RS20180681A2 - Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku - Google Patents

Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku

Info

Publication number
RS20180681A2
RS20180681A2 RS20180681A RSP20180681A RS20180681A2 RS 20180681 A2 RS20180681 A2 RS 20180681A2 RS 20180681 A RS20180681 A RS 20180681A RS P20180681 A RSP20180681 A RS P20180681A RS 20180681 A2 RS20180681 A2 RS 20180681A2
Authority
RS
Serbia
Prior art keywords
gas
air
steam
pneumatic
turbine
Prior art date
Application number
RS20180681A
Other languages
English (en)
Inventor
Branko Stanković
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed filed Critical
Priority to RS20180681A priority Critical patent/RS62734B1/sr
Priority to PCT/RS2019/050002 priority patent/WO2019235951A1/en
Priority to US16/969,108 priority patent/US20210131313A1/en
Publication of RS20180681A2 publication Critical patent/RS20180681A2/sr
Publication of RS20180681A3 publication Critical patent/RS20180681A3/sr
Publication of RS62734B1 publication Critical patent/RS62734B1/sr

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/12—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engines being mechanically coupled
    • F01K23/14—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engines being mechanically coupled including at least one combustion engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/18—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use using the waste heat of gas-turbine plants outside the plants themselves, e.g. gas-turbine power heat plants
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/12—Cooling of plants
    • F02C7/14—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel
    • F02C7/141—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid
    • F02C7/143—Cooling of plants of fluids in the plant, e.g. lubricant or fuel of working fluid before or between the compressor stages
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/20—Heat transfer, e.g. cooling
    • F05D2260/232—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium
    • F05D2260/2322—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium steam
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
    • Y02E20/16—Combined cycle power plant [CCPP], or combined cycle gas turbine [CCGT]

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)

Abstract

Pronalazak se odnosi na gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku. Ovaj koncept predstavlja kombinaciju jednog gasno-turbinskog postrojenja i jednog pneumatskog motora, koji funcioniše kao izobarska komora za sagorevanje ovog gasno- turbinskog postrojenja, radi postizanja visoko efikasne proizvodnje energije, tj. snage. Tokom procesa izobarskog sagorevanja goriva unutar pneumatskog motora, navedeni pneumatski motor, koji se snabdeva komprimovanim vazduhom pomoću vazdušnog kompresora u sastavu ovog gasno-turbinskog postrojenja, istovremeno obavlja mehanički rad pri izobarskom dovođenju toplote, drugim rečima dodatni mehanički rad, uz adijabatsku ekspanziju u gasnoj turbini, čime se povećava ukupna izlazna snaga ciklusa, a time i termodinamički stepen korisnosti ciklusa. Prikazane su razne kombinacije između gasno-turbinskog postrojenja i pneumatskog motora: konfiguracije prostog, prostog-rekuperativnog, međuhlađenog i međuhlađenog-rekuperativnog gasno-turbinskog ciklusa, kao i konfiguracije prostog i međuhlađenog kombinovanog ciklusa gasne i parne turbine.

Description

ГАСНО-ТУРБИНСКО ПОСТРОЈЕЊЕ СА ПНЕУМАТСКИМ МОТОРОМ СА УНУТРАШЊИМ САГОРЕВАЊЕМ ПРИ КОНСТАНТНОМ ПРИТИСКУ
ОБЛАСТ ТЕХНИКЕ ИЗ ДОМЕНА ПРОНАЛАСКА
Овај проналазак односи се на један хибридни гасно-турбински енергетски систем са пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем при константном притиску, које представља комбинацију једног гасно-турбинског постројења и једног пнеуматског мотора, који фунционише као изобарска комора за сагоревање гасно-турбинског постројења, при чему се у овом пнеуматском мотору истовремено врши механички рад при изобарском довођењу топлоте (додатни механички рад, уз адијабатску експанзију у гасној турбини), ради постизања високо ефикасне производње енергије/снаге.
ТЕХНИЧКИ ПРОБЛЕМ И СТАЊЕ ТЕХНИКЕ
Претходном стању технике добро је позната чињеница да један од најједноставнијих и најдиректнијих начина за смањење концентрације СО2-гаса у атмосфери (који, заједно са воденом паром Н2О, представља главни састојак димних гасова услед сагоревања фосилних горива), а тиме и за дуже коришћење необновљивих (фосилних и нуклеарних) горива, представља повећање/побољшање термодинамичког степена корисности циклуса, односно енергетске ефикасности конверзије топлотне у механичку (електричну) енергију за било коју врсту фосилних горива (угаљ, нафта и природни гас). Такође је веома добро позната чињеница да се постројења комбинованог гасно-парно-турбинског циклуса која као гориво користе природни гас налазе међу онима који достижу највиши термодинамички степен корисности циклуса. Тренутно највиши термодинамички степен корисности циклуса комбинованиг гасно-парно турбинских постројења износи око 61% (при доњој топлотној моћи горива (LHV) и при стандардним условима ISO), за она гасно-турбинска постројења која користе хлађење ротора и статора /лопатица турбине паром у затвореном току (унутрашње конвекционо хлађење). Поред тога, развијени су нови хибридни концепти са гасним турбинама у комбинацији са горивим ћелијама, са укупним декларисаним термодинамичким степеном корисности од 70% (LHV). Претходно стање технике такође препознаје чињеницу да се термодинамички степен корисности гасно-турбинског циклуса може повећати коришћењем рекуперативног измењивача топлоте (рекуператора или регенератора), међухладњака компресора или њихове комбинације (међухлађени-рекуперисани гасно-турбински циклус).
Са друге стране, такође је добро познато да конвенционални мотор са унутрашњим сагоревањем (СУС мотор), било Diesel-овог типа са компресионим паљењем, или Otto-вог типа са паљењем помоћу свећице, има ману што поседује низак термодинамички степен корисности (30-45%). Главни извор неефикасности СУС мотора је његова ниска волуметријска/запреминска ефикасност, у вези са великим губицима енергије садржане у великим запреминама издувних гасова СУС мотора, што доводи до непотребног расипања енергије (притисак, температура) која се налази у њима. Предложено је и употребљено мноштво техничких решења која користе издувне гасове СУС мотора као једно енергетско средство, са само скромним (или никаквим) побољшањем термодинамичког степена корисности СУС мотора.
На пример, издувни гасови СУС мотора користе се за погон турбо-пуњача, једне врсте компресора за прехрањивање, гасног компрессра који се користи за принудно увођење ваздуха у СУС мотор, што повећава густину ваздуха који улази у тај СУС мотор ради производње веће енергије, чиме се побољшава волуметријска ефикасност тог СУС мотора. Компресор једног турбо-пуњача погони се једном гасном турбином, која је погоњена издувним гасовима СУС мотора уместо директног механичког погона (као код компресора за прехрањивање). Турбо-пуњач (или уопште компресор за прехрањивање) је обично праћен једним међухладњаком компримованог ваздуха, који доприноси побољшању волуметријске ефикасности СУС мотора повећањем густине улазног ваздуха путем изобарског процеса хлађења. Снижавањем температуре улазног/ усисног ваздуха, међухладњак/интеркулер такође елиминише опасност од појаве пре-детонације мешавине горива и ваздуха пре синхронизованог паљења у СУС мотору са паљењем помоћу свећице. Међутим, и поред тога што је турбо-пуњачем (са међухладњаком) постигнуто повећање снаге СУС мотора, није постигнуто значајно (или никакво) повећање термодинамичког степена корисности СУС мотора.
Један од важних и илустративних претходних техничких докумената у области побољшања термодинамичког степена корисности СУС мотора са турбо-пуњачем је US Патент бр. 4,610,141 (“Компаундни/Степеновани мотор са вишеступном међухлађеном пумпом издувних гасова”, 1986) који је издат америчком проналазачу (Lin-Shu Wang).
Наведени претходни технички документ открива/предлаже један компаундни/ степеновани запремински мотор са унутрашњим сагоревањем са једном гасном турбином погоњеном издувним гасовима СУС мотора, један рекуператор за преношење отпадне топлоте која се налази у потпуно експандираним издувним гасовима на свеж ваздух који се уводи у СУС мотор, и један двостепени међухлађени компресор за компримовање и евакуацију/испумпавање охлађених издувних гасова у атмосферу, који је погоњен наведеном гасном турбином. Према томе. овај предложени енергетски систем не представља СУС мотор са турбо-пуњачем, него један компаундни систем (хибридни енергетски систем) између једног рекуперисаног СУС мотора и једног међухлађеног гасно-турбинског мотора. Овај претходни технички документ не квантификује експлицитно побољшање термодинамичког степена корисности СУС мотора, али тврди да: “овај унапређени компаундни мотор са унутрашњим сагоревањем је једноставан, робустан и високо ефикасан, има широк спектар применљивости и веома је универзалан и прилагодљив”.
Још један важан претходни технички докуменат у области побољшања термодинамичког степена корисности СУС мотора са турбо-пуњачем је Технички документ GT-2007-27198 (Tadashi Tsuji: "Анализа перформанси система гасног мотора и комбинованог гасно-турбинског циклуса интегрисаног са регенеративном гасном турбином”), који је презентован на конференцији ASME TURBO ЕХРО 2007 у Монтреалу, Канада. Наведени претходни технички докуменат открива/предлаже један “компаундни систем мотора и турбине”, односно један систем гасног СУС мотора и комбинованог циклуса гасне турбине, који обухвата: гасно-турбински мотор који се састоји од једног компресора и једне гасне турбине, са једним гасним СУС мотором који je инсталиран између њих, спрегнут са једним парно-турбинским циклусом. Дакле, у суштини овај концепт представља један СУС мотор са турбо-пуњачем са гасном турбином са накнадним загревањем/догревањем, који је опционо спрегнут са једним парно-турбинским циклусом. Овај извор назоди високу ефикасност овог компаундног система која произлази из коришћења СУС мотора, који представља једну “гасну турбину изузетно високог притиска и изузетно високе температуре, без ваздуха за хлађење”. Тако, за максимални притисак СУС мотора од 160 bar (16 МРа или 2.320 psi) и максималну температуру од 1.700°С (1.973 K или 3.09°F), и за улазну температуру гасне турбине од 1.200°С (1.473 K или 2.192°F) и улазни притисак од 14 bar (1,4 МРа или 203 psi), наведени термодинамички степен корисности циклуса износи 45% у режиму рада просте гасне турбине и СУС мотора, и 59% у комбиновансм режиму рада гасне турбине и СУС мотора, на основу доње топлотне моћи горива (LHV).
Следећи претходни технички докуменат из ове области је US Патент бр.
3,826,096 (“Флуидни погонски систем”, 1974) који је издат америчком проналазачу (Louis С. Hrusch), који је открио један унапређени флуидни (пнеуматски) погонски систем за генерисање флуида (ваздуха) под притиском из делимично-експандираног издувног гаса гасно- турбинског мотора (компресор гасна турбина), који се испоручује за коришћење у пнеуматским моторима који се налазе у погону или у сличним уређајима који реагују на тај флуид. У случају да неки или сви пнеуматски мотори нису оперативни из било ког разлога, обезбеђена је једна гасна турбина која се нормално налази у стању мировања, а која може да буде погоњена овим вишком флуида под притиском (услед неоперативности неких или свих пнеуматских мотора), отпуштањем путем једног механизма за олакшање променљивог притиска.
Аутор овде приказаног концепта, Бранко Станковић, такође је разматрао побољшање термодинамичког степена корисности хибридне комбинације једне рекуперисане гасне турбине и једног пнеуматског мотора, сличне приказаном концепту, коју је он презентовао у једном веома важном и релевантнсм претходном техничком документу Технички документ GT-2011-45259 ("Циклус међухлађеногрекуперисаног гасно-турбинског мотора спрегнут са пнеуматским мотором са квазиизотермским довођењем топлоте”), на конференцији ASME TURBO ЕХРО 2011 у Ванкуверу, Канада. Наведени претходни технички докуменат открива/предлаже један хибридни енергетски систем који се састоји од једног међухлађеногрекуперисаног гасно-турбинског мотора спрегнутог са једним пнеуматским мотором (мотором на компримовани ваздух) који користи линеарно клипно кретање неког клипа или једним ротационим мотором, са квази- изотермским процесом довођења топлоте. Гасно-турбински мотор и пнеуматски мотор имају своје сопствене и одвојене процесе сагоревања горива, који се одвијају серијски један за другим, с обзиром на чињеницу да се у издувном гасу гасно-турбинског мотора налази још увек довољно кисеоника потребног за сагоревање горива (течног или гасовитог) у једном мотору са унутрашњим сагоревањем. Разматране су три могуће конфигурације оваквог хибридног енергетског система, које се разликују једино у редоследу повезивања опреме у смеру тока ваздуха/радног гаса (комора за сагоревање гасно-турбинског циклуса, гасна турбина, пнеуматски мотор са комором за сагоревање и рекуператор). Овај документ закључује да је конфигурација са највишим термодинамичким степеном корисности циклуса она у којој се квази-изотермско довођење топлоте / експанзија гаса у пнеуматском мотору одиграва одмах после довођења топлоте гасно-турбинском циклусу у придруженој комори за сагоревање гаснотурбинског циклуса, праћена хлађењем делимично-експандираног сагорелог гаса у рекуператору гасно- турбинског циклуса, пре његове коначне експанзије у једној нискотемпературској гасној турбини и пражњења у атмосферу. Процењени укупни термодинамички степен корисности циклуса за ову жељену конфигурацију овог система креће се од ~62% за максималну улазну температуру гасне турбине/пнеуматског мотора од 1.500 К (1.227°С или 2.240°F) до ~66% за максималну улазну температуру гасне турбине/пнеуматског мотора од 1.700 K (1.427°С или 2.600°F), под претпоставком потпуно изотермског процеса уношења топлоте/експанзије у цилиндру пнеуматског мотора. Овај резултат приписан је чињеници да не постоји потреба за хлађењем ниско-температурске гасне турбине у овој конфигурацији. Очекивало се да “квази-изотермска” природа процеса довођења топлоте унутар преуматског мотора буде резултат усредњавања два термодинамичка процеса, која су истовремено међуповезана унутар једног мотора са цилиндром и клипом: изобарског довођења топлоте и адијабатске ексланзије гаса. Међутим, у пракси ово не би био случај, пошто би свако довођење топлоте у оквиру пнеуматског мотора свакако изазвало један температурски скок и стога ово не би представљало изотермски процес.
Са друге стране, претходном стању технике такође је добро позната чињеница да се транспорт флуида са неког нижег на неки виши притисак може вршити једним пнеуматским пумпним постројењем (једном врстом запреминске пумпе), које користи неки компримовани стишљиви/компресибилни флуид (обично ваздух) за пренос (пумпање) неког нестишљивог флуида (обично воде) са нижег на виши притисак. Једини унос енергије који је овде потребан је електрична снага потребна за погон компресора. Овај концепт пумпења је већ на једном зрелом технолошком нивоу, а такође је лак и погодан за извођење.
Иако је неуобичајено разматрати конверзију/претварање једног пнеуматског пумпног постројења у једно постројење за производњу енергије/снаге додавањем једног пнеуматског мотора овом постројењу, који би функционисао између истих нивоа притиска, са вишег на нижи притисак, покушаји таквог концепта, међутим, ипак постоје у претходном стању технике. Један од интересантних претходних техничких докумената из ове области
је US Патентна пријава бр. 2005/0193729 А1 (“Тројни хидрауличко-пнеуматски извор снаге”, 2005) коју је поднео тајландски проналазач Suthep Vichakyothin. Наведени претходни технички докуменат открива/предлаже један “тројни” хидрауличко-пнеуматски извор снаге који се састоји од: једне худрауличке турбине, три хидрауличко-пнеуматска резервоара под притиском, пнеуматског резервоара под вишим притиском, једне вакуум пумпе, једног компресора и једног вентилског контролера/регулатора. Вода у ова три хидрауличко-пнеуматска резервоара под притиском бива компримована и погоњена путем ваздуха високог притиска који долази из јединог пнеуматског резервоара под вишим притиском, после чега вода експандира у реченој хидрауличкој турбини. Вакуум пумпа онда редом/серијски избацује ваздух из ова три хидрауличко-пнеуматска резервоара, стварајући услове за њихово поновно пуњење водом. Ваздух који је евакуисан/избачен из ових серијски пражњених хидрауличко-пнеуматских резервоара тада доспева на усис компресора где се врши његова рекомпресија назад у пнеуматски резервоар под вишим притиском. Циклус је тада завршен и може поново да започне. Овај концепт има битних сличности са концептом који је представљен овде; међутим, аутор овог цитираног претходног техничког документа не наводи конкретно достигнућа и предности предложеног концепта у поређењу са другим модерним концептима производње/генерисања снаге.
Још један интересантан претходни технички докуменат из ове области је US Патентна пријава бр. 2011/0049909 А1 (“Пнеуматски механички извор снаге”, 2011) коју је поднео амерички проналазач Timothy Domes. Наведени претходни технички докуменат открива/предлаже један систем механичке снаге, који обезбеђује обртни момент без коришћења неког топлотног мотора, заменом мотора који сагорева фосилно гориво једним ротационим пнеуматским мотором напајаним компримованим гасом са регулисаним притиском, по могућству компримованим азотом који није у течном стању. Напајање овог ротационог пнеуматског мотора компримованим гасом обавља се помоћу једног компресора вијчаног типа са електричним погоном. Овај концепт се може применити у аутомобилској, поморској и индустрији за производњу електричне енергије. Када је ротациони пнеуматски мотор прикључен на један електрични генератор/алтернатор ради генерисања наизменичне (АС) електричне енергије у великим индустријским постројењима, овај ротациони пнеуматски мотор је погоњен једносмерном (DC) електричном струјом и претвара је у наизменичну (АС) струју у једном инвертерупретварачу / генератору, док се DC електрична енергија производи из обновљивих извора енергије, по могућству из соларних панела. Иако овај концепт такође има неке сличности са концептом који је представљен овде, он не разматра комбинацију пнеуматског мотора и неког топлотног мотора, зависећи од напајања погона компресора енергијом из обновљивих извора енергије. Према томе, аутор овог цитираног претходног техничког документа не наводи достигнућа и предности предложеног концепта у поређењу са модерним концептима производње/генерисања снаге на бази топлотних мотора.
Премда су ове две горе наведене US патентне пријаве веома интересантне и на неки начин сличне овде представљеном концепту, особама које су веште у овој области технике може постати очигледно, као што је то постало аутору овде представљеног концепта, да ће електрична снага потребна за погон компресора дефинитивно превазићи електричну снагу која може да се добије из пнеуматског мотора / хидрауличке турбине. Са друге стране, овде откривени/предложени концепт указује на могућност значајног повећања нето електричне енергије у времену (електричне снаге), а тиме и термодинамичког степена корисности, коришћењем хибридне комбинације једног гаснотурбинског постројења и једног пнеуматског мотора, који фунционише као изобарска (при константном притиску) комора за сагоревање овог гасно-турбинског постројења.
СУШТИНА ПРОНАЛАСКА
Први и основни циљ приказаног проналаска је да обезбеди један хибридни енергетски систем који обухвата једно гасно-турбинско постројење и један пнеуматски мотор, који фунционише као изобарска комора за сагоревање гаснотурбинског постројења, при чему се у овом пнеуматском мотору истовремено врши механички рад при изобарском довођењу топлоте (додатни механички рад, уз адијабатску експанзију у гасној турбини), у сврху постизања високо ефикасне производње енергије/снаге таквог хибридног система. Пнеуматски мотор је погоњен компресором гасно-турбинског постројења, али је и термички погоњен изобарским довођењем топлоте току компримованог ваздуха у њему. Овакав хибридни енергетски систем се овде назива гасно-турбинским постројењем са пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем при константном притиску.
Посматрајући саму суштину рада пнеуматског мотора као једне врсте пумпног постројења или запреминске пумпе, може се схватити да је могуће постићи повећање запреминског протока радног флуида (компримованог ваздуха/гаса) без повећања његовог масеног протока (и на тај начин без повећања потребне снаге компресора / потрошње енергије) једноставно загревањем компримованог ваздуха на неку високу температуру. Слично томе, у једном пнеуматском мотору-комори за сагоревање такође је важно да се повећа запремински проток компримованог гаса, јер на тај начин такође може бити повећан користан рад пнеуматског мотора, услед интензивнијег кретања исте масе компримованог гаса која има тенденцију да заузме већу запремину при истом притиску. Најчешћи начин загревања компримованог ваздуха до неке високе температуре је довођењем (сагоревањем) потребне количине неког гасовитог/течног горива у једној комори за сагоревање са изобарским довођењем топлоте (на константном притиску).
Сходно томе, један од најважнијих циљева овог проналаска је да нагласи да виша максимална температура циклуса на излазу из коморе за сагоревање (блиска улазним температурама модерних гасних турбина) значи и добијање већег корисног рада/снаге пнеуматског мотора у оквиру једног хибридног гасно-турбинског постројења са пнеуматским мотором-комором за сагоревање, услед повећног запреминског протока радног гаса. Висока максимална температура на излазу из коморе за сагоревање је због тога веома важна за пнеуматски мотор у саставу једног оваквог хибридног енергетског система, пошто она такође условљава и повећање рада пнеуматског мотора при изобарском сагоревању/експанзији, док истовремено омогућава загревање компримованог ваздуха допремљеног помоћу компресора из састава гасно-турбинског постројења до жељене максималне температуре сагоревања. После истовременог изобарског сагоревања и изобарске експанзије компримованог ваздуха допремљеног компресором гасно-турбинског постројења у цилиндар пнеуматског мотора оваквог хибридног енергетског система, тако загрејани радни гас се доводи у гасну турбину под притиском који је нешто нижи од максималног притиска компримованог ваздуха, ради обављања завршне адијабатске експанзије радног гаса до атмосферског притиска. Пошто компримовани радни гас врши неку врсту изобарског рада при изобарској експанзији (на константном притиску) при растућој запремини цилиндра пнеуматског мотора оваквог хибридног енергетског система, он стога струји кроз пнеуматски мотор на изобарски начин, од мање до веће запремине у цилиндру пнеуматског мотора, на тај начин вршећи пренос и претварање енергије компримованог радног гаса у неку врсту кретања (обично наизменично/клипно праволинијско кретање). Међутим, притисак радног гаса при томе остаје скоро неизмењен, односно на нивоу који је близак или нешто нижи од максималног притиска компримованог ваздуха, пошто компримовани ваздух наставља да буде допреман у пнеуматски мотор помоћу компресора током читавог процеса пораста запремине дуж цилиндра пнеуматског мотора, од његове горње до његове доње мртве тачке.
С тим у вези, следећи циљ овог проналаска је да покаже да је могуће и пожељно вршити довођење топлотне енергије убризгавањем неког гасовитог или течног горива у радни цилиндар пнеуматског мотора (при чему се паљење распршеног горива врши електричном варницом, слично као у бензинском мотору са унутрашњим сагоревањем) у саставу овде предложеног хибридног енергетског система на један од следећа три начина/локација: (1) у горњој мртвој тачки радног цилиндра пнеуматског мотора, слично као у бензинском мотору са унутрашњим сагоревањем; (2) на горњој страни клипа радног цилиндра, помоћу једног флексибилног црева које је убачено кроз клип радног цилиндра, тако да се гориво пали током кретања клипа ка доњој мртвој тачки радног цилиндра и прекида сагоревање када клип достигне доњу мртву тачку радног цилиндра; и (3) комбиновано убризгавање и паљење горива истовременом применом оба горе наведена метода (1) и (2).
Још један циљ овог проналаска је да нагласи да пнеуматски мотор врши претварање / трансформацију снаге компримованог гаса у неку врсту кретања, обично у наизменично праволинијско (аксијално или радијално) кретање клипа у једном цилиндру или ротационо кретање у једном ротационом пнеуматском мотору или у једном турбинском мотору. Иако је пожељно коришћење најмање два до највише четири једнострано-дејствујућа цилиндра пнеуматског мотора, могуће је, међутим, користити један или два двострано-дејствујућа цилиндра пнеуматског мотора, оријентисана хоризонтално или вертикално.
Следећи циљ овог проналаска је да покаже да су такође могуће различите комбинације између пнеуматског мотора и гасно-турбинског постројења при нижим или вишим термсдинамичким степенима корисности: конфигурације простог, простогрекуперативног, међухлађеног и међухлађеног-рекуперативног гасно-турбинског циклуса, као и конфигурације простог и међухлађеног комбинованог гасно-парно-турбинског циклуса, при оптималном компресионом односу и максимално могућој температури довођења топлоте у циклус.
Коначно, још један важан циљ овог проналаска је да нагласи чињеницу да што је већа ефективност рекуперативног измењивача топлоте (у гасно-турбинским конфигурацијама са рекуперацијом отпадне топлоте), мањи је утрошак горива, а тиме је виши и термодинамички степен корисности овог хибридног енергетског система. Такав рекуператор би морао да буде израђен од неког квалитетног ватро-отпорног материјала (например од легираног аустенитног челика) и треба да буде такве величине да омогући рекуперацију што је могуће више топлотне енергије из издувног гаса и краткорочно складиштење како компримованог гаса, тако и издувног гаса.
У пнеуматском мотору (ПМ) оваквог хибридног енергетског система потребно је да буде примењен систем подмазивања затвореног тока, слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем. Цилиндри ПМ оваквог хибридног енергетског система не морају да буду произведени са попречним пресеком искључиво кружног облика; могу бити коришћени цилиндри са попречним пресеком квадратног, правоугаоног или троугластог облика. Цилиндри ПМ би требало да буду опремљени са по најмање две (2) или по могућству три (3) клипне карике, слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем, који врше заптивање ПМ тако да не постоји пренос гасова из ПМ ка радилици/коленастом вратилу. Иако се у цилиндру ПМ оваквог хибридног енергетског система одиграва процес сагоревања, очекивана и жељена брзина клипа у цилиндру ПМ је мала због изобарске природе процеса сагоревања горива и експанзије радног гаса, реда величине 1 - 2 m/s, у зависности од запреминског протока компримованог загрејаног радног гаса и димензија (пречника) ПМ. Мала брзина клипа услед изобарске експанзије радног гаса у цилиндру ПМ смањује динамичке силе и моменте који утичу на лежајеве и завртње лежајева, а тиме продужава радни век делова који су изложени трењу.
Најприменљивија метода регулације снаге овог хибридног енергетског система са пнеуматским мотором у радним режимима који су различити од номиналног радног режима је квалитативна регулација, односно регулација оптерећења циклуса променом максималне температуре довођења топлоте.
Генерално, може се рећи да су пнеуматски мотори најпогоднији за апликације малих размера, као што су дистрибуирани системи за производњу енергије. Типично, величине радијалних клипних пнеуматских мотора крећу се до ~35 КС (~26 kW) при брзинама од ~4.500 обртаја у минути. Аксијални клипни пнеуматски мотори обично имају још мање излазне снаге. Ротациони пнеуматски мотори могу радити при брзинама до 25.000 обртаја у минути и могу да испоручују већу специфичну снагу по килограму (тежина) од клипних пнеуматских мотора. Турбински пнеуматски мотор је најефикаснија врста ПМ услед одсуства унутрашњег трења, што умањује потребу за интензивним подмазивањем. Због њихове конструктивне сличности са моторима са унутрашњим сагоревањем, пнеуматски мотори би свакако могли да буду израђени и у већим величинама, што би највероватније довело до повећаних капиталних трошкова, али из веома доброг разлога према налазима овог проналаска - могућности постизања следећих термодинамичког параметара оваквог хибридног енергетског система:
(a) термодинамичког степена корисности циклуса вишег од 60% у конфигурацијама постројења простог гасно-тубинског циклуса са пнеуматским мотором;
(b) термодинамичког степена корисности циклуса блиског ипи вишег од 70% у конфигурацијама постројења рекуперативног гасно-тубинског циклуса са пнеуматским мотором (зависно од ефективности рекуператора);
(c) термодинамичког степена корисности циклуса блиског 75% у конфигурацијама постројења међухлађеног-рекуперативног гасно-тубинског циклуса са пнеуматским мотором (зависно од ефективности рекуператора);
(d) термодинамичког степена корисности циклуса вишег од 75% and специфичног рада циклуса већег од 700 kJ/kg и блиског 1,000 kJ/kg у конфигурацијама простог / међухлађеног комбинованог гасно-парно-тубинског циклуса са пнеуматским мотором.
КРАТАК ОПИС ЦРТЕЖА
Слика 1 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем при константном притиску са два једностранодејствујућа цилиндра.
Слика 2 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор приказаног на слици 1 који користи предхлађење ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слика 3 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у рекуперативном циклусу и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра.
Слика 4 приказује дијаграм тока хибридног енергетског система гасна турбина -пнеуматски мотор приказаног на слици 3 који користи предхлађење ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слика 5 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у циклусу са међухлађењем и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слика 6 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у међухлађеном-рекуперативном циклусу и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слика 7 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у простом циклусу и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слика 8 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у циклусу са међухлађењем и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слике 9 и 10 приказују дијаграме тока конфигурација хибридног енергетског система приказаних на сликама 1, 2, 3 и 4, према редоследу, са гасно-тубинским постројењем у простом и рекуперативном циклусу и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем (са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слике 11 и 12 приказују дијаграме тока конфигурација хибридног енергетског система приказаних на сликама 5 и 6, према редоследу, са гасно-тубинским постројењем у простом и рекуперативном циклусу са међухлађењем и пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, без или са опционим коришћењем предхлађења ваздуха намењеног хлађењу гасне турбине.
Слике 13 и 14 приказују графике промена нето термодинамичког степена корисности постројења са максималном температуром довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења са нето специфичним радом постројења, по редоследу, за конфигурације хибридног енергетског система са гаснотубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у простом циклусу, приказане на сликама 1 и 2 (или на слици 9) и на слици 7, према редоследу.
Слике 15 и 16 приказују графике промена нето термодинамичког степена корисности постројења са максималном температуром довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења са нето специфичним радом постројења, по редоследу, за конфигурације хибридног енергетског система са гаснотубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у циклусу са међухлађењем, приказане на слици 5 (или на слици 11) и на слици 8, према редоследу.
Слике 17 и 18 приказују графике промена нето термодинамичког степена корисности постројења са максималним температуром довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења са нето специфичним радом постројења, по редоследу, за конфигурације хибридног енергетског система са гаснотубинским постројењем у рекуперативном циклусу, приказане на сликама 3 и 4 (или на слици 10), према редоследу.
Слике 19 и 20 приказују графике промена нето термодинамичког степена корисности постројења са максималном температуром довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења са нето специфичним радом постројења, пo редоследу, за конфигурацију хибридног енергетског система са гаснотубинским постројењем у међухлађеном-рекуперативном циклусу, приказану на слици 6 (или на слици 12).
Слике 21 и 22 приказују графике промена нето термодинамичког степена корисности постројења са максималном температуром довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења са чето специфичним радом постројења, по редоследу, за конфигурације хибридног енергетског система са гаснотубинским постројењем у рекуперативном циклусу и комбинованим гасно-парнотубинским постројењем у простом циклусу, приказане на сликама 3 и 4 (или на слици 10) и на слици 7, према редоследу.
ДЕТАЉАН ОПИС КОНФИГУРАЦИЈА ПРОНАЛАСКА
Уопштено, смер протока различитих радних медијума на свим дијаграмима тока означен је стрелицама: пуна линија означава ток гасовитог радног флуида или ток расхладне воде (где је применљиво), испрекидана линија означава опциони / алтернативни ток гасовитог радног флуида или ток расхладног флуида, црта-тачка линија означава осне линије, док линија црта-дупла-тачка означава довод горива. Сви дијаграми тока приказани на различитим сликама који знатно одговарају један другом уређени су тако да одговарајући референтни бројеви и објашњења важе за заједничке компоненте приказане у оваквим дијаграмима тока. Сходно томе, објашњења таквих заједничких компоненти неће бити понављане у описима сличних слика.
На слици 1 приказан је дијаграм тока прве жељене конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу отвореног тока и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоровањем при константном притиску са два једнострано-дејствујућа цилиндра, који се састоји од следеће међусобно повезане опреме / процеса:
- једног компресорa за ваздух 1 аксијалног, центрифугалног, вијчаног или клипног типа, који компримује атмосферски ваздух са атмосферског притиска на неки виши радни притисак (адијабатски процес од стања “1” до стања “2”), опремљеног једним регулатором притиска ваздуха (који није приказан) са завртњем за подешавање притиска, а који је повезан са једном гасном турбином 24 и једним додатним оптерећењем 22 преко једног заједничког вратила/осовине;
- једног пнеуматског мотора 10 (мотора на компримовани ваздух) који обавља процес изобарског сагоревања и процес не-адијабатске изобарске експанзије компримованог загрејаног гаса “2”-“3”, преносећи/претварајући снагу компримованог гаса у наизменично праволинијско (аксијално или радијално) кретање клипова (17) у два хоризонтална или вертикална једнострано-дејствујућа цилиндра 11 и 12, а затим у ротационо кретање, чиме се обезбеђује покретачка сила овог пнеуматског мотора са унутрашњим сагоревањем; иако су приказана два једнострано-дејствујућа цилиндра 11 и 12 пнеуматског мотора са наизменичним праволинијским кретањем, може се користити један двострано-дејствујући цилиндар; при чему наведени пнеуматски мотор 10 са наизменичним праволинијским кретањем клипова садржи следеће међусобно повезане компоненте: најмање два једнострано-дејствујућа цилиндра 11 и 12 (или најмање један двострано-дејствујући цилиндар) са попречним пресеком кружног, квадратног, правоугаоног или троугластог облика; придружене клипове 17 са наизменичним праволинијским кретањем кроз наведене цилиндре 11 и 12, при чему је сваки клип опремљен са по најмање две (2) или по могућству три (3) клипне карике, слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем, које врше заптивање наведеног пнеуматског мотора 10 тако да не постоји испуштање гасова из њега, при чему једна или две горње/унутрашње карике служе првенствено за заптивање компресионог простора (компресионе карике), док нижа/спољашња карика (карика за контролу уља) служи за контролу напајања уљем за подмазивање наведених клипова 17 и наведених компресионих карика; придружене отворе/вентиле за улаз (14) загрејаног компримованог гаса у наведене цилиндре и за излаз (15) издувног гаса из наведених цилиндара, према редоследу; клипњаче 18 које обезбеђују физичку везу између речених клипова (17) и једне радилице/коленастог вратила 19, која омогућава претварање/трансформацију наизменичног праволинијског кретања ових клипова у ротационо кретање; једну брегасту осовину 29 која је опремљена бреговима/ексцентрима и прецизно подешена са кретањем наведеног коленастог вратила 19, тако омогућавајући адекватно и благовремено наизменично отварање/ затварање наведених отварајућих/затварајућих вентила 14/15, према редоследу, путем своје ротације; и један зупчасти ремен / зупчасти ланац 28 који обезбеђује индиректну везу и прецизно преношење кретања са наведеног коленастог вратила 19 на наведену брегасту осовину 29;
- отвора (13) за убризгавање горива у комплету са електричним упаљачима горива, као саставног дела наведеног пнеуматског мотора 10, за потпуно изобарско сагоревање (изобарски процес “2”-“3”) неког гасовитог (обично природног гаса) или течног горива у струји компримованог ваздуха; при чему су најпожељније локације/начини за убризгавање овог гасовитог или течног горива и његовог паљења помоћу електричне варнице (слично као код бензинских мотора са унутрашњим сагоревањем) следеће; (i) у горњој мртвој тачки радног цилиндра пнеуматског мотора, слично као у бензинском мотору са унутрашњим сагоревањем; (ii) на горњој страни клипа радног цилиндра, помоћу једног флексибилног црева које је убачено кроз клип радног цилиндра, тако да се гориво пали током кретања клипа ка доњој мртвој тачки радног цилиндра и прекида сагоревање када клип достигне доњу мртву тачку радног цилиндра; и (iii) комбиновано убризгавање и паљење горива истовременом применом оба горе наведена метода (i) и (ii);
- система подмазивања затвореног тока наведеног пнеуматског мотора 10, слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем, при чему једна уљна пумпа извлачи уље за подмазивање из једног уљног картера/резервоара и потискује га кроз један уљни филтер ка главним лежајевима наведеног пнеуматског мотора 10, а затим уље пролази кроз отворе за напајање у пролазе који су избушени у реченом коленастом вратилу 19 и напаја велике лежајеве на наведеним клипњачама (18), док се зидови цилиндара и лежајеви клипних осовиница наведених клипњача (18) подмазују уљним капљицама које се расејавају/разбацују ротирајућим коленастим вратилом 19, при чему се вишак уља за подмазивање одстрањује путем поменутих нижих карика на наведеним клиповима 17, док се један мањи део уља одваја из главне напојне линије, напајајући сваки поједини лежај наведене брегасте осовине 29, поменуте вентиле (14 и 15) и опруге ових сентила, док други део одвојеног уља напаја наведени један зупчасти ремен / ланац 28 и преноснике на реченој брегастој осовини (29), при чему се вишак уља за подмазивање одводи назад у речени уљни картер, где се евентуално прикупљена топлота предаје околном ваздуху;
- по могућству, једног замајца 20 наведеног пнеуматског мотора 10 у сврху одржавања брзине окретања/ротације наведеног коленастог вратила 19 коришћењем његових инерцијалних сила (момента инерције), чиме се изједначава потенцијално колебајући/флуктуирајући обртни момент пнеуматског мотора током пуштања у погон / рада / прелазних режима;
- једног мењача 21 у сврху преноса релативно споре брзине окретања/ротације наведеног коленастог вратила 19 у брзину ротације која је потребна за ротор једног типичног електричног генератора;
- једног оптерећења 23, обично једног електричног генератора за производњу електричне енергије, повезаног са наведеним коленастим вратилом 19 пнеуматског мотора помоћу реченог мењача 21;
- једног добро изолованог резервоара 27 за прикупљање сагорелог компримованог гаса, уграђеног на излазу из наведеног пнеуматског мотора 10, намењеног прикупљању и складиштењу загрејаног компримованог гаса и уравнотежењу потенцијално променљивог-флуктуирајућег протока сагорелог гаса на излазу из наведеног пнеуматског мотора 10;
- једног моторизованог лептир вентила 25, намењеног подешавању/регулацији притиска загрејаног гаса на излазу из наведеног пнеуматског мотора 10, односно на улазу у једну гасну турбину 24, на нивоу који је близак или нешто нижи од максимално притиска компримованог ваздуха;
- наведене гасне турбине 24 намењене потпуној адијабатској експанзији (адијабатски процес “3”-“4”) загрејаног гаса који струји из речених једнострано-дејствујућих цилиндара 11 и 12 наведеног пнеуматског мотора 10, која погони наведени компресор за ваздух 1 и поменуто додатно оптерећење 22 преко поменутог заједничког вратила/осовине;
- једне линије ваздуха за хлађење за обезбеђење неопходног хлађења профила (први редови лопатица статора и ротора) наведене гасне турбине 24, која одваја један мањи део компримованог ваздуха са потисне стране реченог компресора за ваздух 1, а пре улаза у наведени пнеуматски мотор 10; и
- наведеног додатног оптерећења 22, обично једног електричног генератора,
намењеног додатној производњи електричне енергије, повезаног са наведеном гасном турбином 24 и наведеним компресором за ваздух 1 преко наведеног заједничког вратила/осовине.
Слика 2 приказује дијаграм тока верзије конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра приказане на слици 1, која додатно користи водено предхлађење ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “2”-“2`”) помоћу једног додатног предхладњака 9 ваздуха за хлађење, намењеног смањењу потребне количине ваздуха за хлађење профила гасне турбине при истом или сличном расхладном учинку/ефекту.
Слика 3 приказује дијаграм тока верзије конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра приказане на слици 1, у гасно-тубинском циклусу са рекуперацијом који додатно садржи један високоефективни рекуперативни измењивач топлоте/рекуператор 4 такве величине да омогући рекуперацију што је могуће више топлотне енергије из издувног гаса и краткорочно складиштење, како компримованог гаса, тако и издувног гаса, односно потпуну унутрашњу размену топлоте између компримованог ваздуха и сагорелог гаса ниског притиска (изобарски процеси грејања “2”-“3” и хлађења “5”-“6”, према редоследу), који обухвата следећу међусобно повезану опрему/компоненте: улазни и излазни одељак/комору 5 и 6 компримованог гаса, према редоследу, такве величине да омогући краткорочно складиштење овог компримованог гаса; две паралелне цевне плоче 7 за ослонац и изолацију/издвајање цеви са компримованим ваздухом унутар наведеног рекуперативног измењивача топлоте 4, које су перфориране/избушене у таквом распореду отвора да се омогући прихват ових цеви; неколико фиксираних/непокретних преградних плоча 8 монтираних око спољне стране цеви са компримованим ваздухом (у простору омотача рекуператора) у сврху продужења унакрсне излазне путање издувног гаса кроз наведени рекуператор 4, на тај начин резултујући бољим преносом топлоте са гаса на ваздух, а тиме и већом ефективношћу рекуператора.
Слика 4 приказује дијаграм тока верзије конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у рекуперативном циклусу и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра приказане на слици 3, која додатно користи водено предхлађење ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “2”-“2`”) помоћу једног додатног предхладњака 9 ваздуха за хлађење, намењеног смањењу потребне количине ваздуха за хлађење профила гасне турбине при истом или сличном расхладном учинку/ефекту.
Слика 5 приказује дијаграм тока верзије конфигурација хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра и са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “4"-“4”), приказаних на сликама 1 и 2, у гаснотубинском циклусу са међухлађењем, који додатно примењује типично међухлађење делимично компримованог ваздуха између реченог првог ступња/степена компресора 1 (адијабатски процес “1”-“2”) и и додатног другог ступња/степена компресора 3 (адијабатски процес “3”-“4”) у једном међухладњаку 2 (изобарски процес хлађења “2”-“3”), помоћу амбијенталног ваздуха / воде, ради смањења механичког рада потребног за погон наведених компресорских ступњева 1 и 3, а тиме и постизања већег специфичног рада циклуса.
Слика 6 приказује дијаграм тока верзије конфигурација хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у циклусу са рекуперацијом и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагорезањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “4”-“4`”), приказаних на сликама 3 и 4, у гасно-турбинском циклусу са рекуперацијом и међухлађењем, који додатно примењује типично међухлађење делимично компримованог ваздуха између реченог првог ступња/степена компресора 1 (адијабатски процес “1”-“2”) и додатног другог ступња/степена компресора 3 (адијабатски процес “3”-“4”) у једном међухладњаку 2 (изобарски процес хлађења “2”-“3”), помоћу амбијенталног ваздуха / воде, ради смањења механичког рада потребног за погон наведених компресорских ступњева 1 и 3, а тиме и постизања већег специфичног рада циклуса.
Слика 7 приказује дијаграм тока верзије конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, са опционим коришћењем воденог предхлаћења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “2”-“2`”), приказане на слици 1, у једном комбинованом циклусу гасне и парне турбине, који по потреби може да користи типично допунско сагоревање издувног гаса гасне турбине, у потпуности експандираног у наведеној гасној турбини 24, у једној додатној комори за сагоревање 35 (изобарски процес загревања “4”-“5”), ради обезбеђења потребне температуре за производњу жељене количине прегрејане паре у парно-турбинском делу постројења комбинованог гасно-парно-турбинског циклуса, при чему наведени парно-турбинском део постројења комбинованог гасно-парно-турбинског циклуса обухвата следећу међусобно повезану опрему/процесе:
- један котао 45 за рекуперацију отпадне топлоте намењен производњи жељене количине прегрејане паре која експандира у једној типичној парној турбини у саставу реченог парно-турбинског дела постројења комбинованог циклуса, који садржи: један загрејач воде (економајзер) и испаривач, један парни бубањ 49 за раздвајање гасне и течне фазе (паре и воде), један прегрејач паре и опционо један накнадни догрејач паре;
- поменуту типичну тро-цилиндарску кондензациону парну турбину намењену потпуној експанзији прегрејане паре произведене у наведеном котлу 45 за рекуперацију отпадне топлоте, до најнижег притиска парног циклуса који влада у једном кондензатору 44; при чему се наведена кондензациона парна турбина састоји од: једног цилиндра високог притиска 41 који се снабдева прегрејаном паром из поменутог прегрејача паре из састава наведеног котла 45 за рекуперацију отпадне топлоте, једног цилиндра средњег притиска 42 који се снабдева прегрејаном паром из поменутог накнадног догрејача паре из састава наведеног котла 45 за рекуперацију отпадне топлоте, и једног цилиндра ниског притиска 43;
- наведени кондензатор 44 који служи потпуном стечњавању (кондензацији) водене паре која је у потпуности експандирала у наведеним парно-турбинским цилиндрима (41, 42 и 43) до најнижег притиска парног циклуса који влада у наведеном кондензатору 44, а који је опремљен неопходним парно-ејекторским уређајем за екстракцију и уклањање ваздуха и осталих некондезујућих гасова из кондензата;
- једну кондензатну пумпу 46 за подизање притиска и циркулацију воде кондензоване у наведеном кондензатору 44;
- један отворени напојни резервоар 47 са деаератором, који се напаја воденом паром средњег притиска одузиманом на излазу из цилиндра средњег притиска 42 наведене кондензационе парне турбине, намењен првенствено дегазацији долазећег кондензата/напојне воде, као и кондензацији ове паре одузимане из турбине средњег притиска путем њеног мешања са кондензатом/напојном водом у реченом напојном резервоару 47;
- једну напојну пумпу 48 за подизање притиска и циркулацију напојне воде из наведеног напојног резервоара 47; и
- један додатни електрични генератор 34 намењен производњи додатне количине електричне енергије, који је повезан са наведеним парно-турбинским цилиндрима (41, 42 и 43) преко једног заједничког вратила/осовине.
Слика 8 приказује дијаграм тока верзије конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у комбинованом циклусу гасне и парне турбине и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем са два једнострано-дејствујућа цилиндра, са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски пpoцec хлађења “4”-“4`”), приказане на слици 7, у гасно-тубинским циклусу са међухлађењем, који додатно примењује типично међухлађење делимично компримованог ваздуха између реченог првог ступња/степена компресора 1 (адијабатски процес “1”-“2”) и додатног другог ступња/степена компресора 3 (адијабатски процес “3”-“4”) у једном међухладњаку 2 (изобарски процес хлађења “2”-“3”), помоћу амбијенталног ваздуха / воде, ради смањења механичког рада потребног за погон наведених компресорских ступњева 1 и 3, а тиме и постизања већег специфичног рада циклуса.
Слика 9 приказује дијаграм тока конфигурација хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу гасне турбине приказаних на сликама 1 и , са опционим кориш ењем воденог предхла ења ваздуха за хла ење про ила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “2”-“2`”), која користи пнеуматски мотор са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двостранодејствујућа цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/флуктуирајућих протока издувних гасова и обртног момента пнеуматског мотора, а тиме и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведеног компресора 1.
Слика 10 приказује дијаграм тока конфигурација хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у рекуперативном циклусу гасне турбине приказаних на сликама 3 и 4, са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “2”-“2`”), која користи пнеуматски мотор са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двострано-дејствујућа цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/ флуктуирајућих протока издувних гасова и обртног момента пнеуматског мотора, а тиме и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведеног компресора 1.
Слика 11 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у циклусу гасне турбине са међухлађењем приказане на слици 5, са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “4”-“4`”), која користи пнеуматски мотор са четири Једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двостранодејствујућа цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/флуктуирајућих протока издувних гасова, а тиме и обртног момента пнеуматског мотора и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведених компресора 1 и 3.
Слика 12 приказује дијаграм тока конфигурације хибридног енергетског система са гасно-тубинским постројењем у циклусу гасне турбине са међухлађењем и рекуперзцијом приказане на слици 6, са опционим коришћењем воденог предхлађења ваздуха за хлађење профила наведене гасне турбине 24 (изобарски процес хлађења “4”-“4`”), која користи пнеуматски мотор са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двострано-дејствујућа цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/флуктуирајућих протока издувних гасова и обртног момента пнеуматског мотора, а тиме и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведених компресора 1 и 3.
Примењени математички модел
У даљем тексту представљена је једна сажета анализа примењеног једноставног математичког модела овог концепта на бази термодинамике и механике флуида.
Општа претпоставка бр. 1 претпоставља једнакост/очување запреминског и масеног протока стишљивог гасовитог флуида (ваздуха) у пнеуматском мотору са унутрашњим сагоревањем.
Општа претпоставка бр. 2 претпоставља постојање изобарског (при константном притиску) протока / струјања загрејаног компримованог стишљивог гаса (топлог компримованог ваздуха) кроз цилиндар пнеуматског мотора, са мање на већу запремину. Ова општа претпоставка стога подразумева да компримовани стишљиви флуид обавља једну врсту изобарског рада током процеса изобарске експанзије између мање и веће запремине у цилиндру пнеуматског мотора.
Општа претпоставка бр. 3 претпоставља да компримовани стишљиви флуид струји на изенталпски начин (изотермски начин за идеалне гaсове) током процеса истицања из, или утицања у цилиндар пнеуматског мотора.
У овом математичком моделу примењено је неколико основних једначина термодинамике и механике флуида. Прва и друга једначина приказују добро познате температурске односе и односе притисака при процесима компресије и експанзије стишљивог флуида, на основу изентропских степена корисности компресора и гасне турбине, према редоследу:
где су:<ТСоm,in>или , по де иниции и<TCom,out>статичке температуре ваздуха пре и после компресије, према редоследу; pCom<,>in(У bar или kPa) и pCom,out(У bar или kPa) статички притисци ваздуха пре и после компресије, према редоследу; CPR компресиони однос<(>pCom,out</>pcom,in<);>Rairгасна константа за ваздух (0,287 kJ/kg*K по дефиницији); kcсредњи однос специфичних топлота (Cp/Cv) ваздуха током компресије (1,40 по дефиницији); Ср,с(у kJ/[kg*K]) просечна специфична топлота ваздуха при константном притиску, са претпостављеном вредношћу од ~1,005 kJ/(kg*K) која одговара вредности средњег односа специфичних топлота (Cp/Cv) ваздуха од 1,40 током процеса компресије;<Т>GT,in(у К) и<T>GT,out(У К) статичке темературе издувних гасова пре и после експанзије, према редоследу; рGT,in(У bar или kPa) и pGT,out(У bar или kPa) статички притисци издувних гасова пре и после експанзије, према редоследу; EPR експанзиони однос (<p>GT,in</p>GT,out<); k>EXсредњи однос специфичних топлота (Cp/Cv) издувних гасова током експанзије (типична вредност 1,33); СР,ЕХ(у kJ/[kg*K]) просечна специфична топлота при константном притиску за процесе експанзије и сагоревања/довођења топлоте у гасној турбини и комори за сагоревање овог мотора, са претпостављеном вредношћу од ~1,157 kJ/(kg*K) која одговара вредности средњег односа специфичних топлота (Cp/Cv) ваздуха од 1,33 током процеса експанзије и сагоревања; ηiCизентропски степен корисности компресора, са претпостављеном константном вредношћу од 85%, без обзира на компресиони однос и губитке; и ηiExизентропски степен корисности гасне турбине, са претпостављеном константном вредношћу од 90%, без обзира на експанзиони однос и губитке.
где: фактор (0,95)<3>обухвата неизбежне паразитске губитке притиска, који су претпостављени у износу од 5% кроз комору за сагоревање, 5% кроз страну рекуперативног измењивача топлоте кроз коју струји компримовани ваздух и такође 5% кроз компоненте пнеуматског мотора (цеви, улазни отвор/вентил); слично томе, други фактор (0,95)<2>обухвата неизбежне паразитске губитке притиска, који су претпостављени у износу од 5% кроз страну рекуперативног измењивача топлоте (ако исти постоји у ГГ конфигурацији) кроз коју струје издувни гасови и такође 5% кроз компоненте пнеуматског мотора (излазни отвор/вентил, цеви); фактор (0,975)<(Ncom-1)>слично томе обухвата неизбежне паразитске губитке притиска, који су претпостављени у износу од 2,5% кроз сваки међухладњак/интеркулер (ако исти постоји у ГТ конфигурацији) делимично компримованог ваздуха, где<N>Cоmпредставља број ступњева/степена компресора за ваздух; и фактор (1,11) узима у обзир додатни губитак притиска услед струјања издувних гасова у атмосферу неком брзином која је већа од нуле.
Трећа коришћена једначина представља један термодинамички израз за специфични рад/излазну снагу пнеуматског мотора, wPM, који је пропорционалан разлици запремина у цилиндру пнеуматског мотора током процеса усисавања и загревања компримованог ваздуха/гаса при констатном притиску, као што следи:
где су: mair(у kg) укупна маса компримованог загрејаног радног гаса (ваздуха) садржаног у цилиндру пнеуматског мотора; Rairгасна константа за ваздух (0,287 kJ/kg*K по дефиницији); p<com,out>(у kPa) максимални статички притисак радног гаса на излазу из пнеуматског мотора; Vmin(у m<3>) минимална радна запремина у цилиндру пнеуматског мотора; Vmax(у m<3>) максимална радна запремина у цилиндру пнеуматског мотора; Tmax(у K) максимална статичка температура ваздуха/гаса на излазу из коморе за сагоревање (односно пнеуматског мотора); Trec(у K) статичка температура ваздуха на излазу из рекуперативног измењивача топлоте (ако исти постоји у ГТ конфигурацији), односно на улазу у комору за сагоревање (пнеуматски мотор); и ηРMмеханички степен корисности пнеуматског мотора (који узима у обзир механичке губитке у мењачу и електричном мотору), са претпостављеном вредношћу од 98%.
Четврта једначина представља енергијску једначину за процес сагоревања у комори за сагоревање, односно пнеуматском мотору. Специфична доведена количина топлоте у пнеуматски мотор, qin(у kJ/kg), може се изразити из одговарајуће енергијске једначине:
где су: Tmax(у K) максимална статичка температура ваздуха/издувних гасова на излазу из коморе за сагоревање (пнеуматског мотора); и ηrec(-) ефективност рекуперативног измењивача топлоте (ако исти постоји у ГТ конфигурацији).
Укупни термодинамички степен корисности циклуса (ηth,PM-GT) овог хибридног енергетског система је приказан у облику количника/односа нето-излазна-снага/укупнодоведена-топлота, узимајући у обзир неефикасности у процесима компресије и експанзије, као што следи:
где су: mair(у kg или kg/s) укупна маса/масени проток компримованог радног гаса на излазу из компресора; mCOOl(у kg или kg/s) део укупне масе/масеног протока компримованог заздуха који се одваја пре улаза у наведени пнеуматски мотор ради обезбеђења неопходног хлађења профила (статор, ротор) гасне турбине; и ηth,PM-GTје укупни термодинамички степен корисности циклуса овог хибридног енергетског система са пнеуматским мотором.
Коришћењем описаног математичког модела, добијени су следећи графикони (слике 13 до 22), приказани у графичком одељку ове патентне пријаве. Први графикон на слици 13 приказује промену нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на максималну температуру довођења топлоте за две конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гасно-тубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у простом циклусу, приказане на сликама 1 и 2 (или на слици 9) и на слици 7, према редоследу. Из овог графикона може се приметити да се термодинамички степен корисности циклуса логично повећава са порастом максималне температуре довођења топлоте, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°C):
0,641 (64,1%) при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 35 : 1 за конфигурацију приказану на сликама 1 и 2 (или на слици 9), и 0,772 (77,2%) (!) при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 15 : 1 и при произвољно одабраној температури допунског сагоревања од 900 К (627°С) за конфигурацију приказану на слици 7.
Други графикон на слици 14 приказује промену нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на нето специфични рад/снагу постројења за две конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гаснотубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у простом циклусу, приказане на сликама 1 и 2 (или на слици 9) и на слици 7, према редоследу. Из овог графикона може се приметити да се нето специфични рад циклуса такође повећава са порастом максималне температуре довођења топлоте, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°C): 438,6 kJ/kg при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 35 : 1 за конфигурацију приказану на сликама 1 и 2 (или на слици 9), и 715,6 kJ/kg при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 15 : 1 и при произвољно одабраној температури допунског сагоревања од 900 К (627°С) за конфигурацију приказану на слици 7.
Трећи графикон на слици 15 приказује промену нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на максималну температуру довођења топлоте за две конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гасно-тубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у циклусу са међухлађењем, приказане на слици 5 (или на слици 11) и на слици 8. Из овог графикона може се приметити да се термодинамички степен корисности циклуса логично повећава са порастом максималне температуре довођења топлоте, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 K (1.427°C): 0,635 (63,5%) при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 60 : 1 за конфигурацију приказану на слици 5 (или на слици 11), и 0,722 (72,2%) при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу од : и при произвољно ода рано температури допунског сагоревања од 900 К (627°С) за конфигурацију приказану на слици 8.
Четврти графикон на слици 16 приказује промену нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на нето специфични рад/снагу постројења за две конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гасно-тубинским постројењем и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у циклусу са међухлаћењем, приказане на слици 5 (или на слици 11) и на слици 8. Из овог графикона може се приметити да се нето специфични рад циклуса такође повећава са порастом максималне температуре довођења топлоте, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°C): 674,2 kJ/kg при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 60 : 1 за конфигурацију приказану на слици 5 (или на слици 11), и 871,3 kJ/Kg при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 17 : 1 и при произвољно одабраној температури допунског сагоревања од 900 К (627°С) за конфигурацију приказану на слици 8.
Пети и шести графикон на сликама 17 и 18 приказују промене: нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на максималну температуру довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на нето специфични рад/снагу постројења, према редоследу, за конфигурацију хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гаснотубинским постројењем у рекуперативном циклусу са воденим предхлађењем ваздуха за хлађење профила гасне турбине, приказану на слици 4 (или на слици 10). Из ових графикона може се приметити да се и термодинамички степен корисности циклуса и нето специфични рад циклуса логично повећавају са порастом максималне температуре довођења топлоте и са повећањем ефективности рекуператора, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°С), при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 9 : 1 и при три различите претпостављене вредности ефективности рекуператора (90%, 95% и 98%): 0,67 (67%) и 481,5 kJ/kg, 0,686 (68,6%) и 475,4 kJ/kg, и 0,696 (69,6%) и 471,7 kJ/kg, према редоследу.
Слично томе, седми и осми графикон на сликама 19 и 20 приказују промене нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на максималну температуру довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на нето специфични рад/снагу постројења, према редоследу, за конфигурацију хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гаснотубинским постројењем у међухлађеном-рекуперативном циклусу са воденим предхлађењем ваздуха за хлађење профила гасне турбине, приказану на слици 6 (или на слици 12). Из ових графикона може се приметити да се и термодинамички степен корисности циклуса и нето специфични рад циклуса логично повећавају са порастом максималне температуре довођења топлоте и са повећањем ефективности рекуператора, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°С), при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 15 : 1 и при три различите претпостављене вредности ефективности рекуператора (90%, 95% и 98%): 0,72 (72%) и 595,9 kJ/kg, 0,735 (73,5%) и 589,6 kJ/kg, и 0,745 (74,5%) и 585,8 kJ/kg, према редоследу.
Коначно, девети и десети графикон на сликама 21 и 22 приказују промене нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на максималну температуру довођења топлоте и нето термодинамичког степена корисности постројења у односу на нето специфични рад/снагу постројења, према редоследу, за конфигурације хибридног енергетског система гасна турбина - пнеуматски мотор са гаснотубинским постројењем у рекуперативном циклусу и са воденим предхлађењем ваздуха за хлађење профила гасне турбине, и комбинованим гасно-парно-тубинским постројењем у простом циклусу, приказане на слици 4 (или на слици 10) и на слици 7, према редоследу. Из ових графикона може се приметити да се и термодинамички степен корисности циклуса и нето специфични рад циклуса логично повећавају са порастом максималне температуре довођења топлоте и са повећањем ефективности рекуператора, достижући следеће највеће вредности при максималној температури довођења топлоте од 1.700 К (1.427°C): 0,696 (69,6%) и 471,7 kJ/kg, по редоследу, при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 9 : 1 и при претпостављеној вредности ефективности рекуператора од 98% за конфигурацију приказану на слици 4 (или на слици 10), и 0,772 (77,2%) и 715,6 kJ/kg, по редоследу, при константном произвољно одабраном оптималном компресионом односу (CPR) од 15 : 1 и при произвољно одабраној температури допунског сагоревања од 900 К (627°С) за конфигурацију приказану на слици 7.
Све бројеве који изражавају параметре процеса или циклуса, термодинамичке степене корисности циклуса, специфичне радове циклуса, и тако даље, а који се користе у овој спецификацији и патентним захтевима, треба схватити као да су у свим случајевима измењени изразом "око" или "приближно". Техничка материја наведена у претходном техничком опису и пратећим цртежима нуди се само као илустрација, а не као неко ограничење. Будући да додатне модификације, примене или адаптације овог проналаска могу постати очигледне особама које су веште у овој области технике, циљ приложених патентних захтева је да покрију све такве измене и модификације које се налазе у оквиру стварног духа и обима овог проналаска.

Claims (8)

ПАТЕНТНИ ЗАХТЕВИ Проналазак је:
1. Хибридни енергетски систем са гасно-тубинским постројењем у простом циклусу отвореног тока и клипним пнеуматским мотором са унутрашњим сагоревањем при константном притиску, који се састоји од следеће међусобно повезане опреме:
а) једног компресора за ваздух (1), који усисава атмосферски ваздух и компримује га адијабатски са атмосферског притиска на неки виши притисак, опремљеног једним регулатором притиска ваздуха са завртњем за подешавање притиска, а који је повезан са једном гасном турбином (24) и једним додатним оптерећењем (22) преко једног заједничког вратила/осовине;
б) једног пнеуматског мотора (10) (мотора на компримовани ваздух) који обавља процес изобарског сагоревања и процес не-адијабатске изобарске експанзије компримованог загрејаног гаса, преносећи/претварајући снагу компримованог гаса у наизменично праволинијско (аксијално или радијално) кретање клипова у два хоризонтална или вертикална једнострано-дејствујућа цилиндра (11 и 12), а затим у ротационо кретање, чиме се обезбеђује покретачка сила овог пнеумокомпресорског мотора; при чему се уместо два наведена једнострано-дејствујућа цилиндра пнеуматског мотора са наизменичним праволинијским кретањем може користити један двострано-дејствујући цилиндар; при чему наведени пнеуматски мотор (10) са наизменичним праволинијским кретањем клипова садржи следеће међусобно повезане компоненте: најмање два наведена једностранодејствујућа цилиндра (11 и 12) (или најмање један двострано-дејствујући цилиндар) са попречним пресеком кружног, квадратног, правоугаоног или троугластог облика; придружене клипове (17) са наизменичним праволинијским кретањем кроз речене цилиндре, при чему је сваки клип опремљен са по најмање две или по могућству три клипне карике, слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем, које врше заптивање наведеног пнеуматског мотора (10), тако да не постоји испуштање гасова из њега, при чему једна или две горње/унутрашње карике служе првенствено за заптивање компресионог простора (компресионе карике), док нижа/спољашња карика (карика за контролу уља) служи за контролу напајања уљем за подмазивање наведених клипова и наведених компресионих карика; придружене отворе/вентиле за улаз (14) загрејаног компримованог гаса у наведене цилиндре и за излаз (15) издувног гаса из наведених цилиндара, према редоследу; клипњаче (18) које обезбеђују физичку везу између речених клипова (17) и једне радилице/коленастог вратила (19), која омогућава претварање/ трансформацију наизменичног праволинијског кретања ових клипова у ротационо кретање; једну брегасту осовину (29) која је опремљена бреговима/ексцентрима и прецизно подешена са кретањем наведеног коленастог вратила, омогућавајући адекватно и благовремено наизменично отварање/затварање наведених отварајућих/затварајућих (14 и 15) вентила, према редоследу, путем своје ротације; и један зупчасти ремен / зупчасти ланац (28) који обезбеђује индиректну везу и прецизно преношење кретања са наведеног коленастог вратила (19) на наведену брегасту осовину (29);
в) отвора (13) за убризгавање горива у комплету са електричним упаљачима горива, као саставног дела наведеног пнеуматског мотора (10), за потпуно изобарско сагоревање гасовитог или течног горива, обично природног гаса, у струји компримованог ваздуха; при чему су најпожељније локације/начини за убризгавање овог гасовитог или течног горива и његовог паљења помоћу електричне варнице (слично као код бензинских мотора са унутрашњим сагоревањем) следеће: (i) у горњој мртвој тачки радног цилиндра пнеуматског мотора, слично као у бензинском мотору са унутрашњим сагоревањем; (ii) на горњој страни клипа радног цилиндра, помоћу једног флексибилног црева које је убачено кроз клип радног цилиндра, тако да се гориво пали током кретања клипа ка доњој мртвој тачки радног цилиндра и прекида сагоревање када клип достигне доњу мртву тачку радног цилиндра; и (iii) комбиновано убризгавање и паљење горива истовременом применом оба горе наведена метода (i) и (ii);
г) система подмазивања затвореног тока наведеног пнеуматског мотора (10), слично као код мотора са унутрашњим сагоревањем, при чему једна уљна пумпа извлачи уље за подмазивање из једног уљног картера/резервоара и потискује га кроз један уљни филтер ка главним лежајевима наведеног пнеуматског мотора (10), а затим уље пролази кроз отворе за напајање у пролазе који су избушени у реченом коленастом вратилу (19) и напаја велике лежајеве на наведеним клипњачама (18), док се зидови цилиндара и лежајеви клипних осовиница наведених клипњача (18) подмазују уљним капљицама које се расејавају/разбацују ротирајућим коленастим вратилом (19), при чему се вишак уља за подмазивање одстрањује путем поменутих нижих карика на наведеним клиповима (17), док се један мањи део уља одваја из главне напојне линије, напајајући сваки поједини лежај наведене брегасте осовине (29), поменуте вентиле (13, 14 и 15) и опруге ових вентила, док други део одвојеног уља напаја наведени један зупчасти ремен / ланац (28) и преноснике на реченој брегастој осовини (29), при чему се вишак уља за подмазивање одводи назад у речени уљни картер, где се евентуално прикупљена топлота предаје околном ваздуху;
д) по могућству, једног замајца (20) наведеног пнеуматског мотора (10), намењеног одржавању брзине окретања/ротације наведеног коленастог вратила (19) коришћењем његових инерцијалних сила (момента инерције), а тиме и изједначавању потенцијално колебајућег/флуктуирајућег обртног момента пнеуматског мотора (10) током пуштања у погон / рада / прелазних режима;
е) једног мењача (21) у сврху преноса релативно споре брзине окретања/ротације наведеног коленастог вратила (19) у брзину ротације која је потребна за ротор једног електричног генератора;
ж) једног оптерећења (23), обично једног електричног генератора за производњу електричне енергије, повезаног са наведеним коленастим вратилом (19) пнеуматског мотора помоћу реченог мењача (21);
з) једног добро изолованог резервоара (27) за прикупљање сагорелог компримованог гаса уграђеног на излазу из наведеног пнеуматског мотора (10), намењеног прикупљању и складиштењу загрејаног компримованог гаса и уравнотежењу потенцијално променљивог-флуктуирајућег протока сагорелог гаса на излазу из наведеног пнеуматског мотора (10);
и) једног моторизованог лептир вентила (25), намењеног подешавању/регулацији притиска загрејаног гаса на излазу из наведеног пнеуматског мотора (10), односно на улазу у једну гасну турбину (24), на нивоу који је близак или нешто нижи од максимално притиска компримованог ваздуха;
к) наведене гасне турбине (24) намењене потпуној адијабатској експанзији загрејаног гаса који струји из речених једнострано-дејствујућих цилиндара (11 и 12) наведеног пнеуматског мотора (10), која погони наведени компресор за ваздух (1) и
поменуто додатно оптерећење (22) преко поменутог заједничког вратила/ осовине;
л) једне линије ваздуха за хлађење за обезбеђење неопходног хлађења профила (први редови лопатица статора и ротора) наведене гасне турбине (24), која одваја један мањи део компримованог ваздуха са потисне стране реченог компресора за ваздух (1), а пре улаза у наведени пнеуматски мотор (10); при чему ваздух за хлађење профила наведене гасне турбине може бити додатно предхлађен помоћу амбијенталног ваздуха или воде у једном додатно уграђеном предхладњаку (9) ваздуха за хлађење; и
м) наведеног додатног оптерећења (22), обично једног електричног генератора, намењеног додатној производњи електричне енергије, повезаног са наведеном гасном турбином (24) и наведеним компресором за ваздух (1) преко наведеног заједничког вратила/осовине.
2. Хибридни енергетски систем према захтеву 1, назначен тиме што додатно садржи један међухладњак (2) компресора намењен међухлађењу делимично адијабатски компримованог ваздуха између наведеног компресора (1), који делује као први ступањ/степен у процесу адијабатске компресије ваздуха, и додатног другог ступња/степена (3) компресора, помоћу амбијенталног ваздуха или воде.
3. Хибридни енергетски систем према захтеву 1, назначен тиме што додатно садржи један рекуперативни измењивач топлоте или рекуператор (4) који је уграђен између излаза из наведене гасне турбине (24) и потисне стране наведеног компресора (1), довољне величине да омогући рекуперацију што је могуће више топлотне енергије из издувног гаса и краткорочно складиштење, како компримованог гаса, тако и издувног гаса, односно потпуну унутрашњу размену топлоте између компримованог ваздуха и сагорелог гаса ниског притиска, а који обухвата следеће међусобно повезане компоненте: улазни (5) и излазни (6) одељак/комору компримованог гаса довољне величине да омогући краткорочно складиштење овог компримованог гаса; две паралелне цевне плоче (7) за ослонац и изолацију/издвајање цеви са компримованим ваздухом унутар наведеног рекуперативног измењивача топлоте (4), које су перфориране/избушене у таквом распореду отвора да се омогући прихват ових цеви; неколико фиксираних/непокретних преградних плоча (8) монтираних око спољне стране цеви са компримованим ваздухом (у простору омотача рекуператора) у сврху продужења унакрсне излазне путање издувног гаса кроз наведени рекуператор (4).
4. Хибридни енергетски систем према захтеву 3, назначен тиме што додатно садржи један међухладњак (2) компресора намењен међухлађењу делимично адијабатски компримованог ваздуха између наведеног компресора (1), који делује као први ступањ/степен у процесу адијабатске компресије ваздуха, и додатног другог ступња/степена (3) компресора, помоћу амбијенталног ваздуха или воде.
5. Хибридни енергетски систем према захтеву 1, назначен тиме што додатно садржи и парно-турбински део у једном постројењу гасне и парне турбине у комбинованом циклусу, и које додатно обухвата следећу међусобно повезану опрему:
а) једну додатну комору за сагоревање (35), према потреби намењену типичном допунском сагоревању издувног гаса гасне турбине, у потпуности експандираног у наведеној гасној турбини (24), ради обезбеђења потребне температуре за производњу жељене количине прегрејане паре у реченом парно-турбинском делу постројења комбинованог гасно-парно-турбинског циклуса;
б) један котао (45) за рекуперацију отпадне топлоте намењен производњи жељене количине прегрејане паре која експандира у једној типичној парној турбини у саставу реченог парно-турбинског дела постројења комбинованог циклуса, који садржи следеће главне компоненте: један загрејач воде (економајзер) и испаривач, један парни бубањ (49) за раздвајање гасне и течне фазе (пара и воде), један прегрејач паре и, опционо, један накнадни догрејач паре;
в) поменуту типичну тро-цилиндарску кондензациону парну турбину намењену потпуној експанзији прегрејане паре произведене у наведеном котлу (45) за рекуперацију отпадне топлоте, до најнижег притиска парног циклуса који влада у једном кондензатору (44); при чему се наведена кондензациона парна турбина састоји од: једног цилиндра високог притиска (41) који се снабдева прегрејаном паром из поменутог прегрејача паре из састава наведеног котла (45) за рекуперацију отпадне топлоте, једног цилиндра средњег притиска (42) који се снабдева прегрејаном паром из поменутог накнадног догрејача паре из састава наведеног котла (45) за рекуперацију отпадне топлоте, и једног цилиндра ниског притиска (43);
г) наведени кондензатор (44) који служи потпуном стечњавању (кондензацији) водене паре која је у потпуности експандирала у наведеним парно-турбинским цилиндрима (41, 42 и 43) до најнижег притиска парног циклуса који влада у наведеном кондензатору (44), а који је опремљен неопходним парно-ејекторским уређајем за екстракцију и уклањање ваздуха и осталих некондезујућих гасова из кондензата;
д) једну кондензатну пумпу (46) за подизање притиска и циркулацију воде кондензоване у наведеном кондензатору (44);
е) један отворени напојни резервоар (47) са деаератором, који се напаја воденом паром средњег притиска одузиманом на излазу из цилиндра средњег притиска (42) наведене кондензационе парне турбине, намењен првенствено дегазацији долазећег кондензата/напојне воде, као и кондензацији ове паре одузимане из турбине средњег притиска путем њеног мешања са кондензатом/напојном водом у реченом напојном резервоару (47);
ж) једну напојну пумпу (48) за подизање притиска и циркулацију напојне воде из наведеног напојног резервоара (47); и
з) један додатни електрични генератор (34) намењен производњи додатне количине електричне енергије, који је повезан са наведеним парно-турбинским цилиндрима (41, 42 и 43) преко једног заједничког вратила/осовине.
6. Хибридни енергетски систем према захтеву 5, назначен тиме што додатно садржи један међухладњак (2) компресора намењен међухлађењу делимично адијабатски компримованог ваздуха између наведеног компресора (1), који делује као први ступањ/степен у процесу адијабатске компресије ваздуха, и додатног другог ступња/степенг (3) компресора, помоћу амбијенталног ваздуха или воде.
7. Хибридни енергетски систем према захтевима 1, 3 и 5, назначен тиме што користи пнеуматски мотор са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двострано-дејствујући цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/флуктуирајућих протока издувних гасова и обртног момента наведеног пнеуматског мотора (10), а тиме и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведеног компресора (1).
8. Хибридни енергетски систем према захтевима 2, 4 и 6, назначен тиме што користи пнеуматски мотор са четири једнострано-дејствујућа цилиндра, или опционо са два двострано-дејствујући цилиндра, у сврху изједначавања потенцијално колебајућих/флуктуирајућих протока издувних гасова и обртног момента наведеног пнеуматског мотора (10), а тиме и обезбеђења уравнотеженог и равномерног функционисања наведених првог и другог ступња/степена компресора (1 и 3).
RS20180681A 2018-06-08 2018-06-08 Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku RS62734B1 (sr)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RS20180681A RS62734B1 (sr) 2018-06-08 2018-06-08 Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku
PCT/RS2019/050002 WO2019235951A1 (en) 2018-06-08 2019-04-10 Gas-turbine power-plant with pneumatic motor with isobaric internal combustion
US16/969,108 US20210131313A1 (en) 2018-06-08 2019-04-10 Gas-turbine power-plant with pneumatic motor with isobaric internal combustion

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RS20180681A RS62734B1 (sr) 2018-06-08 2018-06-08 Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku

Publications (3)

Publication Number Publication Date
RS20180681A2 true RS20180681A2 (sr) 2019-12-31
RS20180681A3 RS20180681A3 (sr) 2020-08-31
RS62734B1 RS62734B1 (sr) 2022-01-31

Family

ID=68770091

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RS20180681A RS62734B1 (sr) 2018-06-08 2018-06-08 Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku

Country Status (3)

Country Link
US (1) US20210131313A1 (sr)
RS (1) RS62734B1 (sr)
WO (1) WO2019235951A1 (sr)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN110100140A (zh) * 2017-09-19 2019-08-06 中部电力株式会社 使用过热水蒸气的加热装置及加热方法
CN113202584B (zh) * 2021-05-21 2024-06-25 中盐华能储能科技有限公司 燃气-空气-蒸汽三工质联合循环发电系统及方法
US11920546B2 (en) * 2022-05-17 2024-03-05 Jaime Ruvalcaba Buffered internal combustion engine
CN115288816B (zh) * 2022-08-12 2023-09-29 西安热工研究院有限公司 一种联合循环多级回收机岛废热的启动优化系统和方法
US12173650B2 (en) * 2022-10-25 2024-12-24 Ge Infrastructure Technology Llc Combined cycle power plant having reduced parasitic pumping losses
WO2025230842A1 (en) * 2024-04-29 2025-11-06 Malta Inc. Direct contact thermal storage of pumped heat energy storage system

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3826096A (en) 1972-09-12 1974-07-30 L Hrusch Fluid power drive system
US4610141A (en) 1984-09-21 1986-09-09 Wang Lin Shu Compound engine with plural stage intercooled exhaust pump
TW200526870A (en) 2004-01-14 2005-08-16 Suthep Vichakyothin Trinity hydro pneumatic power
US8561747B2 (en) 2008-04-26 2013-10-22 Timothy Domes Pneumatic mechanical power source
US7793493B1 (en) * 2009-12-04 2010-09-14 Robert Mcilroy Turbocharged internal combustion/steam hybrid engine
US8720420B2 (en) * 2010-08-27 2014-05-13 Renault Trucks Engine arrangement comprising a heat recovery circuit

Also Published As

Publication number Publication date
WO2019235951A1 (en) 2019-12-12
RS62734B1 (sr) 2022-01-31
RS20180681A3 (sr) 2020-08-31
US20210131313A1 (en) 2021-05-06

Similar Documents

Publication Publication Date Title
RS20180681A2 (sr) Gasno-turbinsko postrojenje sa pneumatskim motorom sa unutrašnjim sagorevanjem pri konstantnom pritisku
US6216462B1 (en) High efficiency, air bottoming engine
AU2001242649B2 (en) An engine
US6827104B2 (en) Seal and valve systems and methods for use in expanders and compressors of energy conversion systems
US9534560B2 (en) Heat engine
US9249723B2 (en) Turbo-compound reheat combined cycle power generation
US20030074900A1 (en) Energy conversion method and system with enhanced heat engine
US6615586B1 (en) High-pressure gas-turbine plant using high-pressure piston-type compressor
US20100043432A1 (en) Miniaturized waste heat engine
RU2362881C2 (ru) Многоцилиндровая турбина объемного расширения
RU2847681C1 (ru) Энергетическая установка
RU2811729C2 (ru) Парогазовая энергетическая установка
RU2811448C2 (ru) Газопаровая энергетическая установка
RU2335636C2 (ru) Способ работы теплового двигателя и газопаровой турбодвигатель романова
Stankovic Intercooled-Recuperated Gas-Turbine-Cycle Engine Coupled With Pneumatic Motor With Quasi-Isothermal Heat Addition
IT201900015770A1 (it) Nuovo ciclo combinato seol
Agarwal Study on Thermal Storage from Exhaust of a Diesel Engine
HK1177778B (en) A heat engine
HK1177778A (en) A heat engine
GB2544051A (en) An energy recovery system for an internal combustion engine
CZ305163B6 (cs) Zařízení s tepelným oběhem pro přeměnu tepelné energie na mechanickou energii a elektrickou energii