагрева рабочего тела в цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, нагревают не только питающей теплотой, но и в горячем радиаторе указанного выше сопряжённого теплового насоса. |
1. Область техники, к которой относится изобретение.
Изобретение относится к области «Паровая машина», поскольку газ, выполняющий функции рабочего тела тепловой машины - это пар некого вещества (жидкого воздуха, аргона, неона, гелия и т.п.).
2. Уровень техники.
Аналогом изобретения является термодинамический цикл двигателя Стирлинга, источник информации: [Дж.Кинан, «Термодинамика», перевод с английского А.Ф. Котина под редакцией М.П. Вукаловича, Государственное энергетическое издательство, Москва- Ленинград, 1963 г, страница 94, всего 280].
Термодинамический цикл двигателя Стирлинга предполагает регенерацию теплоты из отработавшего рабочего тела в нагреваемое рабочее тело.
Теплообмен обеспечивается в теплообменнике-регенераторе теплоты, в котором, при его горячей продувке отработавшим рабочим телом, теплота накапливается, а при обратной холодной продувке нагреваемым рабочим телом, теплота из регенератора передаётся нагреваемому рабочему телу.
На фиг.1 представлено изменение объёма V r над основным поршнем, и объема V x над вытесняющим поршнем, т.е., динамика изменения объёма (V r ) горячего цилиндра и динамика изменения объёма (V x ) холодного цилиндра, что следует из соответствующего источника информации: [http://rosavto42.ru/content/termodinamika/dvig stirling.html. Электронный ресурс, Статья в Интернете, «Двигатель Стирлинга», Рис. 23.10.].
На фиг. 1 представлен этап 1 2 термодинамического процесса - это этап сжатия холодного рабочего тела и перемещение его через теплообменник-регенератор (далее именуемый - регенератор) в горячий цилиндр.
Это так называемая холодная продувка регенератора. Термодинамический процесс идёт с увеличением давления в условиях уменьшения объёма над вытесняющим поршнем и некоторым увеличением объёма над рабочим поршнем. Объем V r не меняется (почти), а объем V x падает.
В таких условиях рабочее тело (газ) тепловой машины демонстрирует теплоёмкость C v , такую, что выполняются соотношения:
Су ^ Ср , Су = Ср / г, где г - показатель адиабаты газа.
При малой удельной теплоёмкости Су газ не может забрать из регенератора всю теплоту при том же перепаде температур, т.е. самую ту теплоту, которую в регенераторе, при тех же значениях перепадов температур, оставил отработавший газ при горячей продувке регенератора. Этап 2 3, представленный на фиг. 1 - это рабочий ход. Происходит изотермическое расширение и совершается полезная работа.
Объём над вытесняющим поршнем (V x ) не меняется (почти), а объём (V r ) над рабочим поршнем увеличивается.
Этап 3 4 - на этом этапе вытесняющий цилиндр отсасывает отработавшее тело, поскольку его объём (Vx) возрастает. Кроме того, давление в возрастающем объёме падает, ибо рабочее тело попадает в холодный цилиндр, где увеличивается плотность рабочего тела.
Этап 3 4 - это этап начала горячей продувки регенератора, и на этом этапе действует удельная теплоёмкость С Р .
Таким образом, рабочее тело (газ) тепловой машины проходит через регенератор в режиме увеличивающегося объёма при падении давления. В таких условиях газ проявляет удельную теплоёмкость С Р и при соответствующей теплоёмкости материалов регенератора газ может оставить в регенераторе значительное количество теплоты.
Этап 4 1 - на этом этапе рабочее тело выдавливается из главного цилиндра через регенератор - происходит продолжение горячей продувки в режиме постоянного давления, ибо рабочее тело, хоть и попадает в малый объём над вытесняющим поршнем, но умещается там при постоянном давлении, так как при охлаждении плотность рабочего тела увеличивается, и единица массы рабочего тела занимает меньший объём.
На этом этапе также проявляется удельная теплоёмкость рабочего тела в его значении Ср.
Далее следует повторение термодинамического цикла, начиная с этапа 1 2 и далее по представленному выше алгоритму.
Получается, что, с учётом понимания состояния удельной теплоёмкости рабочего тела, при горячей и холодной продувках регенератора, из регенератора рабочее тело может забрать теплоты (в одинаковом интервале температур) меньше, чем теплоты, которая выносится в регенератор тепловой машины.
Теоретический коэффициент регенерации (К РЕГ ) теплоты (без учёта теплового напора на теплообмене) не может быть больше, чем величина:
Для одноатомных газов, например, гелия,
КрЕГ_ГЕЛИЙ = 1 / г = 1 / 1.66 = 0.6.
Значит, 40% бросовой теплоты после рабочего термодинамического цикла - обязательно нужно из цикла удалять, и тогда КПД двигателя Стерлинга (КПД СТИРЛИНГ ) ограничивается в следующих пределах:
КПДСТИРЛИНГ ~ 60%.
В реально происходящих термодинамических процессах эффективность цикла Стерлинга будет еще меньше, в том числе, из-за потерь энергии в регенераторе за счёт не нулевого температурного напора между обменивающимися теплом рабочими телами. 3. Раскрытие изобретения.
Технической задачей, решаемой настоящим изобретением, является повышение (увеличение) КПД тепловой машины, выполняющей (реализующей) прямой цикл Стерлинга в режиме двигателя, а также повышение (увеличение) холодильного коэффициента тепловой машины, выполняющей (реализующей) обратный цикл Стерлинга в режиме теплового насоса, посредством выполнения (реализации) тепловой машиной, соответственно, прямого или обратного цикла Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе.
Технический результат достигается тем, что в заявленном прямом и обратном цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, состоящим из термодинамических процессов нагрева и сжатая рабочего тела, расширения и охлаждения рабочего тела, передачи теплоты из отработавшего рабочего тела в нагреваемое рабочее тело, охлаждаемое рабочее тело и нагреваемое рабочее тело перемещают в регенератор тепловой машины в условиях, когда оба рабочих тела, нагреваемое и охлаждаемое, находятся в состоянии постоянного объёма.
Кроме того, технический результат достигается тем, что в заявленном прямом и обратном цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, для компенсации потерь теплоты в регенераторе тепловой машины, возникающих за счет не нулевого значения температурного напора при передаче тепловой мощности (при горячей продувке) теплоемкость материала, накапливающего теплоту в регенераторе, устанавливают максимально возможную, а при холодной продувке регенератора, теплоемкость вещества-накопителя теплоты в регенераторе устанавливают минимально возможную.
Технический результат по одному из вариантов реализации цикла Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе достигается также тем, что
- на каждом из четырех чередующихся друг за другом этапов цикла осуществляют одновременно два дополняющих друг друга термодинамических процесса с рабочим телом в первом и во втором устройствах изменения объема рабочего тела - детандерах, являющихся конструктивными элементами (рабочими техническими узлами) двигателя Стерлинга, а именно:
- на первом этапе цикла в первом детандере рабочее тело изохорно нагревают, а во втором детандере рабочее тело изохорно охлаждают;
- на втором этапе цикла в первом детандере расширяют рабочее тело с получением полезной работы, а во втором детандере сжимают рабочее тело и также с получением полезной работы;
- на третьем этапе цикла во втором детандере изохорно нагревают рабочее тело, а в первом детандере изохорно охлаждают рабочее тело;
- на четвертом этапе цикла во втором детандере расширяют рабочее тело с получением полезной работы, а в первом детандере сжимают рабочее тело и также с получением полезной работы,
кроме того, в изохорных процессах нагрева/охлаждения рабочего тела первого и третьего этапов цикла рабочие тела перемещают в теплообменнике навстречу друг другу, предотвращая их взаимное проникновение, но при этом создают условия для того, чтобы из рабочего тела, ранее нагретого в предыдущем цикле, в рабочее тело, ранее охлаждённое в предыдущем цикле, перетекала теплота, при условии, что рабочее тело, ранее нагретое в предыдущем процессе цикла и прошедшее теплообменник, дополнительно охлаждают до нижней температуры в цикле, а рабочее тело, ранее охлаждённое в предыдущем процессе цикла, дополнительно нагревают до верхней температуры в цикле.
Технический результат достигается также тем, что в прямом и обратном цикле Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, при реализации заявленного термодинамического цикла изоэнтропы сжатия и расширения рабочего тела приближены к изотермам, что значительно повышает эффективность традиционного прямого и обратного термодинамического цикла Стирлинга, в которых условия для передачи теплоты не управляются способом, предлагаемым настоящим изобретением.
В газовых регенеративных машинах с целью выполнения (реализации) тепловых насосов, криогенных машин и машин умеренного холода, используют обратный цикл Стирлинга.
Технический результат по реализации обратного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе достигается тем, что, по аналогии с обратным циклом Стирлинга с традиционным регенератором теплоты, в заявленном цикле Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, этапы цикла (последовательность операций с рабочим телом тепловой машины) выполняют в обратном порядке (в обратной последовательности), реализуя (выполняя), тем самым, на базе заявленного цикла тепловой насос.
Холодильный коэффициент такого теплового насоса, выполняющего (реализующего) заявленный обратный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, будет в несколько раз больше, чем холодильный коэффициент теплового насоса, реализующего обратный цикл Стирлинга с традиционным регенератором, установленным между рабочим и вытесняющим цилиндром, что будет показано ниже.
Заявленный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, выполняемый (реализуемый) тепловой машиной, работающей в режиме двигателя, позволяет свести до нуля количество бросовой теплоты, которую традиционно перемещают из тепловой машины в окружающую среду.
Указанный технический результат по значительному уменьшению количества бросовой теплоты, которую традиционно перемещают из тепловой машины в окружающую среду, достигается тем, что в тепловой машине, работающей по прямому циклу Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, рабочее тело после окончания рабочего хода (на этапе охлаждения в цикле), направляют в холодный регенератор теплового насоса, который сопряжен по температурам холодного и горячего регенератора, соответственно, с температурами бросовой теплоты и питающей теплоты в цикле, а рабочее тело в цикле, на этапе нагрева цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, нагревают не только питающей теплотой, но нагревают также и в горячем регенераторе указанного выше, сопряженного теплового насоса.
Термодинамический цикл почти всегда можно наглядно проиллюстрировать графиком, отображающим параметры рабочего вещества (рабочего тела) в особых точках цикла, и пути перехода (процессы - этапы), которые связывают эти особые точки термодинамического цикла.
Если параметры особых точек цикла выбраны из условий полезной значимости цикла, то график термодинамического цикла помогает в раскрытии изобретения и в его полезности и значимости.
Заявленный термодинамический цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе позволяет эффективно перерабатывать низкотемпературную теплоту в механическую работу с КПД, много выше, чем КПД цикла Карно (КПДкдрно)-
Заявленный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, график которого представлен на фиг. 2, состоит из нескольких этапов (термодинамических процессов), выполняемых в заявленном цикле в следующем порядке:
1 2 - этап расширения рабочего тела;
2 3 - этап изохорного охлаждения рабочего тела;
3 4 - этап сжатия рабочего тела за счёт всасывания поршня в объём цилиндра, в котором рабочее тело перед этим подверглось охлаждению (температурному сжатию);
4 1 - этап изохорного нагрева.
В термодинамическом цикле предусматривается регенерация теплоты из отработавшего рабочего тела в нагреваемое рабочее тело.
Известен цикл Стерлинга, где регенератор запасает теплоту во время горячей продувки в своей теплоёмкости. При холодной продувке рабочее тело отнимает часть теплоты у регенератора, а остальную теплоту из регенератора приходится выбрасывать, перемещать в окружающую среду.
Известно также, что в двигателе Стирлинга конструктивными элементами (рабочими техническими узлами) являются детандеры - два цилиндра и два поршня - рабочий и вытесняющий, а объёмы над поршнями соединены через регенератор.
По циклу Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе можно либо переключать регенератор из продувки на этапе 2 3 цикла к продувке в обратную сторону на этапе 4 1 цикла, как это представлено на фиг. 2, но проще, не переключая регенератор, передавать теплоту отработавшего тела с этапа 2 3 цикла на этап нагрева рабочего тела 4 1 цикла, но в другом объёме цилиндра, где также выполняется заявленный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, но со сдвигом выполняемых рабочих процедур термодинамического цикла во времени.
Когда в первом цикле выполняется этап 2 3, то во втором цикле выполняется этап 4 1.
Когда в первом цикле выполняется работа на этапе 1 2, то во втором цикле выполняется работа на этапе 3 4. Если применяемый для реализации цикла другой объём формируется над обратной стороной поршня двухстороннего действия, то в первом объёме, на этапе 1 2 цикла выполняется, например, очередной этап цикла, на котором получается полезная механическая работа, а во втором объёме, на другой стороне поршня, выполняется этап 3-4 цикла. Формально это этап сжатия, и при математической оценке произведенной работы получается для этой работы знак, противоположный знаку работы на этапе 1 2 цикла, но на самом деле, сжимается ранее разряженное рабочее тело, в котором при изохорном охлаждении получено давление, сниженное от среднего уровня. В таком случае, на этапе цикла такого сжатия рабочего тела, поршень втягивается в этот, второй объём, и сила втягивания работает против внешних сил, увеличивая полезную работу.
Этап изохорного охлаждения 2 3 цикла и изохорного нагрева 4 1 цикла, представленный на фиг. 2, обеспечивается передачей теплоты из этапа 2 3 цикла на этап 4 1 цикла при помощи регенератора теплоты (теплообменника для обмена теплотой с рабочим телом другого термодинамического цикла). Регенератор на этапе 2 3 цикла (горячая продувка) забирает теплоту, а на этапе 4 1 цикла (холодная продувка) отдаёт теплоту в нагреваемое рабочее тело.
3.1. Параметры воздуха в особых точках цикла Стирлинга с управляемыми
условиями теплопередачи в регенераторе.
График термодинамического цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе представлен на фиг. 2., где температура подвода питающей теплоты Т ГО р = Tj = 340°К, а температура отвода бросовой теплоты Т ХО л = Т 3 = 300°К.
Температура Тхол = 300°К выбрана выше типового значения температуры природного резервуара для бросовой теплоты от работы тепловых машин.
Температура Т ГО р = 340°К выбрана на основе параметров бросовой теплоты от парогазовых установок (ПГУ) из соображений целесообразности преобразования низкопотенциальной бросовой теплоты технологических процессов, которую, например, ПГУ выбрасывают в градирни или в водоёмы, в полезную механическую работу. При низкой температуре теплоносителя (70°С), циркулирующего во вторичном контуре охлаждения конденсатора паровой турбины ПГУ, такой теплоноситель не используется для отопления зданий и сооружений, и теплоту из такого теплоносителя передают окружающей среде посредством градирен или водоёмов с большой площадью зеркала водоёма.
Далее будет показано, что бросовую теплоту ПГУ можно с достаточно высоким коэффициентом преобразовать в полезную механическую работу.
В настоящих расчётах для работы и теплоты на этапах заявленного термодинамического цикла, в обсуждаемом интервале температур работы тепловой машины (Т Г ОР + Т Х ол) > представлены параметры воздуха, как рабочего тела тепловой машины, которые следуют из сведений таблиц, представленных в источнике информации [1]: [«Справочник по теплофизическим свойствам газов и жидкостей», Н.Варгафтик, Наука, Физматлит, Москва, 1972г., «Воздух», стр. 596-597].
В этой связи, в соответствие с численными значениями V - объема, и Т - температуры, зафиксированными для точек 2 и 4 цикла на графике, представленном на фиг. 2, имеем для точек 2 и 4 цикла из источника информации [1] числовые значения энтропии S 2 и S 4 для воздуха, а именно:
- для точки 2 цикла - объем V2 = 5.167 л/кг, температура Т 2 = 340°К
соответствует значение энтропии S 2 = 5.392 кДж/кг*град;
- для точки 4 цикла - объем V4 = 4.446 л/кг, температура Т 4 = 300°К
соответствует значение энтропии S 4 = 5.238 кДж/кг*град.
В исходном состоянии тепловой машины имеем следующие начальные условия:
давление над поршнем и под поршнем равно начальному давлению Р 0 , объем имеет значение - V 0 , температура имеет значение - Т 0 , а именно:
- давление Р 0 = 20.0 МПа = 200.0 бар,
- температура То = 320°К,
- объем V 0 = 4.810 л кг.
Давление (Pi) в точке 1 цикла определяется по закону Клайперона-Менделеева:
Pi = Р 0 * Ti / Т 0 = 20.0 * 340 / 320 = 21.25 МПа = 212.5 бар.
Давление (Рз) в точке 3 цикла определяется по закону Клайперона-Менделеева:
Рз = Ро * Т 3 / Т 0 = 20.0 * 300 / 320 = 18.75 МПа = 187.5 бар,
где Ti = 340° иТ 3 =300°К - температура, соответственно, в точках 1 и 3 цикла.
Параметры энтропии точек 1 и 3 цикла определены интерполяцией по значениям энтропии, полученных из источника информации [1], по соответствующим значениям давления и температуры, ближайшим для точек 1 и 3 цикла, а именно:
- для точки 1 цикла соответствуют: температура Т340 = 340°К и давление Pi = 21.25 МПа, при этом ближайшему сечению «температура-давление» при температуре Т340 = 340°К и при давлении Р 30 о = 300.0 бар = 30.0 МПа соответствует значение энтропии для воздуха S 30 o 340 , а именно:
S3oo_34o = 5.247 кДж/кг*град;
- для точки 3 цикла соответствуют: температура Т300 = 300°К и давление Рз =18.75 МПа, при этом ближайшему сечению «температура- давление» при температуре Т300 = 300°К и при давлении Р = 150.0 бар = 15.0 МПа соответствует значение энтропии для воздуха Si 5 o 300 , а именно:
Si5o_3oo = 5.343 кДж/кг*град.
Пояснение: в таблицах источника информации [1] отсутствуют сечения «температура- давление» по давлению и температуре для параметров воздуха, более приближенных к параметрам заявленного цикла.
Исходя из этого, имеем следующие результаты:
- после интерполяции для точки 1 цикла имеем следующие значения: при давлении Pi = 21.25 МПа и температуре Тз 40 = 340°К, результат энтропии (Si = S21 . 25J40) должен быть близкий к значению энтропии S 2 = 5.392 кДж/кг*град, (учитывая, что Рзоо = 300.0 бар при Тз4о = 340°К) [1], а именно:
S21.25 . 340 = S 2 - (S 2 - S 300 j4o) * 1 ·25 / (Рзоо - Ро) = 5.392 - (5.392 - 5.247) *1.25 / (300.0 - 200.0) =
= 5.392 - 0.145 * 1.25 /100 = 5.392 - 0.002 = 5.390 кДж/кг*град,
Si = S 2 i 25j4o = 5.390 кДж/кг*град;
- после интерполяции для точки 3 цикла имеем следующие значения:
при давлении Рз = 18.75 МПа и температуре Т300 = 300°К, результат энтропии (S 3 = S18.75J00) должен быть близкий к значению энтропии S4 = 5.238 кДж/кг*град, (учитывая, что Р = 150.0 бар при Т300 = 300° ) [1], а именно:
Si8 . 75_3oo = S 4 + (S,5o_3oo - S 4 ) * 1.25 / (Po - Piso) = 5.238 + (5.343 - 5.238) * 1.25 / (200.0 - 150.0) =
= 5.238 + 0.105 * 1.25 / 50 = 5.238 + 0.002 = 5.240 кДж/кг*град.
S3 = Si 8 .75_3oo = 5.240 кДж/кг*град.
Энтропия для воздуха в точках 1 , 2, 3, 4 цикла, соответственно, имеет следующие значения:
Si = 5.390 кДж/кг*град; S 2 = 5.392 кДж/кг*град; S 3 = 5.240 кДж/кг*град; S 4 = 5.238 кДж/кг*град.
3.2. Расчёт работы этапов заявленного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе.
На графике фиг. 2, на рабочем ходе этапа 1 2 из тепловой энергии вырабатывается механическая работа Li -2 .
Для вычисления работы нужно знать изменение объёма рабочего тела и изменение давления на этапе термодинамического цикла.
Коэффициент изменения давления при расширении (К Р дсш) на этапе 1 2 цикла и коэффициент изменения давления при сжатии - всасывании (КСЖАТ) на этапе 3 4 цикла несколько отличаются друг от друга, а именно:
РАСШ = Pi / Ро = 21.25 / 20 = 1.062
КСЖАТ = Ро / Рз = 20 / 18.75 = 1.066
Объём Vi в точке 1 цикла рассчитывается, как:
Vi = V 2 / КРАСШ = 5.167 / 1.062 = 4.865 л/кг.
Объём V3 в точке 3 цикла рассчитывается, как:
V 3 = V 4 * КСЖАТ = 4.446 * 1.066 = 4.739 л/кг.
Работа расширения (Lp A cin) рабочего тела по давлению от Р] до давления Р 0 с коэффициентом расширения по давлению К РА сш = 1 062 рассчитывается по формулам из источника информации: [М.П.Вукалович, И.И.Новиков, «Техническая термодинамика», Энергия, Москва, 1968г.], а именно:
V2 5.167
LpAcm = J ((const, / ) - P )dX = J ((4.865 * 21.25 / X) - 20.0)dX = 0.1835 ~ 0.184 кДж/кг, v, 4.865 где: const ] = V 1 * P 1 ; Р 0 = 20.0 МПа; Pi = 21.25 МПа - начальное давления расширения; Vi = 4.865 л/кг - начальный объем расширения.
Работа всасывания поршня (L B CAC) ПО давлению от Рз до давления Ро в объем, предварительно разряженный в коэффициент КСЖАТ = 1 066 раз, рассчитывается, как:
4 4.446
LBCAC = J ((const- /ЛГ) - Po)dX = j ((4.739 * 18.75 IX) -2ΰ.ϋ)άΧ = 0.1892 - 0.189 кДж/кг, ν 3 4.739
где: const 2 = V 3 * Р 3 ; Р 0 = 20.0 МПа; Р 3 = 18.75 МПа; V 3 = 4.739 л/кг.
С учётом того, что всасывание и расширение создаёт силы, действующие в одну сторону (на поршне двойного действия), полная работа хода поршня Ь Х ОДА = ЬЦИКЛА равна сумме:
ЬЦИКЛА = I LpAciu I + I LBCAC \,
где полная работа хода поршня равна сумме работ этапов цикла, взятых по модулю:
ЬЦИКЛА = I 0.184 I + I 0.189 I = 0.373 кДж/кг.
В регенеративных циклах при их расчёте обязательно исследуют теплоту, которую в состоянии передать термодинамический процесс, и исследуют ситуацию на предмет того, а вся ли передаваемая теплота имеет температуру выше, чем температура рабочего тела на этапе нагрева.
Без учёта потерь теплота на этапах 4 1 и 2 3 цикла подводится в количестве ОЦИКЛА = Q4 1 + + h j = 0.373 кДж/кг, а энергия из цикла на этапах 1 2 и 3 4 отводится в виде механической работы в количестве ЬЩЖЛА = _i + = 0.373 кДж/кг., т.е. >ЦИКЛА = ЬЦИКЛА-
3.3. Расчёт теплоты этапов цикла Стирлинга с управляемыми условиями
теплопередачи в регенераторе.
Из графика, представленного на фиг. 2, следует, что теплота ( Q ) каждого этапа заявленного термодинамического цикла может быть оценена через энтропию точек 1, 2, 3, 4 цикла, учитывая, что показатель адиабаты для воздуха г = 1.41.
Теплота на этапе 4 1 (Q 4 j ) рассчитывается, как:
Q 4J = 0.5 * (Si - S 4 ) * (Ti + T 4 ) / г = 0.5 * (S 21 25 340 - S 4 ) * (Т,+Т 4 ) / г = = 0.5 * (5.390 - 5.238) * (340 + 300) / 1.41 = 0.5 * 0.152 * 640 /1.41 = 34.496 кДж/кг.
Теплота на этапе 2 3 (Q 2 3) рассчитывается, как:
Q 2 з = 0.5 * (S2 - S3) * (Т 2 + Т 3 ) / г = 0.5 * (S 2 - S„.75_30o) * (Т 2 + Т 3 ) / г = = 0.5 * (5.392 - 5.24) * (340+300) / 1.41 = 0.5 * 0.152 * 640 / 1.41 = 34.496 кДж/кг.
Вывод: теплоёмкость этапа 4 1 и этапа 2 3 полностью совпала.
Q 4 1 = Q 2 j = 34.496 кДж/кг.
Без учёта потерь в регенераторе, бросовая теплота на этапе 2 3 цикла отсутствует - она вся поглощается этапом нагрева 4 1.
Из заявленного термодинамического цикла выводится только полезная работа
3.4. Оценка эффективности прямого и обратного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе. Известно, что тепловые машины, работающие по прямому и по обратному циклу Стерлинга, применяются, соответственно, как при конструировании двигателей, так и при конструировании тепловых насосов.
Оценить эффективность заявленного прямого и обратного цикла Стерлинга для одинаковых интервалов температур подвода и отвода теплоты в прямом и обратном циклах, можно путем количественного сравнения соответствующих значений параметров цикла прототипа - тепловой машины, выполненной (работающей) по прямому и по обратному циклу Карно.
3.4.1. Оценка КПД и эффективности заявленного реального прямого цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, выполненной (работающей) в режиме двигателя.
КПД термодинамического цикла тепловой машины, работающей в режиме двигателя, определяется, как отношение полезной механической работы ко всей выводимой энергии (С>вывод) из термодинамического цикла:
QjBblBOfl = Ьциклд + QEPOC
где Овывод - выводимая из цикла энергия, исчисляемая, как сумма полезной механической работы (ЬЦИКЛА) И бросовой теплоты (Q B poc)
Проведенный выше расчёт цикла показал, что при отсутствии потерь в регенераторе, из цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, бросовая теплота не выводится, так как вся она (теплота) передается внутри цикла в нагреваемое рабочее тело. Из цикла выводится энергия только в виде механической работы, т.е. бросовая теплота в цикле отсутствует, а в цикле остается только полезная работа.
Таким образом, теоретический КПД цикла (КПДТЕОРЕТ), В процентах, равен:
КПДТЕОРЕТ = ЮО * ЬЦИКЛА / ОВЬШОД = 100 * 0.373 / 0.373 = 100%.
КПДТЕОРЕТ = Ю0%.
В реальных условиях из цикла должна выводиться теплота, которая в регенераторе не передана нагреваемому рабочему телу из отработавшего рабочего тела, и эта теплота тем больше, чем больший по величине температурный (тепловой) напор требуется для применяемого регенератора, чтобы передать количество теплоты (ОРЕГЕН) ДЛЯ приведенного выше примера расчета цикла:
QpErEH = Q 4 _i = Q 2 j = 34.496 кДж/кг.
Регенератор должен иметь тепловую мощность Q PEEEH = 34.496 кДж на каждый килограмм обращающегося в цикле рабочего тела.
При уменьшении объёма рабочего цилиндра от начального объема Vo = 4.81 литра, например, в два раза, тепловая мощность выбираемого регенератора может также сокращаться в два раза, но, если оставить регенератор прежний, то тогда температурный набег в регенераторе также сократится в два раза. Сокращение величины температурного набега-напора в регенераторе приводит к увеличению КПД термодинамического цикла за счёт сокращения потерь в регенераторе.
КПД заявленного реального цикла (КПД ат) Стирлинга с реальным температурным набегом (dT) при управляемой теплопередаче в регенераторе по заявленному циклу определяется следующим соотношением:
КПД JT = ЬЦИКЛА/ (ЬЦИКЛА + Q<t_i * dT / (Т ГО Р - Тхол)),
где dT - температурный (тепловой) напор в регенераторе при передаче необходимой тепловой мощности.
Например, для температурного напора dT = 0.5 градуса, значение для коэффициента полезного действия ( цикла составляет следующее значение:
КПД_(}т= 0 5 = 0.373 / (0.373 + 34.496 * 0.5 / 40) = 0.373 / (0.373 + 0.431) = 0.373 / 0.804 = 0.4639, где: Q 4 , = 34.496 кДж; (Т Г0Р - Т хол ) = (340°К - 300°К) = 40°К.
Аналогично рассчитаны КПД заявленного реального прямого цикла Стирлинга при других значениях теплового напора (dT), и эти значения КПД представлены в Таблице 1., столбец 2., а именно:
КПД DT = 1 = 30.20 % и КПД DT = 2 = 17.79 %
Коэффициент полезного действия прототипа прямого цикла в рассматриваемом диапазоне температур (Т ГО р ^ Т Х ол) оценивается по формуле Карно:
КПДКАРНО = 100 * (Тгор - хол) / Т ГО р
ЩПРОТОТИПА = 100 * (Т ГО р - Т хол ) / Т ГО р = 100 * (340- 300) / 340 = 11.76 %
КПД_ Г1РОТОТИПА = 11.76 %
В Таблице 1., столбец 3, представлены значения КПД прямого цикла прототипа, одинаковые для всех трех строк Таблицы 1.
С учётом проведенных выше оценок коэффициента полезного действия (КПД_ат) заявленного реального прямого цикла Стерлинга, и расчета коэффициента полезного действия прямого цикла прототипа (КПД_ПЮТОТИП А ) > МОЖНО количественно оценить эффективность (ЭФФ _двиг_(1т) заявленного реального прямого цикла Стерлинга, тепловой машины, работающей в режиме двигателя, для конкретного температурного напора (dT) в регенераторе в сравнении с коэффициентом полезного действия прототипа (КПД_ПЮТОТИПА) 5 определяемую по следующему соотношению:
Например, для теплового напора dT = 0.5 градуса, согласно данному соотношению, коэффициент полезного действия заявленного реального прямого цикла Стирлинга, как показано выше, составляет КПД_ т = 0.5 = 0.4639, откуда значение эффективности (ЭФФ_цвиг_ат = 0 5) заявленного прямого цикла при тепловом напоре dT = 0.5 определяется, как:
0.5 / КПД_П ТОТИПА = 0.4639 / 0.1 176 = 3.945 раз. 3.4.2. Оценка холодильного коэффициента и эффективности заявленного реального обратного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, выполненной (работающей) в режиме теплового насоса.
Исходя из условий обратимости термодинамических процессов, следует считать, что эффективность (ЭФФ_ Т Н T) обратного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, выполненной (работающей) в режиме теплового насоса, будет эквивалентна эффективности (ЭФФ_^иг_ат) прямого цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе тепловой машины, выполненной (работающей) в режиме двигателя, а именно:
ЭФФ т н dT = ЭФФ _двиг_()т
При dT = 0.5 эффективность заявленного цикла Стирлинга в режиме теплового насоса имеет следующее значение:
ЭФФ_ т н _<гг= о.5 = ЭФФ _jjBHT_dT= 0 5 = 3.945 раз.
Соответственно, для теплового напора dT = 1 эффективность заявленного цикла Стирлинга в режиме теплового насоса составляет:
ЭФФ T H_dT= i = 2.568 раз,
а для теплового напора dT = 2, эффективность заявленного обратного цикла Стирлинга составляет:
ЭФФ _T H_dT= 2 ~ 1. 13 раз.
Холодильный коэффициент (К Х ОЛ_ПРОТОТИПА) теплового насоса, работающего по обратному циклу Карно (прототип), рассчитывается по обратной формуле Карно следующим образом:
Т ХО л / (ТГОР - Тхол) = 300 / (340 - 300) = 7.5.
В Таблице 1., столбец 4, представлены значения холодильного коэффициента обратного цикла прототипа (КХОЛ ^ ПРОТОТИПА), одинаковые для всех трех строк Таблицы 1.
Холодильный коэффициент (Кхол_т . н ат) теплового насоса, выполненного по заявленному реальному обратному циклу Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе при соответствующем тепловом напоре (dT) определяется следующим соотношением:
КхоЛ_Т H_dT = Кход ПРОТОТИПА * ЭФФ_т.Н_<ГГ
Для теплового напора dT = 0.5, имеем следующее значение холодильного коэффициента
(Кхол Т H_dT= 0.5) ·
хол_т.н_<1Т= о.5 = Кхол ^ ПРОТОТИПА * ЭФФ_т.н_(1Т= о.5 = 7.5 * 3.945 = 29.59 раз. Аналогично рассчитаны холодильные коэффициенты заявленного реального обратного цикла Стирлинга для тепловых напоров dT = 1 и dT = 2, соответственно:
Kxcm_T.H_dT= 1 = КХОЛ_ПЮТОТИПА * ЭФФ_т.н_ат= ι = 7.5 * 2.568 = 1 .26
К Х ол Т.Н dT= 2 = Кхол_ПРОТОТИПА * ЭФФ т H_dT= 2 = 7.5 * 1.5 13 = 1 1 .35
В Таблице 1 ., столбец 5, представлены значения холодильного коэффициента (К Х ол заявленного цикла в режиме теплового насоса при различных значениях теплового напора (dT). В Таблице 1. представлены параметры тепловых устройств, реализуемых на базе прямого и обратного цикла Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе при наибольшей температуре в заявленном цикле (Т Г ОР = 340°К), и при наименьшей температуре в цикле (Тхол = 300°К) при соответствующих значениях температурного напора (dT) в регенераторе.
Таблица 1.
На базе теплового двигателя и теплового насоса, выполненного по пункту 6 способа формулы изобретения, можно создать монотемпературный преобразователь теплоты в работу.
Но добавление теплового насоса к тепловому двигателю удорожает стоимость такого преобразователя теплоты в работу.
Чем больше выходная мощность тепловой машины с естественным холодильником (без теплового насоса) по отношению к величине работы, затрачиваемой на привод теплового насоса (Мт н ), тем выше эффективность цикла.
Чем выше эффективность цикла, тем меньше удорожание оборудования при введении в него (в конструкцию оборудования) теплового насоса.
Коэффициент удорожания (Кудррож_(1т) пропорционален отношению суммарной работы цикла и работы привода теплового насоса к работе цикла с естественным холодильником. При оценке работы привода теплового насоса по обратной формуле Карно, работа привода теплового насоса (М т н ), выносящего всю бросовую теплоту из-под цикла в нагреватель, определяется оценкой (с завышением необходимой работы) в процентах к подводимой теплоте к циклу, следующим образом:
М т .н ^ЮО - КЩ т / Кхол ПРОТОТИПА
Тогда коэффициент удорожания оборудования (К УД орож_ат) можно определить как:
Кудр м = (М т н . + КПД ат) / КПД d T =
= ((100 - КПД dT ) / К хол ПРОТОТИПА) + КПД т) / КПД dT . Для цикла с тепловым напором dT = 0.5 градуса и КПД ат= 0.5 = 46.39 %, коэффициент удорожа
((100 - 46.39) /7.5 + 46.39) / 46.39 = (53.61 / 7.5 + 46.39) / 46.39 =
= (7.15 + 46.39) / 46.39 = 53.54 / 46.39 = 1.15.
Для цикла с тепловым напором dT = 1.0 градуса и КПД_(П-=1.о = 30.20 %, коэффициент удорожания соответственно формуле составляет:
(69.8 / 7.5 + 30.20) / 30.20 = (9.31 + 30.20) / 30.20 = 39.51 / 30.20 = 1.31 . Для цикла с тепловым напором dT = 2.0 градуса и КПД ат=2 0 = 17.79 %, коэффициент удорожани составляет:
82.21 / 7.5 + 17.79) / 17.79 = (10.96 + 17.79) / 17.79 = 28.75 / 17.79 = 1.62. В Таблице 1 , столбец 6, представлены значения коэффициентов удорожания монотемпературного преобразователя теплоты в механическую работу (без учёта экономии средств, обычно выделяемых на строительство градирни).
Поскольку коэффициенты удорожания (К У д 0 рож_-т) не приближаются к бесконечности, то следует признать, что все варианты заявленного цикла Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, представленные в Таблице 1., являются гарантированно реализуемыми.
Реализуемости монотемпературных преобразователей содействует заявленный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, который обеспечивает высокое значение КПД при малом перепаде температур подвода и отвода теплоты в цикле.
При таких малых перепадах температур у холодного и горячего регенератора теплового насоса эффективность самого теплового насоса будет очень высокая.
В качестве теплового насоса в настоящее время все чаще применяют тепловую машину, работающую по обратному циклу Стерлинга, вал которой вращают внешней силой в сторону, противоположную его вращению в тепловой машине, выполненной в режиме двигателя. Тепловой насос, выполненный по обратному циклу Стерлинга, не зависит от температуры конденсации фреона и вообще не требует фреонов и фреоно-подобных рабочих тел, рассчитанных строго на определённые температуры. Источник информации: [Танклевский В.И., Грузман P.M., Кириллов Н.Г., Сударь Ю.М. «Децентрализованные системы теплоснабжения с тепловыми насосами, работающими по обратному циклу Стирлинга», Теплоэнергоэффективные технологии, Информационный бюллетень, N 1 , С-Пб., 1997, стр. 38-40].
С другой стороны, и саму эффективность такого теплового насоса также можно значительно увеличить, если в тепловой машине (тепловом насосе), работающей по обратному циклу Стирлинга, применить (использовать) заявленный обратный цикл Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе.
Применение заявленного обратного цикла Стерлинга с управляемым теплообменом в регенераторе для теплового насоса монотемпературных преобразователей теплоты в работу уменьшит коэффициент удорожания монотемпературных преобразователей (по отношению к оборудованию с использованием естественного резервуара для сброса теплоты из отработавшего рабочего тела преобразователя теплоты в работу).
Вывод о возможности построения монотемпературных преобразователей с использованием обратного цикла Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе не противоречит законам физики и второму началу термодинамики в его современной вероятностной формулировке, приведенной в источнике информации [2]: [М.П.Вуколович, И.И.Новиков, «Техническая термодинамика», Энергия, Москва, 1968г., Учебник для высших учебных заведений].
Стр. 97, [2]: «Второе начало термодинамики по современным представлениям не является точным законом природы, подобным законам сохранения количества движения или сохранения энергии. Второе начало термодинамики имеет, как подробно будет показано в § 3-9, статистический характер и поэтому выполняется лишь «в среднем».
В термодинамической и статистической формулировках второго начала термодинамики существует различие, которое состоит в том, что статистическая формулировка второго начала термодинамики утверждает, что в замкнутой системе процессы, сопровождающиеся возрастанием энтропии, являются наиболее вероятными, тогда как термодинамическая формулировка второго начала термодинамики считает такие процессы единственно возможными.
Это различие весьма существенное: статистическая формулировка второго начала термодинамики не только не отрицает, но и напротив, предполагает возможность процессов, в результате которых система переходит из более вероятных состояний в менее вероятные, при уменьшении энтропии, тогда как термодинамическая формулировка второго начала термодинамики полностью исключает возможность подобных процессов.
Стр. 98, [2]: «В природе наряду с рассеянием энергии всегда происходят обратные процессы, в результате которых из «рассеянной» энергии возникают новые виды энергии, например энергия электрических зарядов, энергия вихрей и торнадо, энергия возбуждения и распада атомов и др.».
Стр. 56, [2]: «Исходя из закона сохранения энергии, допустимо считать, что любой мыслимый процесс, который не противоречит закону сохранения энергии, принципиально возможен и мог бы иметь место в природе».
4. Краткое описание чертежей.
4.1. На фиг.1 представлены графики динамики изменения объёма V r (горячего цилиндра) и изменения объёма V x (холодного цилиндра) в двигателе Стерлинга.
4.2. На фиг. 2 представлен один из возможных графиков термодинамического цикла тепловой машины, выполненной с учётом формулы изобретения, по пункту 1.
4.3. На фиг. 3. представлена графическая иллюстрация к устройству двигателя с двумя косыми шайбами, удовлетворяющего способу по пункту 1 формулы изобретения. 4.4. На фиг. 4 представлена динамика изменения рабочих объёмов цилиндра с поршнем двойного действия в преобразователе теплоты в работу, устроенного в рамках требований пункта 1 способа формулы изобретения.
4.5. На фиг. 5 представлена пневматическая структурная схема устройства по пункту 1 способа формулы изобретения.
5. Осуществление изобретения.
5.1. Реализация устройства по способу пункта 2 формулы изобретения.
Известно, что экспериментально исследован магнитокалорический эффект (МКЭ) и теплоемкость магнетиков в температурном диапазоне (298°К 353° ) и в магнитных полях с индукцией магнитного поля в диапазоне (0.0 Тл 1.0 Тл).
В соответствующих работах по теплоемкости магнетиков впервые было установлено, что для наноразмерного стабилизированного магнетита в магнитных жидкостях, величина магнитокалорического эффекта превышает величину МКЭ магнетита в микрогетерогенном состоянии:
• наноразмерный магнетит в магнитных жидкостях в температурном диапазоне (336°К + 340°К) претерпевает магнитный фазовый переход «порядок-порядок»;
• теплоемкость наноразмерного магнетита в магнитных жидкостях в нулевом поле превышает теплоемкость магнетита в микрогетерогенном состоянии;
• нестабилизированный высокодисперсный магнетит в ходе окислительного процесса переходит в гематит;
• теплоемкость магнетика сильно зависит от величины магнитного поля.
Источник информации: [Арефьев Игорь Михайлович, «Магнитокалорический эффект и теплоемкость высокодисперсных магнетиков», 02.00.04 - физическая химия, Автореферат диссертации].
В соответствии с принципом магнитокалорического эффекта, следует уменьшать до нуля магнитное поле в материале регенератора (в материале, который запасает теплоту) при горячей продувке регенератора и увеличивать магнитное поле в материале регенератора при холодной продувке. В режиме холодной продувки температура материала регенератора увеличится, что позволит передать всю запасённую регенератором теплоту рабочему телу двигателя Стирлинга, несмотря на то, что удельная теплоёмкость рабочего тела в режиме холодной продувки уменьшается.
5.1.2. Реализации иного варианта устройства по способу пункта 2 формулы
изобретения.
В бытовых холодильниках используют свойство изменения теплоёмкости рабочего агента при изменении давления. При малом давлении жидкий агент испаряется при температуре морозильной камеры и демонстрирует повышенную удельную теплоёмкость, а при повышенном давлении газ переходит в жидкостную фазу, выделяется теплота конденсации при повышенной температуре в радиаторе охлаждения, расположенном на задней стенке холодильника. Если процедуру испарения агента регенератора производить при горячей продувке регенератора, а процедуру конденсации вещества регенератора проводить в момент холодной продувки регенератора, то нагреваемое рабочее тело двигателя Стерлинга поглотит всю ранее накопленную веществом регенератора теплоту.
5.2. Реализации устройства в режиме прямого цикла Стирлинга по способу пункта 1 формулы изобретения.
Проще всего показать работоспособность заявленного термодинамического цикла по пункту 1 формулы изобретения на примере двигателя с косой шайбой.
Двигатель с косой шайбой - это поршневая машина без коленчатого вала. Чаще всего в такой машине поршень, цилиндр и шток поршня являются цилиндрическими и коаксиальными, а шток имеет возможность перемещаться вдоль самого себя в направляющих конструктива головок, если поршень двухстороннего действия. Кроме того, снаружи цилиндра, в непосредственной близости от цилиндра, размещён выходной вал. Выходной вал имеет возможность вращаться вокруг своей оси в радиально упорных подшипниках, на валу закреплена шайба, а некоторая часть плоскости шайбы не перпендикулярна оси вала. При этом шток поршня упирается в шайбу и при рабочем ходе поршня со штоком, шток оказывает воздействие на косой участок шайбы и шайба вместе с валом проворачивается вокруг оси выходного вала.
Особенностью двигателя является тот факт, что масса рабочего тела в цилиндре всегда заключена в объёме между поршнем и соответствующей головкой цилиндра. После рабочего хода температура рабочего тела остаётся высокой (слишком малое количество внутренней энергии преобразуется в механическую работу). И, несмотря на то, что рабочее тело считается отработавшим в одной части цилиндра, отработавшее рабочее тело всегда будет горячее рабочего тела в другой части цилиндра, а если теплоту из отработавшего передать в эту, другую часть цилиндра, и немного до-охладить этот объём газа, то появятся силы, которые вернут поршень в исходное состояние и при этом будут работать против внешних сил.
Внешний вид некоторых узлов такого двигателя, предназначенного для реализации заявленного термодинамического цикла, представлен на фиг. 3., что являет собой графическую иллюстрацию к устройству двигателя с двумя косыми шайбами.
Поршни 1 и 1а расположены на штоках 2 и 2а. На выходной оси За-3 размещены две шайбы 4лев и 4прав, а между ними расположены штоки и поршни так, что концы штоков 2 и 2а касаются поверхностей двух шайб 4лев и 4прав на дорожках 5 и 6, плоскость дорожек 6 перпендикулярна оси вала За-3. Взаимное расположение штока 2а с поршнем 1а и шайб, как это представлено на фиг. 3, такое, что концы штока упираются в ту часть профиля поверхностей шайб, 5, что имеет наклонную плоскость по отношению к оси вращения выходного вала За-3.
При вращении выходного вала За-3 в направлении ω (при таком расположении штоков и шайб), положение поршня 1 и штока 2 не меняется (поршень со штоком не могут смещаться вдоль оси штока), а шток 2а с поршнем 1а вынуждено перемещаются в направлении силы F. На поршнях чередуются направление приложения силы F на противоположное и, поскольку шток также действует на косые поверхности противоположной кривизны двух шайб, то усилия, возникающие на поршне во время рабочего хода, вращают вал всегда в одну сторону.
При движении поршней меняются рабочие объёмы между поршнем и головками цилиндров (на фиг. 3 головки не представлены, но направляющие в головках и штоки выполнены соосно и головки размещены между поршнем и косыми шайбами).
На фиг. 4 представлены графики динамики изменения рабочего объёма цилиндров: между поршнем и левой головкой цилиндра и между поршнем и правой головкой цилиндра (при вращении выходного вала с угловой скоростью ω/сек).
На верхней группе графиков - изменение объёма цилиндра левого и правого от поршня 1.
На нижней группе графиков - изменение объёма цилиндра левого и правого от поршня 1а.
При непрерывном вращении выходного вала с шайбами описанного профиля, объёмы под левой и правой головкой цилиндра будут изменяться.
И, наоборот, при должном чередовании нагрева и охлаждения рабочего тела в оговоренных объёмах - будут возникать силы, заставляющие вращаться непрерывно вал двигателя.
Пневматическая структурная схема устройства, работающего по заявленному циклу, представлена на фиг. 5.
Поршневая машина представлена на фиг. 5 цилиндром 7, поршнем 1, штоком 2 и головками цилиндра 8лев и 8прав с направляющими для штока 2. На фиг. 5. отображено такое положение штока и косых шайб 4лев и 4прав, при котором концы штока 2 упираются в не наклонную часть шайб 4лев и 4прав, т.е. в поверхности 6 (подробнее смотри фиг. 3).
Поршень может быть полый, с внутренней перегородкой. Полость поршня справа от перегородки, объём цилиндра Vnp и правая полость штока - сообщающиеся сосуды. Правая полость штока, кроме того, сообщается с внешними трубопроводами через разъём х. Аналогично, полость поршня слева от перегородки, объём цилиндра Улев и левая полость штока - сообщающиеся сосуды. Левая полость штока, кроме того, сообщается с внешними трубопроводами через разъём щ.
В головках цилиндра 8лев и 8прав, предусмотрены окна и соответствующие разъёмы ч а ш - для подключения внешних трубопроводов.
Вдоль по штоку, в объёмах, под левой 8лев, и под правой 8прав, головками цилиндра может перемещаться перегородка - шторка, соответственно 9лев и 9прав. На структурной схеме фиг. 5 не отражены приводы для перемещения этих перегородок вдоль штока (технических решений привода бесконечно много), однако, приводы обеспечивают перемещение перегородок от поршня к головке после совершения рабочего хода в этой части цилиндра и в фазе всасывания поршня - от головки к поршню.
При перемещении перегородок не возникает существенного перепада давления рабочего тела тепловой машины на сторонах перегородок, поскольку конструкция устройства по схеме фиг. 5 предусматривает свободное перетекание рабочего тела из объёма перед перегородкой (из объёма, в сторону которого движется перегородка) в освободившийся объём за перегородкой. Рабочее тело перетекает через соответствующие полости теплообменников 10 (теплообменник- регенератор), 11 (теплообменник до-нагрева) и 12 (теплообменник до-охлаждения) в режиме постоянного объёма, но с синхронно изменяющимся давлением перед и после перегородки.
На фиг. 5 зафиксировано такое состояние и положение поршня, которому предшествовала процедура нагрева рабочего тела в правой части цилиндра и процедура охлаждения рабочего тела в левой части цилиндра. При этом даже после окончания рабочего хода, давление слева и справа от поршня стало одинаковым, но даже при смещении поршня влево от среднего положения в цилиндре после рабочего хода, температура рабочего тела в левой части цилиндра меньше, чем температура рабочего тела в правой части цилиндра.
Чтобы организовать следующий рабочий ход нужно, чтобы рабочее тело в левой части цилиндра нагрелось и там увеличилось давление, а температура в правой части цилиндра упала и там бы давление уменьшилось. Процедуры нагрева и охлаждения протекают тогда, когда поршень зафиксирован в крайнем положении (когда концы штоков оказались не на наклонных поверхностях косой шайбы).
Итак, поршень и шток зафиксирован, а перегородки-шторки 9лев и 9прав перемещаются справа налево, в направлении стрелок Пр1 «продувка 1».
При продувке Пр1, в правой, части цилиндра с нагретым рабочим телом, газ перемещается от разъёма J , через обратный клапан 13 к штуцеру д регенератора 10, далее через штуцер г к штуцеру р теплообменника 12. С выхода теплообменника 12 (штуцер с) рабочее тело поступает в освободившийся объём за шторкой 9прав, но поступает уже при низшей температуре в цикле.
При продувке Пр1, в левой, части цилиндра с охлаждённым рабочим телом, газ перемещается от разъёма ч, к штуцеру о теплообменника 12, далее через штуцер и к штуцеру а теплообменника 10. С выхода теплообменника 12 (штуцер б) рабочее тело поступает в освободившийся объём за шторкой 9лев, но поступает через обратный клапан 14 и канал ж_е теплообменника 11 и уже при самой высокой температуре в цикле.
К окончанию движения шторок-перегородок 9лев и 9прав, к окончанию процесса охлаждения рабочего тела (в правой части цилиндра) и нагрева рабочего тела (в левой части цилиндра), вал и шайбы проворачиваются так, что шток начинает скользить по косой части активной шайбы 4прав и совершать полезную работу вращения вала, под действием расширяющегося газа в левой части цилиндра и втягивающего усилия на поршне в область пониженного давления в правой части цилиндра.
Так совершается рабочий ход поршня в двигателе. По мере совершения рабочего хода разность давлений в левой и правой части цилиндра падает.
В момент выравнивания давления на сторонах поршня 1 наклонная часть косой шайбы заканчивается, шток фиксируется в достигнутом состоянии между не наклонными частями шайбы, положение поршня и объёмы в правой и левой части фиксируются (хоть они и оказываются не равными) и начинается движение шторок-перегородок в обратную сторону, что сопровождается перемещением тепла из горячего рабочего тела через обратный клапан 16 в регенератор 10 и далее в холодное рабочее тело, поступающее через обратный клапан 16 в теплообменник 11 до-нагрева нагреваемого рабочего тела в теплообменнике 11, и процесс перемещения шторок-перегородок сопровождается отводом лишнего тепла (не переданного в регенераторе 10) из охлаждаемого рабочего тела в теплообменнике до-охладителе 12.
При процедуре нагрева рабочего тела, например, в левой части цилиндра, шторка- перегородка, перемещаясь справа-налево (продувка Пр1), вызывает движение газа в теплообменниках, но обратный клапан 17 препятствует прохождению газа через канал o n теплообменника 12. При процедуре охлаждения рабочего тела в левой части цилиндра, обратный клапан 18 заставляет двигаться рабочее тело через канал п о теплообменника 12 и передавать этому теплообменнику остатки бросовой теплоты от той теплоты, которая не была перемещена в нагреваемое тело в регенераторе 10.
Обратные клапаны 19 и 20 предназначены для реализации аналогичных процедур при нагреве и охлаждении рабочего тела в правой части цилиндра для исключения перемещения рабочего тела через канал с_р в процедуре нагрева рабочего тела в правой части цилиндра.
С учётом изложенного, если правильно рассчитаны тепловые сопротивления теплообменников 11 и 12, то на входе сумматора (смесителя), от штуцеров и и н теплообменника 11 и от штуцера ф теплообменника 12, теплоноситель будет иметь одинаковую температуру и эта температура (на выходе 22 сумматора (смесителя) 21), будет иметь температуру (в случае реализации цикла, представленного на фиг.2) на ΔΤ = 40 градусов ниже, чем температура теплоносителя на входе 23.
Описанное устройство любым, технически-целесообразным способом, можно конструктивно сопрягать (подключать) с существующими электрическими генераторами с целью преобразования тепловой энергии в механическую работу и, далее, в электрическую энергию.
Если сделать расстояние между двумя шайбами несколько больше, чем это нужно для цилиндра выбранного объёма, то на каждом штоке можно разместить поршень двухстороннего действия и поместить его в цилиндр насоса гидравлического привода, а гидропривод часто привлекательнее, чем электропривод из соображений выигрыша гидравлического мотора (гидравлического двигателя) у электрического двигателя по критерию удельной массы.
5.3. Реализация способа по пункту 4 формулы изобретения.
Известно, что приближение характера термодинамических процессов сжатия и расширения к изотермическому процессу, повышает общий КПД тепловой машины. В заявленном прямом и обратном цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе также увеличивается КПД, если характер термодинамических процессов сжатия и расширения рабочего тела, происходящих в тепловой машине, близок к изотермическому характеру осуществления термодинамических процессов.
5.4. Реализация способа по пункту 5 формулы изобретения. Известно, что цикл Стерлинга может осуществляться в обратную сторону, т.е. если вращать выходной вал тепловой машины, работающей по циклу Стерлинга, внешним усилием в обратную сторону, то термодинамические процессы в цикле будут происходить в обратной последовательности, реализуя цикл теплового насоса. Принимая во внимание тенденцию развития тепловых насосов в сторону использования тепловой машины Стерлинга и опубликованные сведения в источнике информации: [Танклевский В.И., Грузман P.M., Кириллов Н.Г., Сударь Ю.М. «Децентрализованные системы теплоснабжения с тепловыми насосами, работающими по обратному циклу Стерлинга», «Теплоэнергоэффективные технологии», Информационный бюллетень, N 1, СПб., 1997, стр. 38-40], целесообразно и реализуемо для получения тепловых насосов, криогенных машин и машин умеренного холода с повышенным (увеличенным) их общим холодильным коэффициентом, использовать обратный цикл Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, где последовательность операций (чередование этапов цикла) с рабочим телом в термодинамическом цикле выполняется в обратном порядке.
5.5. Реализация способа по пункту 6 формулы изобретения.
В цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе по пункту 1 формулы изобретения, при использовании тепловой машины, работающей по прямому циклу Стерлинга, отработавшее на этапе рабочего хода в цикле рабочее тело направляют в холодный регенератор теплового насоса, сопряжённого по температурам холодного и горячего регенератора, соответственно с температурами бросовой теплоты и питающей теплоты в цикле, а рабочее тело в цикле, на этапе нагрева рабочего тела в цикле Стерлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе, нагревают не только питающей теплотой, но и в горячем радиаторе указанного выше сопряжённого теплового насоса.
5.6. Оценка удельной массы двигателя, выполненного по циклу Стирлинга с управляемыми условиями теплопередачи в регенераторе.
Основные комплектующие рабочие узлы двигателя, выполненного по структурной схеме, представленной на фиг. 5 - это поршневая машина и регенератор (теплообменник).
Известны решения регенераторов, которые имеют тепловую мощность более Рмощн > 30 ООО кВт в объёме одного кубического метра при тепловом напоре не более dT = 1 градуса между теплообменивающимися средами.
В расчётах, предложенных выше, тепловой двигатель, работающий по заявленному циклу, на каждый килограмм воздуха должен будет пропустить через свой рабочий объём менее шести литров. Диаметр каждого цилиндра (d^m) двигателя будет составлять величину, не более ёцил— 150 мм.
Цилиндров вокруг одного вала с косыми шайбами можно разместить, более чем один цилиндр - например, восемь цилиндров. При работе такого двигателя, за один проход штока в одну сторону работа, вырабатываемая одним штоком, составит величину Ьцикла = 0.373 кДж кг, но за один оборот вала, каждый шток совершает двойной ход и возвращается в исходное состояние.
Следовательно, на периоде обращения вала с косой шайбой каждым штоком выработается двойная работа (L2), т.е. L2= 2 * Ьцикла = 0.373 * 2 = 0.746 кДж/кг.
А если цилиндров в двигателе по количеству восемь единиц, то за один оборот вала выработается общая суммарная работа (Ъсумм), а именно:
Ьсумм = 8 * L2 = 8 * 0.746 = 5.968 кДж.
При далеко не предельной нагрузке двигателя, при частоте (f) оборотов выходного вала f = 6000 об/мин (100 об/сек), все восемь цилиндров за секунду выработают общую суммарную работу 596.8 кДж/сек, что соответствует их суммарной мощности Рмощн = 596.8 кВт.
Объём восьми цилиндров двигателя будет равен Vg = 48 литров. Коэффициент заполнения объёма металлом не более 25%, а показатель плотности упаковки элементов двигателя равен 0.5.
Значит, полный объём (У да иг) двигателя, работающего по заявленному циклу, будет составлять величину Удаиг < 100 литров, а его масса будет составлять величину mi < 300 кг.
Объём теплообменников (V-ГЕПЛООБМ) не должен превышать величины:
VTEIDIOOEM < 48 / 30 000 = 0.0016 м 3
Допустим, что выбран не самый лучший теплообменник, и тогда, если этот теплообменник хуже эффективного теплообменника, например, в десять раз, то его объём составит не более величины: УТЕПЛООБМ < 16 литров.
Коэффициент заполнения металлом теплообменника - не более 25%, это значит, что масса его будет составлять около т 2 = 50 килограмм.
С учётом объёма и массы двигателя, включая теплообменник, а также с учётом необходимого холодильника, объём агрегата мощностью Рмощн = 596.8 кВт будет составлять, соответственно:
- по объему V = V-ГЕПЛООБМ + Удаиг = 100 + 16 = 1 16 литров,
- по массе М = ni l + m 2 = 350 кг.
Тогда его удельная масса (М уд ) составит:
М уд = М / Рмощн = 350 / 596.8 = 0.586 кг/кВт,
а удельный объём будет составлять:
У уд = V / Рмощн = 1 16 / 596.8 = 0.194 литр / кВт.
Т.е. имеем следующие удельные параметры двигателя по массе и объему:
Муд = 0.586 кг/кВт, и У уд = 0.194 литр / кВт.
*** Аналогичные удельные параметры силовой установки самолёта Боинг 737 (вместе с запасом топлива) - составляют значения:
Муд = 2.6 кг / кВт, и Уу Д = 1.1 литр / кВт.
6. Промышленная применимость. Параметры заявленного цикла, представленного на фиг. 2, соответствуют, в том числе, устройству, которое может иметь наименование: «Преобразователь бросовой низкопотенциальной теплоты».
К таким низкотемпературным источникам теплоты относится теплота, передаваемая в градирни электростанций, теплота охлаждения мощных компрессоров и двигателей внутреннего сгорания, паразитное тепло мощных компьютерных центров, теплота металлургических производств, теплота из коллекторов вытяжной вентиляции метрополитена, гостиниц и производственных помещений и т.д. и т.п., которую целесообразно использовать, иными словами - утилизировать с получением механической работы.
Отличительной особенностью такого преобразователя, утилизирующего низкотемпературную бросовую (низкопотенциальную) теплоту, является малая разница температур между температурой подвода теплоты к преобразователю, выполненному на базе тепловой машины с внешним подводом тепла, и температурой холодного резервуара, в который тепловая машины вынуждена сбрасывать бросовую теплоту из отработавшего рабочего тела.
При создании преобразователя низкопотенциальной теплоты по заявленному термодинамическому циклу, у бросовой теплоты температура будет выше типового значения окружающей среды (например, воды в естественном водоеме) и это обстоятельство обеспечит работоспособность такого преобразователя. Из соображений упрощения конструкции и эксплуатации преобразователя низкопотенциальной теплоты в работу, в качестве рабочего тела в «Преобразователе бросовой низкопотенциальной теплоты» применяется обычный сжатый воздух, а с целью уменьшения удельных объёмных характеристик выбрано среднее давление воздуха в цикле, равное 20.0 МПа.
Малое изменение давления в цикле облегчает выполнение требований по надёжности мембраны, отделяющей друг от друга теплообменивающиеся среды, и малый коэффициент изменения давления обеспечивает низкий перепад температур подвода и отвода теплоты.
Реально сочетание параметров в цикле может быть другим, как и вид выбранного рабочего тела, например, воздух, аргон, неон, гелий.
Тепловая машина по заявленному термодинамическому циклу герметична, но высоких требований к конструкции по её герметичности, в случае применения воздуха в качестве рабочего тела, можно не предъявлять, ибо рабочее тело легко пополняется от встроенного в машину компрессора небольшой производительности.
Таким образом, преобразователь низкотемпературной теплоты, работающий по заявленному термодинамическому циклу, позволяет эффективно перерабатывать низкотемпературную бросовую теплоту в механическую работу с КПД намного выше, чем КПД цикла Карно.
Next Patent: DEVICE FOR MEASURING LINEAR DISPLACEMENT