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Stirlingmaschine und Verfahren zum Betreiben derselben
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Die vorliegende Erfindung betrifft eine Stirlingmaschine und insbesondere
ein Verfahren zum Betreiben derselben.
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Der Stirling-Kreisprozeß wurde seit seiner Entdeckung Anfang des neunzehnten
Jahrhunderts beachtet. Aus verschiedenen Gründen erzielte er keinen wirtschaftlichen
Erfolg; wegen seines großen theoretischen Wirkungsgrades und der ihm anhaftenden
geringen Ver unreinigung ist er jedoch neuerdings der Gegenstand eines bedeutenden
Untersuchungs- und Entwicklungsprogramms, das hauptsächlich auf eine Anwendung als
Antrieb gerichtet ist.
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In der modernen Stirling-Technologie haben sich eine Anzahl von Faktoren
ergeben, die zu laufenden und erheblichen Problemen führen, von denen sich eine
Anzahl als bei einer praktischen Anwendung untragbar herausgestellt haben. Einige
dieser Probleme sind die folgenden: 1. Die Leistungsabgabe wird durch Ändern des
Arbeitsfluiddrucks geändert; das führt zu einem komplizierten System für ein Abziehen
von Arbeitssubstanz von der Maschine und zum momentanen bzw. augenblicklichen Zurückführen
derselben.
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2. Etwa der gesamte Wärmeverlust ergibt sich durch direkte Rühlung
des sogenannten 'kalten Raums' der Maschine, was zu schwierigen Konstruktionsproblemen
führt.
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3. Die Verwendung einer leichten Gas-Arbeitssubstanz erhöht die Probleme
bezüglich einer Explosionsgefahr (Wasserstoff), bezüglich eines Verlustes durch
hohe Verflüchtigung und im Fall von Helium bezüglich der Verfügbarkeit sowie der
Kosten.
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4. Das schwierigste Problem ist dasjenige der Wärmeübertragung, das
heißt das Problem, die Wärme in die Arbeitssubstanz zu übertragen und einen zufriedenstellenden
Wirkungsgrad zu erreichen.
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Eine zur Zeit vielbeachtete Art einer Stirlingmaschine ist diejenige
vom ventilfreien Typ. Es ist keine echte Stirlingmaschine, und -sie wird besser
als eine Pseudo-Stirlingmaschine beschrieben;
in dieser wurde das
hervorragende Prinzip der wahren Stirlingmaschine (Expansion bei konstanter Temperatur
und Kompression bei konstanter sowie sehr viel niedrigerer Temperatur) zwecks mechanischer
Vereinfachung geopfert bzw. teilweise aufgegeben. Die Maschine hat keine die Expansion
und Kompression in dem Zylinder steuernden Ventile. Jeder Zylinderkopf ist mit der
Basis bzw. dem unteren Teil des nächsten Zylinders über einen Wärmeaustauscher verbunden,
so daß die Drücke in dem 'heißen Raum' eines Zylinders und in dem 'kalten Raum'
des nächsten Zylinders, mit dem er verbunden ist, ständig gleich sind und sich jedoch
laufend ändern.
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Der ideale Wirkungsgrad der echten Stirlingmaschine beträgt T2 ~ T
, -T1 T2 ' wobei T2 die Temperatur des expandierenden Gases oder Dampfes und T1
die Temperatur während der Kompression sind (in absoluten Temperaturgraden). Dies
ist der maximale oder 'Carnot' Wirkungsgrad einer Wärmekraftmaschine, die zwischen
den Temperaturgrenzen T2 und T1 arbeitet. Eine echte Stirlingmaschine hat eine Wärmeaufnahme
nur während der Expansion. Im Falle einer Kolbenmaschine erfolgt dies gewöhnlich
durch Erhitzen des Zylinders.
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Bei der ventilfreien Stirlingmaschine wird eine gewisse Wärmemenge
der Arbeitssubstanz während des Expandierens zugeführt, doch erfolgt die meiste
Wärmezufuhr vor der Expansion, wenn die Arbeitssubstanz von dem Wärmeaustauscher
zu dem 'heißen Raum' über dem Kolben strömt. Somit erfolgt in der Maschine tatsächlich
eine Expansion irgendwo zwischen einem isothermen und isentropischen Zustand; ähnliches
gilt für die Kompression in dem 'kalten Raum' unterhalb des Kolbens.
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In beiden heißen und kalten Räumen kann ein Rohrbündel zum Vergrößern
der Wärmeübertragungsfläche benutzt werden; dies kann jedoch nicht die Wärmeübertragung
während der Expansion oder Kompression beeinflussen, sondern nur sicherstellen,
daß sich das Gas vor der Expansion auf oder etwa auf der maximalen Temperatur und
vor der Kompression auf der minimalen Temperatur befindet.
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Somit muß der Wirkungsgrad naturbedingt beträchtlich von demjenigen
des
theoretischen Stirlingkreisprozesses abweichen. Um diesen Effekt zu vermindern,
werden bei der ventilfreien Stirlingmaschine sehr hohe Temperaturen an der 'heißen
Seite' der Maschine angewendet. Die Wärmezufuhr zur Arbeitssubstanz erfolgt durch
gasförmige Verbrennungsprodukte, die direkt den Expansionszylindern zugeführt werden.
Jedoch ist die Wärmeübertragung an der heißen Gas-Metallgrenzstelle immer relativ
schlecht. Die kombinierte Anwendung der hohen Temperatur und des von den Verbrennungsgasen
gebildeten oxidierenden Mediums erfordern ein Anwenden von besonderen und teuren
wärmebeständigen Legierungen mit einem großen Nickel-Chromgehalt.
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Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, diese und andere
Nachteile der Gas-Stirlingmaschine zu vermeiden oder beträchtlich zu vermindern
und insbesondere ein verbessertes Verfahren zum Betreiben einer Maschine vom Stirlingkreisprozeßtyp
zu schaffen.
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Die Lösung der gestellten Aufgabe wird erfindungsgemäß durch Anwenden
eines kondensierbaren Dampfes, wie Wasserdampf, als Arbeitssubstanz und durch eine
Anzahl von noch zu beschreibenden neuen Schritten erreicht. Die folgende Beschreibung
einer Dampf-Stirlingmaschine beinhaltet als Beispiel den ventilfreien sogenannten
Rinia-Typ einer Kolbenmaschine mit Kolben und Zylindern.
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Jedoch würde das System in gleicher Weise auch bei dem klassischen
Verdrängerkolben-Arbeitskolben-Stirlingmaschinentyp wie auch bei Umlauf- bzw. Drehkolben-Stirlingmaschinen
wirksam sein.
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Als Arbeitsfluid wird in der erwähnten Weise ein kondensierbares Fluid,
wie Dampf, benutzt, und ein Teil desselben wird vor dem Einführen in die kalte Zylinderzone
kondensiert. Vor und/oder während der Kompression des Dampfes in der kalten Zylinderzone
wird Wasser in einer Menge eingespritzt, die gleich der kondensierten Menge oder
größer oder kleiner als diese ist.
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Allgemein zeichnet sich ein Verfahren der genannten Art erfindungsgemäß
dadurch aus, daß A. ein erhitztes Wärmeaustauschfluid von außen um das heiße Ende
eines
Zylinders einer Maschine vom Stirlingkreisprozeßtyp in indirektem Wärmeaustausch
mit einem kondensierbaren Arbeitsfluid geleitet wird, B. der erhitzte Dampf des
Arbeitsfluids von dem heißen Zylinder durch einen Wärmeaustauscher geleitet wird,
C. ein Teil des Dampfes nach dem Durchlaufen des Wärmeaustauschers kondensiert wird,
D. der verbleibende Teil des Dampfes zum kalten Zylinderraum der Maschine vom Stirlingkreisprozeßtyp
geleitet wird und E. vor sowie während der Kompression des Dampfes in dem kalten
Zy linderraum eine Flüssigkeit des Arbeitsfluids in einer Menge eingespritzt wird,
die dem im Verfahrensschritt C kondensierten Teil entspricht oder größer oder kleiner
als dieser ist.
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Weitere Merkmale auch im Zusammenhang mit einer entsprechenden Krafterzeugungsanlage
vom Stirlingkreisprozeßtyp ergeben sich aus den Patentansprüchen.
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Die Erfindung wird nachfolgend unter Hinweis auf die Zeichnungen näher
erläutert. Es zeigen: Figur 1 - in einer schematischen Darstellung eine zum Durchführen
der vorliegenden Erfindung geeignete und mit einem kondensierbaren Fluid arbeitende
Stirlingkreisprozeßmaschine, Figur 2a - in schematischer Darstellung eine mit drei
Zylindern ausgebildete Maschine vom Rinia-Typ, wobei die Kolben in einer Minimalvolumenposition
bei einem Kurbelwinkel von 250 dargestellt sind, Figur 2b - in einer schematischen
Darstellung eine mit drei Zylindern ausgebildete Maschine vom Rinia-Typ, wobei die
Kolben in einer Maximalvolumenposition bei einem Kurbelwinkel von loS0 dargestellt
sind, Figuren 3a und 3b - Druck-Volumen- und Temperatur-Entropie-Diagramme für einen
idealen Stirling-Kreisprozeß, Figuren 3c und 3d - ähnliche Diagramme für den Stirling-Kreisprozeß
der vorliegenden Erfindung unter Anwendung von Dampf als Arbeitsfluid,
Figuren
4a und 4b - in schematischer Weise die Stellungen eines Kolbenpaares während der
Dampfkondensation, Figur 4c - in schematischer Weise ein Dampfregelventil vom Oszillations-
bzw. Schwingtyp, Figuren 5a und 5b - in schematischer Weise die Wassereinspritzung
in den kalten Zylinderraum, Figur 6 - ein dem Stirling-Kreisprozeß der vorliegenden
Erfindung zugeordnetes Druck-Enthalpie-Diagramm, Figur 7 - ein Diagramm, das den
Prozentsatz der im Idealfall erzeugten Arbeit als Funktion des Verhältnisses der
Kompressionsarbeit zur Expansionsarbeit für verschiedene Expansions- und Kompressionswirkungsgrade
darstellt, und Figuren 8a und 8b - in schematischer Weise den Einfluß von abgeschrägten
bzw. konischen Kolben auf die Wärmeübertragung in dem Kreisprozeß.
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In Figur 1 ist eine allgemein mit der Hinweiszahl 1o bezeichnete Stirling-Maschine
vom Rinia-Typ schematisch dargestellt. Die Maschine hat drei Zylinder 12a, 12b und
12c, deren heiße Enden von einem gemeinsamen Gehäuse bzw. Mantel 14 eingeschlossen
sind. Die darin befindlichen Teile der Zylinder können gemäß der Darstellung gerippt
sein, um den Wärmeaustausch mit einem in dem Gehäuse bzw. Mantel enthaltenen Wärmeaustauschmedium
zu verbessern. Dieses Medium wird von einer äußeren und allgemein mit der Hinweiszahl
16 bezeichneten Verbrennungsheizvorrichtung auf eine hohe Temperatur erhitzt. Das
erhitzte Fluid gelangt durch eine Leitung 18 in das Innere des Gehäuses 14, um von
diesem über eine Leitung 20 zurück zur Heizvorrichtung zu strömen. Jeder der Zylinder
12a, 12b und 12c hat ein kaltes Ende 22a, 22b sowie 22c und ist mit einem Kolben
24a, 24b sowie 24c ausgerüstet. Die Kolben sind über Kurbelstangen 26a, 26b sowie
26c und über herkömmliche Kurbeln mit einer gemeinsamen Kurbelwelle 28 verbunden.
Diese treibt eine Flüssigkeitseinspritzpumpe 30 an, welche über Leitungen 32a, 32b
sowie 32c mit Einspritzöffnungen bzw. -mündungen in jedem der kalten Räume eines
jeden der Zylinder verbunden ist. Die Pumpe entnimmt über eine Leitung 34 Fluid
von einem mit einem Kondensaitor 38 verbundenen Kondensat-Ausgußraum 36.
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Das Arbeitsfluid wird innerhalb des Gehäuses 14 über eine Leitung
40, die das obere Ende des heißen Raums des Zylinders 12a mit einem Wärmeaustauscher
42 verbindet, bis zum Dampfzustand erhitzt; entsprechendes gilt für eine Leitung
44, die das obere Ende des heißen Raums des Zylinders 12b mit einem Wärmeaustauscher
46 verbindet, und für eine Leitung 48, die das obere Ende des Zylinders 12c mit
einem Wärmeaustauscher 50 verbindet. Die kalten Enden der Wärmeaustauscher 42, 46
und 50 sind entsprechend mit mechanischen Ventilen 52a, 52b und 52c verbunden. Diese
Regelventile sind gemäß der Darstellung mechanisch mit der Kurbelwelle 28 verbunden.
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Jedes der mechanischen Ventile ist an den kalten Raum eines Zylinders
22a, 22b oder 22c und über eine Leitung 54 an den Kondensator 38 angeschlossen,
wie es aus Figur 1 ersichtlich ist.
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Die Einrichtung enthält auch einen Generator 56, eine Wärmeeinsparungsvorrichtung
60, die mit einer Kurbelgehäuse-Heizvorrichtung 62 verbunden ist, und ein System,
mit dem in einer Ammoniakflasche 64 enthaltenes Ammoniak über eine Leitung 66 in
das Arbeitsfluid getrieben werden kann. Wenn die Maschine außer Betrieb ist, wirkt
das Ammoniak als ein Gefrierschutz, und bei einer Erhitzung des Wassers wird das
Ammoniakgas durch einen Kompressor 68 wieder zusammengedrückt und für eine erneute
Speicherung in der Ammoniakflasche 64 mittels eines Kondensators 70 kondensiert.
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Die mit drei Zylindern ausgebildete Maschine lo wird benutzt, um das
Expansionsverhältnis des Zyklus zu vergrößern. Die Charakteristiken bzw. Eigenschaften
eines solchen ventillosen Rinia-Systems erfordern eine ziemlich komplexe Berechnung
- im Idealfall unter Zuhilfenahme eines Rechners - zum Bestimmen des Expansionsverhältnisses
und der Ausgangsarbeit pro Umdrehung. Es kann jedoch eine angemessene Approximation
vorgenommen werden, indem ein die Kolbenverlagerung an aufeinanderfolgenden Kurbelintervallen
von beispielsweise 150 zeigendes Diagramm benutzt und das Verhält nis der Länge
der Kurbelstange zum Hub berücksichtigt werden. Bei einer solchen Konfiguration
mit drei Zylindern nimmt das Volumen zwischen den Kolben bei einem Kurbelwinkel
von etwa 250, Figur 2a ein Minimum und bei einem Kurbelwinkel von etwa loS0, Figur
2b,
ein Maximum ein; das Verhältnis zwischen dem maximalen und
minimalen Hubvolumen beträgt etwa 16 : 1.
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Anders als die Stirlingmaschine mit Gas-Arbeitsfluid erfordert die
erfindungsgemäße Dampf-Stirlingmaschine nach der vorliegenden Erfindung einen ziemlich
niedrigen Minimaldruck zum Erreichen einer niedrigen Temperatur für eine Wärmeabfuhr,
und diese Temperatur ist im vorliegenden Fall I die Kondensationstemperatur (condensing
temperature) für Dampf. Eine präzise Berechnung der Ausgangsleistung einer Maschine
dieser Art erfordert eine Kenntnis des nicht zum Hubvolumen gehörigen Volumens (verbindende
Rohre und Wärmeaustauscher) zwischen den Zylindern. Das Expansionsverhältnis ist
festgelegt. Somit wird bei einer gegebenen Maschinendrehzahl die Leistung in wirksamer
Weise geändert, indem eine Änderung der Dampfmenge in dem System erfolgt, was sehr
leicht und schnell in der Dampfkondensationsmaschine (condensing vapor engine) durch
eine Änderung des Wassereinspritzmaßes durchgeführt werden kann.
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Um einen wirksamen Betrieb bei hohen Umgebungstemperaturen zu ermöglichen,
ist ein minimaler absoluter Kondensationsdruck von 0,703 kp/cm² (1o psia) bei Gleichgewichts-
bzw. Beharrungstemperatur (89,60 C bzw. 193,20 F) ein Bestimmungsparameter. Eine
vierfache Massen- bzw. Mengenvergrößerung des Arbeitsfluids führt zu einer vierfachen
Vergrößerung der Ausgangsleistung, während der absolute Kondensationsdruck auf etwa
2,812 kp/cm² (40 psia) angehoben wird. Der maximale absolute Arbeitsdruck würde
im Idealfall etwa 2,812 x 16 kp/cm² oder 45,ovo kp/cm² (40 x 16 psia oder 640 psia)
betragen (bei Annahme einer echten isothermen Expansion und bei einer Vernachlässlgung
des nicht zum Hubvolumen gehörenden Volumens bzw. des schädlichen Raums).
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Eine angenäherte Berechnung wie im Beispiel 1 zeigt, daß eine Maschine
des dargestellten Typs mit drei Zylindern etwa 45 Watt cm3 (1 HP /cu in) des Hubvolumens
erzeugen könnte, wobei ein Expansions- und Kompressionswirkungsgrad von s,9, 12
% Reibungsverluste und eine Expansion bei 53i C (logo0 F) angenommen werden.
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Die Dampf-Stirlingmaschine hat ein größeres Hubvolumen als eine solche
Maschine, bei der ein Permanentgas benutzt wird, da sie über einen niedrigeren Druckbereich
zu arbeiten hat, was gewisse Vorteile hat. Die vergrößerte Heizoberfläche sowie
die verminderte Metalldicke, was zu einer Vergrößerung der Wärmeübertragung auf
das Arbeitsmedium während des Expandierens führt, ergibt zusammen mit der vorgeschlagenen
Verwendung eines kondensierenden Dampfwärmeübertragungsmediums eine stärkere Annäherung
an eine ideale isotherme Expansion.
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Regenerativwärmeaustauscher Es wurden schon Regenerativwärmeaustauscher
42, 46 und 50 großen Wirkungsgrades für die Maschine entwickelt, und diese Wärmeaustauscher
sind bekannt. Der Zyklus bzw Kreislauf nach der vorliegenden Erfindung basiert zum
Teil auf einer Kompression von Naßdampf bis zu einem Punkt an oder nahe an der Dampfsättigungslinie;
somit sieht das kalte Ende des Regenerators gesättigten oder nahezu gesättigten
Dampf, und ein 'Verblenden' (blinding) des Austauschers ist unproblematisch.
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Dampfabfuhr vom heißen Raum zum Kondensator Die ideale 'DampE-Stirling'
Maschine mit einer internen Kühlung ist in der T-S sowie P-V Ebene in den Figuren
3c sowie 3d dargestellt, und zwar in Verbindung mit ähnlichen Darstellungen gemäß
den Figuren 3a und 3b für ein Permanentgas.
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Ein Teil des Dampfes wird entfernt bzw. abgeführt und kondensiert
Die Abnahme erfolgt während des Strömens vom heißen zum kalten Raum nach der Wärmespeicherung
in den Wärmeaustauschern 42, 46 und 50. Der entsprechende Punkt ist der Punkt C
an den Phasendiagrammen. Die günstigste Zeit zum Abnehmen des Dampfes zwischen einem
gegebenen Paar von Zylindern ist der in den Figuren 4a und 4b dargestellte Teil
des Betriebszyklus.
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In Figur 4c ist bei 52' in schematischer Weise ein Ventil vom oszillierenden
bzw. schwingenden Typ dargestellt, das dafür geeignet ist, einen Teil des Dampfes
zu den Kondensatoren und einen
Teil zum kalten Teil der Zylinder
zu leiten. Dieses Ventil ist in Figur 1 an den Stellen 52a, 52b und 52c dargestellt.
Das Schwing-bzw. Pendelventil enthält ein Gehäuse 80 und einen schwingenden bzw.
oszillierend bewegten Rotor bzw. ein entsprechendes Drehglied 82 mit einem diametralen
querverlaufenden Durchgang 88. Der Rotor wird von der Kurbelwelle über einen geeigneten
Mechanismus, der Zahnräder, Schieber und Kurbeln, Exzenter oder Nockenscheiben bzw.
Kurvenkörper oder andere bekannte Mittel aufweisen kann, in einer oszillierenden
Bewegung angetrieben. Es wird Dampf von einem Wärmeaustauscher 42, 46 oder 50 über
eine Leitung 84 zu einer Ventilkammer 86 geleitet. Je nach der Stellung des inneren
Durchgangs 88 wird der Dampf entweder zu einer Auslaßleitung 9o, die mit einem der
kalten Räume von einem der Zylinder 12a, 12b oder 12c verbunden ist, oder über eine
Leitung 92 zum Kondensator 38 geleitet. Die Darstellungen zeigen, daß ein einfaches
oszillierendes bzw. schwingendes oder alternativ ein Drehventil für den Betrieb
ein angemessenes Kurbelintervall hat.
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Wie es zuvor angegeben wurde, ist ein wesentliches Merkmal dieses
Systems der Erfindung, daß die Kompression in dem heißen Raum beträchtlich vermindert
ist, da der Druck während der 'Abnahme' Stufe im Prinzip konstant ist und bei oder
nahe bei dem Minimaldruck in dem System liegt. In dem Intervall der Dampfabnahme
ist die gesamte Kompression auf das kalte Ende des Zylinderpaares beschränkt, und
die Kompression ist einem isentropLachen Zustand angenänert.
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Einspritzen von Wasser Das Einspritzen sollte über 180° während des
in den Figuren 5a und 5b dargestellten Teils des Zyklus stattfinden. Das lange Kurbelintervall
ermöglicht die Verwendung einer exzentrisch betätigten Plunger- bzw. Kolbenpumpe
30 (wie sie in der US-Patentanmeldung Nr. 503 929 vom S.September 1974 beschrieben
ist). Das Kurbelgesamtintervall vom Beginn des Einspritzens in irgendeines gegebenen
Zylinder bis zu einer maximalen Kompression beträgt etwa 2700.
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Gegenüberstellung des Dampf-Stirling-Kreisprozesses und des Stirling-Kreisprozesses
mit einem Permanentgas-Arbeitsfluid Die Stirlingmaschine hat einen 'Carnot' oder
maximalen theoretischen Wirkungsgrad zwischen gegebenen Temperaturgrenzen. Irgendein
anderer praktischer Kreisprozeß (ausgenommen der Ericsson-Kreisprozeß) hat einen
niedrigeren idealen Wirkungsgrad. Die T-S Diagramme in den Figuren 3b und 3d zeigen,
daß der Dampf-Stirling-Kreisprozeß einen etwas kleineren idealen Wirkungsgrad hat.
Der Unterschied ist praktisch unbedeutend, wie die nachfolgende Berechnung zeigt.
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Ein p-h Diagramm für Dampf zeigt den verbesserten Kreisprozeß und
ist in Figur 6 dargestellt. Für den Dampfzyklus gilt: Isotherme Ausgangsarbeit pro
lb bzw. o,454 kg bei T = 800° F = 4270 C 86 x 1260 x 2,3 log 40 BTU = 386 BTU =
97,3 kcal 778 ^cl 4o Die isentrope Kompressionsarbeit von e bis f beträgt 205 BTU
= 51,7 kcal Erforderliche Wärme: Für die isotherme Expansion 386 BTU = 97,3 kcal
Zur Vergrößerung der Enthalpie zwischen f und b + 228,9 BTU = 57,7 kcal 614,9 BTU
= 1S5,o kcal Speicherungsentnahme (b-c) - 157 BTU = 39,7 kcal Gesamtwärme pro lb
bzw. o,454 kg 457,9 BTU = 115,3 kcal Idealer Wirkungsgrad: Dampf-Stirling-KreisprozeB:
i7 7 386 - 458 = 0,40 458 Gas-Stirling-KreisprozeB: # 800 - 267 = 533 = 0,423 800
+ 460 1260 Abweichung vom idealen Verhalten - IArbeitsverhältnis' des Dampf-Stirling-Kreisprozesses
und des Gas-Stirling-Kreisprozesses Es wurde bereits früher gezeigt, daß die Kompressionsarbeit
des verbesserten Zyklus bzw. Kreisprozesses kleiner als diejenige für den Gas-Stirling-Kreisprozeß
ist. Das obige Beispiel zeigt diese Tatsache in klarer Weise. Das 'Arbeitsverhältnis'
(Verhältnis der
Kompressionsarbeit zur Expansionsarbeit) beträgt
bei dem verbesserten Kreisprozeß 2o5 = 0,53. Zwischen denselben Temperaturgren-386
zen hat der Gas-Stirling-Kreisprozeß ein ideales Arbeitsverhältnis von 460 + 267
= o,576.
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+ i 8oo Der Unterschied ist beträchtlich.
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Eine in Figur 7 dargestellte Schar von Kurven zeigt den Prozentsatz
der idealen Netto-Arbeit als Funktion des Arbeitsverhältnisses. Bei realisierbaren
Expansions- und Kompressionswirkungsgraden (expansion and compression efficiencies)
fällt der erzielbare Prozentsatz der idealen Netto-Ausgangsarbeit schnell mit zunehmendem
Arbeitsverhältnis; kleine Differenzen bzw. Unterschiede des letzteren haben einen
unverhältnismäßigen Einfluß auf die tatsächliche Leistungsfähigkeit der Maschine.
Im Hinblick auf ein Verminderung des Arbeitsverhältnisses hat der verbesserte Zyklus
eine Anzahl verschiedener Vorteile: 1. Rleineres 'ideales' Arbeitsverhältnis; 2.
interne Kühlung; 3. aufgrund der Dampfabnahme für die Kondensation findet eine geringere
Kompression bei hoher Temperatur statt.
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Diese Effekte bedeuten mehr als nur eine Kompensation des etwas größeren
idealen Wirkungsgrades des Gas-Stirlingsystems.
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Wärmezufuhr Figur 1 zeigt in schematischer Weise die Verbrennungsvorrichtung
16 in Form eines Flammrohr- bzw. Heizröhrenkessels 16 für ein kondensierbares Wärmeübertragungsmedium.
'Dowtherm A' oder 'Therminol 88-' (mit gerippter Kupferheizvorrichtung und geripptem
Zylinderkopf) oder Tetraphenylsilan (mit Kohlenstoffstahl> sind geeignete Wärmezufuhrmittel.
Ein anderes zweckmäßiges Wärmezufuhrmittel für eine Verwendung bei der vorliegenden
Erfindung ist elementarer Schwefel. Mit einem Schmelzpunkt von 2350 F bzw. etwa
1130 C und einem Siedepunkt von 920° F bzw. etwa 4930 C beträgt sein absoluter Dampfdruck
bei 1o22° F bzw. etwa 5550 C nur etwa 4,218 kg/cm2 (6o psia), und seine kritische
Temperatur beträgt 21320 F bzw. etwa 117o0 C, was seine Verwendung als ein Kondensationsdampf
bei den höchsten von den Konstruktionsmaterialien
festgesetzten
Temperaturen ermöglicht. Dieser Stoff ist ferner billig, ergiebig, gewichtsleicht
und einfach erhältlich, und es handelt sich ferner um ein Element, das bei Abwesenheit
von Luft bei allen Temperaturen stabil ist.
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Andere mechanische Merkmale bzw. Eigenschaften des verbesserten Systems
Bei der ventilfreien Maschine ergibt sich der einzige bedeutende Verlust an Arbeitsfluid
im Bereich der Kolbenstangendichtung. Bei gasförmigen Arbeitsfluids, insbesondere
bei Wasserstoff, war dieses ständig ein Problem. Eine Lösung liegt in der sogenannten
Rollsocke (roll-sock) und dem aufwendigen Mechanismus zum Druckausgleich an diesem
Glied mittels eines ölhydraulischen Systems.
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Die vernachlässigbaren Kosten und leichte Erhältlichkeit von Wasser
schalten die Notwendigkeit der 'Rollsocke' aus, und es kann ein Verlust an Dampf
zugelassen werden.
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Massen- bzw. Mengenänderung des Arbeitsfluids - Leistungsänderung
Wie es bereits erwähnt wurde, bildet die Verwendung von Dampf plus einer Flüssigkeitseinspritzung
ein relativ einfaches Mittel zum Verändern der Masse bzw. Menge des Arbeitsfluids
in dem Leistungs- bzw. Arbeitssystem. Hierdurch werden der Gasspeicherungskessel
und der Kompressor einschließlich der Steuerungen ersetzt, die für die Leistungsänderungen
des Gas-Stirlingsystems erforderlich sind. Das Gaskompressorsystem ist ähnlich wie
der Rollsocken-Druckausgleicher (roll-sock pressure equalizer) nicht nur kompliziert,
sondern eine ständige störende Verlustgröße.
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Wärmeübertragung auf das Maschinenarbeitsfluid Mit dem Ziel einer
Annäherung an eine isotherme Expansion des Arbeitsfluids im heißen Zylinder berührt
die vorliegende Erfindung ein Verfahren zum Vergrößern der Wärmeübertragungsrate
bzw. -geschwindigkeit zur Heizvorrichtung und zum Zylinderkopf durch ein Heizen
bzw. Erwärmen mit Kondensationsdampf und ferner zum Vergrößern des Oberflächenbereichs
durch Rippenausbildung der Heizvorrichtung und der Zylinder. Abgeschrägte bzw. konische
Kolben in den heißen Zylindern können zum Vergrößern der Warmeübertragungsperiode
und
der Wärmeübertragungsfläche über die Zylinderwandungen vorteilhaft angewendet werden.
Die Figuren 8a und 8b zeigen, wie dieses zu zwei Einflüssen führt. Die gesamte erhitzte
Oberfläche des Zylinders ist etwa dreifach vergrößert; und die gesamte erhitzte
Oberfläche befindet sich während des ganzen Hubes in Kontakt mit dem Arbeitsfluid.
Das letztere ist besonders wichtig wegen der kleinen anfänglichen Bewegung des Kolbens.
In den Figuren 8a und 8b bezeichnet die Hinweiszahl loo den Zylinder einer Kondensationsfluid-Stirlingmaschine
, wobei der mit 1o2 bezeichnete obere oder heiße Teil der Zylinder abgeschrägt bzw.
konisch-ist, und zwar im wesentlichen über die gesamte mit X bezeichnete Zone, über
die den Zylindern Wärme zugeführt wird. Zu der verbesserten Ausbildung gehören ferner
Kolben 104 mit zylindrischen unteren Abschnitten 1o6 sowie abgeschrägten bzw. konischen
oberen Abschnitten 1o8, wobei die letzteren entsprechend den Abschrägungen bzw.
der Konizität der oberen Teile der Zylinder 1o2 ausgebildet sind.
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Beispiel 1 Verfahren zum Berechnen des ungefähren Maschinenhubvolumens
pro H.P. bzw. pro 1,o12 PS bzw. pro 745 Watt, ferner des Arbeitsverhältnisses und
des realisierbaren sowie des idealen Wirkungsgrads Annahmen: 1. Die maximale Temperatur
im Arbeitsfluid während der Expansion beträgt logo0 F bzw. 5360 C; 2 2. der maximale
Dampfdruck beträgt 640 psia bzw. 45 kg/cm 2 3. die Expansion erfolgt auf 40 psia
bzw. 2,812 kg/cm 4. die Kompression erfolgt von 40 bis 640 psia bzw. 2,812 bis 45
kg/cm² im Dampfdom (vapor dome) - es handelt sich um eine isentrope Kompression,
die Entropie der Kompression beträgt 1,44 und der Dampf ist am Ende der Kompression
bei 640 psia bzw. 45 kg/cm² trocken gesättigt (siehe Figur 6).
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Die ideale Expansionsarbeit beträgt 86 x 1460 x 2,302 log 640 BTU/lb
= 452 BTU/lb = 250,8 kcal/kg 778 40 Die ideale Kompressionsarbeit (Figur 6) beträgt
205 BTU/lb = 114 kcal/kg
Die ideale Netto-Arbeit beträgt (452 -
205) BTU/lb = 247 BTU/lb = 137,4 kcal/kg.
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205 Das ideale Arbeitsverhältnis beträgt 452 = 0,453.
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Bei einem Expansions- und Kompressionswirkungsgrad von 9o % beträgt
der realisierbare bzw. ausnutzbare Anteil an idealer Netto-Arbeit o,73 (Figur 7).
Damit ergibt sich die realisierbare Netto-Arbeit zu o,73 x 247 BTU/lb = 180 BTU/lb
= 100 kcal/kg 3 Bei einem Maximalvolumen von (a) cu ft bzw. (a) o,o28 m werden 1
Ib bzw. o,455 kg Dampf volumenmäßig etwa wie folgt aufgeteilt: Volumen bei 1000°
F bzw. ungefähr 5360 C a x o,8 cu ft = a x o,8 x 0,028 m³ 1,8 1,8 Volumen bei 2670
F bzw. ungefähr 130° C a x 1,o cu ft = a x 1,o x 0,028 m³ 1,8 1,8 (siehe Figuren
2a und 2b).
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Das spezifische Volumen bei 1000° F bzw. etwa 5360 C und 40 psia bzw.
2,812 kg/cm2 beträgt 22,84 cu ft/lb bzw. etwa 1,41 m³/kg.
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Das spezifische Volumen von Naßdampf bei einer Qualität von o,82 sowie
einem Druck von 40 psia bzw. 2,81 kg/cm² beträgt o,82 x 10,501 cu ft/lb bzw. o,82
x 10,501 x o,o616 m³/kg.
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Dann gilt für 1 lb bzw. für o,455 kg Dampf a axo,8 a x - 1,8 = 1 1,8
+ 1o,5o1 x o,82 22,84 Hieraus ergibt sich für a = 11,93 cu ft pro lb Dampf bzw.
o,734 m³ pro kg Dampf.
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Bei 1000° F bzw. 5360 C beträgt die tatsächlich realisierte Ausgangsarbeit
pro lb bzw. pro o,455 kg Dampf 180 BTU = 45,3 kcal.
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Zum Erzeugen von 1 HP = 745 Watt ist eine Dampfmenge von 42,42 = 0,236
lb/min = 0,107 kg/min erforderlich 180 Das gesamte Maximalvolumen beträgt dann 11,93
x o,236 cu ft/min = 11,93 x o,236 x o,o28 m3/min.
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3 Wenn (b) cu in bzw. (b x 16,39) cm das Hubvolumen bei 3600 U/mi
ausmachen, gilt
3600 b = 11,93 x o,236 cu in = 11,93 x o,236 x
16,39 cm3 1728 1,8 1,8 b = o,75 cu in pro HP = 12,1 cm3 pro PS Bei einer Maschinendrehzahl
von 2700 U/min erzeugt das System 3 eine Leistung von 1 HP/cu in bzw. etwa o,o62
PS/cm -Die 'Wärmezufuhr' pro lb bzw. pro o,455 kg Dampf beträgt: Wärme für die isotherme
Expansion 452 BTU = 113,8 kanal Aus Figur 6: + (Enthalpie bei b -Enthalpie bei f)
- (Enthalpie bei b -Enthalpie bei c} + 72 BTU = 18,2 kcal 524 BTU = 132 kcal Bei
einem angenommenen Dampfkesselwirkungsgrad von 9o % beträgt die für 1 Ib bzw. für
o,455 kg Dampf erforderliche Wärme 524 = 9o 582 BTU = 146,6 kcal.
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Die realisierbare Netto-Arbeit pro 1 Ib bzw. o,455 kg beträgt 180
BTU = 45,3 kcal.
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Der Wirkungsgrad ergibt sich somit zu b = 182 = °3°9 gegenüber 582
einem idealen Wirkungsgrad von 7 Ideal 254247 o,472 Beispiel 2 Die vorliegende Erfindung
befaßt sich mit einer Methode zum Kühlen von Dampf. in dem Kompressionsraum, dem
kalten Raum der Maschine, durch Einspritzen von Flüssigkeit in den Dampf. Die Dampf
menge, die kondensiert wird, und das Gewicht bzw. die Nenge des Wassers, das in
den Dampf eingespritzt wird, um die erforderliche Rühlung zum Reduzieren der Entropie
des resultierenden Naßdampfes bis zum Auslegungspunkt des Kreisprozesses hervorzurufen,
werden wie folgt bestimmt: Zunächst wird auf die Figuren 1 und 3d (diese zeigen
das Temperatur-Entropie-Diagramm für Dampf-Wasser unter Anwendung des vorliegend
beschriebenen Kreisprozesses) und auf Figur 6 verwiesen.
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In den Figuren 3d und 6 repräsentiert der Punkt b den Dampfzustand
in dem heißen Zylinder am Ende der Expansion. An diesem Zustandspunkt des expandierten
Dampfes ergeben sich gemäß Figur 6 folgende Zustandsgrößen:
Druck
p = 4o psia = 2,812 kg/cm2 Temperatur T = 8ovo0 F = 4260 C Enthalpie h = 1432,1
BTU/lb = 795 kcalZkg Dieser Dampf wird durch Wärmeaustauscher 42, 46, 50 geleitet
und gekühlt. Der Dampf tritt aus den Wärmeaustauschern mit Eigenschaften gemäß dem
Zustandspunkt C aus Figur 3d und Figur 6 aus.
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Nunmehr leitet das Ventil 52a, 52b oder 52c in Figur 1 einen Teil
des Dampfes aus dem heißen Zylinder in den Kondensator 38. Eine zu dem in den Kondensator
geleiteten Dampf äquivalente Gewichtsmenge wird als feiner Wassernebel in das kalte
Ende des angrenzend angeschlossenen Zylinders eingespritzt, und zwar durch einen
von mit der Pumpe 30 verbundenen Injektoren.
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Der zum Kondensator beim Druck von 40 psia bzw. 2,812 kg/cm² geleitete
Dampf kondensiert bei 2670 F bzw. 130 C; die Enthalpie des Rondensats beträgt 236,16
BTU/lb = 131,3 kcal/kg. Von einer Dampfeinheitsmenge 1 wird eine Dampfmenge x entfernt
sowie zur Kondensation gebracht, und die verbleibende Menge ist (1 - x).
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x ist ebenfalls die Menge an eingespritztem Kondensat.
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Der Dampf strömt von dem heißen Zylinder durch die Wärmeaustauscher
42, 46 oder 50 aus Figur 1. Das heiße Ende des Wärmeaustauschers befindet sich auf
der maximalen Temperatur (im vorliegenden Beispiel auf 8ovo0 F bzw. ungefähr 4260
C). Beim Durchströmen des Wärmeaustauschers wird der Dampf auf die dem maximalen
Arbeitsdruck entsprechende Sättigungstemperatur gekühlt - im vorliegenden Fall auf
4930 F bzw. etwa 2560 C (Punkt C in Figur 3d und Figur 6). Zu Beginn der Kompression
im kalten Raum muß der Dampf gemäß Figur 6 die Zustandsgrößen am Punkt e haben,
das heißt einen Druck von 40 psia bzw. 2,812 kg/cm² und eine Enthalpie von 998 BTU/lb
bzw. 555 kcal/kg. Dann kann die Wassermenge x, die erforderlich ist, um aus Dampf
am Zustandspunkt C Dampf am Zustandspunkt e herzustellen, durch Lösen der folgenden
Gleichung festgestellt werden: x(236,16> + (1 - x) 1275 = (1 - x + x) 998 1o38,84
x = 277 Ix = o,266 -
In der Praxis wird bei dem berechneten Beispiel
in jedem Zyklus ein Anteil von o,266 des Dampfes in der Maschine nach dem Durchlaufen
des Wärmeaustauschers entfernt sowie kondensiert, und eine äquivalente Dampfmenge
wird in den kalten Raum der Maschine bzw.
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des Zylinders eingespritzt. Um die Ausgangsleistung der Maschine zu
reduzieren, würde eine im Vergleich zur eingespritzten Menge größere Dampfmenge
abgenommen, während zum Vergrößern der Leistung eine größere Menge an Wasser einzuspritzen
wäre, als sie durch Kondensation .entfernt wird.