способ работы тепловой машины и поршневой двигатель для его осуществления

Формула изобретения

1. Способ работы тепловой машины, включающий адиабатическое расширение рабочего тела от температуры T₁ до температуры Т₂, изобарическое охлаждение рабочего тела от температуры Т₂ до температуры Т₃, адиабатическое сжатие рабочего тела от температуры Т₃ до температуры Т ₄ и изобарический нагрев рабочего тела от температуры Т ₄ до температуры T₁, отличающийся тем, что дополнительно после изобарического охлаждения проводят адиабатическое сжатие рабочего тела до температуры Т₂, затем изобарическое охлаждение до температуры Т₃, после изобарического нагрева проводят адиабатическое расширение до температуры Т ₄ и затем изобарический нагрев до температуры T₁ , причем разницу температур T₁-T₄ устанавливают больше разницы температур Т₂-Т₃ с возможностью обеспечения условия замкнутости рабочего цикла.

2. Поршневой двигатель, содержащий нагреватель, холодильник, накопительную емкость рабочего тела и камерно-поршневую группу, включающую два цилиндра с крышками, размещенные в цилиндрах поршни с вытеснителями и две пары рабочих и насосных камер, при этом поршни жестко связаны между собой с помощью одного из вытеснителей, рабочие и насосные камеры расположены с противоположных сторон поршней, рабочие камеры расположены во внешних частях камерно-поршневой группы, а насосные - во внутренних ее частях, каждая рабочая камера соединена с сопряженной через поршень насосной камерой двумя трубопроводами через клапаны, причем один трубопровод содержит нагреватель, а другой - холодильник, а клапаны установлены на соединении каждой из камер с трубопроводами, отличающийся тем, что дополнительно содержит один нагреватель, один холодильник и семь накопительных емкостей рабочего тела, которые установлены на каждом входе и выходе каждого нагревателя и каждого холодильника, причем первая рабочая камера, выполненная с возможностью обеспечения расширения от температуры T₁ до температуры T₂, имеет максимальный объем V₁, ограниченный стенками одного из цилиндров, его крышкой и размещенным в нем поршнем.

3. Двигатель по п.2, отличающийся тем, что объем насосной камеры, выполненной с возможностью сжатия рабочего тела от температуры Т₃ до температуры Т₂ определяют из соотношения V₂=V₁·T₃/T₂, а объем насосной камеры, выполненной с возможностью сжатия от температуры Т₃ до температуры Т₄, определяют из соотношения V₃=V₂·T₃ ^{( / -1)}/T₂ ^{( / -1)}, объем рабочей камеры, выполненной с возможностью обеспечения расширения от температуры T₁ до температуры Т₄, определяют из соотношения V₄=V ₃·T₃ ^{(1/ -1)}·T₁ ^{( / -1)}/T₄ ^{( +1/ -1)}, где - показатель адиабаты.

4. Двигатель по п.2, отличающийся тем, что снабжен распределительными устройствами, например, клапанными, установленными в крышках цилиндров.

5. Двигатель по п.2, отличающийся тем, что в полости вытеснителя рабочей камеры, выполненной с возможностью обеспечения расширения от температуры T₁ до температуры Т₄, установлен палец, сопряженный с шатуном.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к области машиностроения, а именно к способу работы и устройству машин, в частности поршневых двигателей, для преобразования тепловой энергии в механическую.

Известен способ преобразования энергии в тепловом двигателе, в котором проводится испарение воды, нагрев пара при высоком давлении и расширение пара до давления, близкого к атмосферному, и температуры, близкой к 100°С. Такой способ обеспечивает минимум потерь механической энергии в сравнении с чисто газовыми рабочими циклами [Паровоз. Большая советская энциклопедия, второе издание, 1955 г, т.32, стр.135-139].

Недостатком данного способа являются большие потери энергии при переводе воды в пар.

Известен способ преобразования энергии в тепловом двигателе с газовым рабочим телом во всех процессах цикла, в котором используются процессы, близкие по своим характеристикам изотермическому и изохорическому. Особенностью данного способа является необходимость рекуперативной передачи в полном объеме тепловой энергии от одного изохорического процесса другому изохорическому процессу [Ридер Г., Хупер Ч. - Двигатели Стирлинга. Пер с англ. М., Мир, 1986, 464 с.; Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издание, переработанное и дополненное. Под общей редакцией А.С.Орлина, М.Г.Круглова. М., Машиностроение. 1990 г., 283 стр., Стр.23-28, 277-279].

Недостатком данного способа является малый коэффициент полезного действия, обусловленный недостаточным приближением реальных процессов к изотермическому и изохорическому, потерями на рекуперативную передачу тепловой энергии как по величине энергии, так и по гидравлическому сопротивлению в тракте рекуператора.

Известен способ преобразования энергии в тепловом двигателе с газовым рабочим телом во всех процессах цикла (прототип), в котором используются процессы, хорошо реализуемые на практике - изобарический и адиабатический, включающий адиабатическое расширение рабочего тела от температуры T₁ до температуры Т₂, например от 500°С до 150°С, изобарическое охлаждение от температуры T₂ до температуры Т ₃, например 27°С, адиабатическое сжатие рабочего тела от температуры Т₃ до температуры Т₄, например 650°С и изобарический нагрев рабочего тела от температуры Т₄ до температуры T₁.

Особенностью данного способа является работа с оптимальным расширением рабочего тела, обеспечивающим получение высокого коэффициента полезного действия [В.М.Котов, Л.Н.Тихомиров. Поршневой двигатель с замкнутым рабочим циклом. Предварительный патент Республики Казахстан №14124 по заявке №2002/0333.1 от 21 марта 2002. Опубл. 15 марта 2004 г.].

Недостатком данного решения является большая разница в теоретическом коэффициенте полезного действия данного цикла и идеального цикла Карно.

Известен поршневой двигатель, в котором осуществляется замкнутый рабочий цикл с газообразным рабочим телом - двигатель Стирлинга [Ридер Г., Хупер Ч. - Двигатели Стерлинга. Пер с англ. М., Мир, 1986, 464 с.; Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издание, переработанное и дополненное. Под общей редакцией А.С.Орлина, М.Г.Круглова. М., Машиностроение. 1990 г., 283 стр., Стр.23-28, 277-279]. Этот двигатель содержит рабочую и насосную камеры, нагреватель и холодильник, а также связывающие их между собой газовые магистрали.

Особенности конструкции данного поршневого двигателя связаны с задачами, поставленными перед ним способом его работы. Движение поршней рабочей и насосной камер происходит со сдвигом фазы на 90 градусов. Связь между отдельными поршнями осуществляется через шатуны и коленчатый вал.

Недостатками решения являются малое приближение рабочих процессов к изотермическому и изохорическому, высокий уровень механических потерь в двигателе и, как следствие, низкий коэффициент полезного действия.

Известен поршневой двигатель, отличием которого является использование машины двойного действия. В такой поршневой машине по обе стороны от поршня установлены камеры. В поршневой машине паровоза это рабочие камеры [Паровоз. Большая советская энциклопедия, второе издание, 1955 г, т.32, стр.135-139], в свободнопоршневом двигателе это насосная и рабочая камеры [В.А.Башкатов, Ю.М.Кириллов, С.А.Пашков и др. Свободнопоршневая комбинированная машина. Авторское свидетельство СССР №1168743 от 23.07.1985 г. (кл. Р 04 В 31/00)].

Такая конструкция позволяет обеспечить равномерность движения на валу двигателя при меньшем числе цилиндров.

Недостатком конструкции остается низкий коэффициент полезного действия.

Известен поршневой двигатель [В.М.Котов, Л.Н.Тихомиров. Поршневой двигатель с замкнутым рабочим циклом. Предварительный патент Республики Казахстан №14124 по заявке №2002/0333.1 от 21 марта 2002. Опубл. 15 марта 2004 г.], (прототип), содержащий нагреватель, холодильник, накопительную емкость рабочего тела и поршневую машину с двумя парами рабочих и насосных камер, в которых рабочая и насосная камеры расположены с противоположных сторон поршня, трубопроводы, соединяющие рабочие и насосные камеры с другими частями двигателя, поршни жестко связаны между собой с помощью вытеснителя, рабочие камеры расположены по внешним частям блока камер, а насосные во внутренних частях, радиус вытеснителя r выполнен в соответствии с характеристиками используемого цикла, каждая рабочая камера соединена с сопряженной через поршень насосной камерой двумя трубопроводами через клапаны, причем один трубопровод содержит нагреватель, а другой - холодильник, клапаны установлены на соединении каждой из камер с трубопроводами.

Такой двигатель обеспечивает высокую эффективность цикла с хорошо реализуемыми на практике адиабатическими и изобарическими процессами за счет устранения излишних промежуточных элементов в передаче энергии от расширяемого в одном процессе газа к сжимаемому газу в другом процессе. Уменьшается нагрузка на коленчатый вал поршневой машины.

Недостатком данного двигателя является малый индикаторный коэффициент полезного действия цикла.

Техническим результатом изобретения является повышение коэффициента полезного действия двигателя с замкнутым рабочим циклом и внешним подводом тепла к рабочему телу путем снижения потерь механической энергии в цикле, повышения равномерности усилий на коленчатый вал во времени, уменьшения максимальных усилий между поршневой группой и коленчатым валом.

Технический результат изобретения достигается тем, что в способе преобразования энергии, включающем адиабатическое расширение рабочего тела от температуры T₁ до температуры T₂, изобарическое охлаждение от температуры Т ₂ до температуры Т₃, адиабатическое сжатие рабочего тела от температуры Т₃ до температуры Т₄ , и изобарический нагрев рабочего тела от температуры Т₄ до температуры T₁, дополнительно, после охлаждения, проводят адиабатическое сжатие рабочего тела до температуры Т ₂, затем изобарическое охлаждение до температуры Т ₃, после изобарического нагрева проводят адиабатическое расширение до температуры Т₄ и затем изобарический нагрев до температуры T₁, причем разницу температур T₁-T₄ устанавливают больше разницы температур Т₂-Т₃ так, чтобы обеспечить условие замкнутости рабочего цикла.

Технический результат изобретения достигается тем, что поршневой двигатель, содержащий нагреватель, холодильник, накопительную емкость рабочего тела и поршневую машину с двумя парами рабочих и насосных камер, в которых рабочая и насосная камеры расположены с противоположных сторон поршня, трубопроводы, соединяющие рабочие и насосные камеры с другими частями двигателя, поршни жестко связаны между собой с помощью вытеснителя, рабочие камеры расположены по внешним частям блока камер, а насосные во внутренних частях, каждая рабочая камера соединена с сопряженной через поршень насосной камерой двумя трубопроводами через клапаны, причем один трубопровод содержит нагреватель, а другой - холодильник, клапаны установлены на соединении каждой из камер с трубопроводами, дополнительно содержит один нагреватель, один холодильник и семь накопительных емкостей, накопительные емкости рабочего тела установлены на каждом входе и выходе каждого нагревателя и каждого холодильника, рабочая камера, обеспечивающая расширение от T₁ до Т₂, имеет максимальный объем, ограниченный стенками цилиндра с радиусом R₁, поршнем и крышкой камеры.

Кроме того, объем насосной камеры, обеспечивающей сжатие рабочего тела от температуры Т₃ до температуры Т₂ , определяют из соотношения V₂=V₁·Т ₃/Т₂, объем насосной камеры, обеспечивающей сжатие от Т₃ до Т₄, определяют из соотношения V₃=V₂·Т₃ ^{( / -1)}/T₂ ^{( / -1)}, объем рабочей камеры, обеспечивающей расширение от T₁ до Т₄, определяют из соотношения V₄=V₃·Т₃ ^{(1/ -1)}·T₁ ^{( / -1)}/Т₄ ^{( +l/ -l)}.

При этом распределительные устройства, например клапанные, установлены в крышках камер.

В полости вытеснителя рабочей камеры, обеспечивающей расширение от T ₁ до Т₄, может быть установлен палец, сопряженный с шатуном.

На фиг.1 и 2 представлены в двойном логарифмическом масштабе (давления Р и объема V) варианты циклов прототипного (фиг.1) и предлагаемого (фиг.2) процессов.

В данном масштабе все идеальные процессы отображаются в виде прямых линий. На чертежах представлены адиабаты инертных газов, изобары и изотермы. Дополнительные точки на диаграмме предлагаемого цикла обозначены значком " ^o".

Видно, что в предлагаемом цикле площадь, охватываемая рабочими процессами, больше, при практически одинаковых отрицательных работах цикла (адиабатическое сжатие с большим изменением объема). На графике предлагаемого цикла видно, что разница между температурами T₁ и Т₄ должна быть больше разницы между температурами T₂ и Т ₃.

Расчеты показывают, что максимальный коэффициент полезного действия достигается в случае, если температуры T ₂ ^о и Т₂, а также Т₄ ^о и Т₄ равны между собой.

Исполнение камерно-поршневой группы предлагаемого поршневого двигателя представлено на фиг.3. Она состоит из верхней крышки 1, верхнего поршня 2, вытеснителя 3, большого цилиндра 4, средней крышки 5, нижнего поршня 6, держателя пальца 7, пальца 8, малого цилиндра 9, нижней крышки 10, вытеснителя 11 и шатуна 12.

Возможность сборки и разборки камерно-поршневой группы обеспечивается за счет соединения между вытеснителем 3 и нижним поршнем 6 и соединения между держателем 7 и вытеснителем 11. Показаны резьбовые соединения этих деталей.

Схема поршневого двигателя, осуществляющего процессы предлагаемого цикла, представлена на фиг.4. Она содержит камерно-поршневую группу 13 (представленную на фиг.3), накопительные емкости 14-21, холодильники 22-23, нагреватели 24-25 и клапаны 26-33. На фиг.5 отображены параметры рабочего тела в накопительных емкостях по одному из возможных вариантов цикла.

Рассмотрим работу двигателя на примере рабочей камеры I. При движении поршневой группы снизу вверх вначале открыт клапан 33, связанный магистралью с емкостью 20. Газ в емкости 20 нагрет с помощью нагревателя 24. При открытом клапане 33 осуществляется работа изобарического расширения газа от температуры Т₄ до T₁. Когда клапан 33 закрывается, идет адиабатическое расширение от T₁ до Т₂.

При движении поршня сверху вниз клапан 29, связанный с емкостью 19, открыт на всем протяжении хода. В это время газ из рабочей камеры удаляется и осуществляется работа изобарического сжатия от Т₂ до Т₃ с помощью холодильника 23.

Таким образом, каждая камера участвует в трех процессах, двух изобарических и одном адиабатическом. В адиабатических процессах каждая камера участвует индивидуально. В отдельном изобарическом процессе идет взаимодействие отдельной камеры с одной накопительной емкостью.

Процессы взаимодействия камер разделены во времени. В идеале, при нулевом гидравлическом сопротивлении трактов, процесс выпуска газа из рабочей камеры и наполнения этим газом насосной камеры может осуществляться одновременно. Но, реальное сопротивление тракта создает задержку в перемещении газа. К концу этого процесса давление в принимающей емкости будет повышено против среднего, а в отдающей пониженное. Выравнивание давлений между этими емкостями и передача части тепла будут идти в промежуточном интервале времени.

На фиг.5 представлен характер изменения давлений в камерах поршневого двигателя и времена открытия его клапанов.

Расчет объема рабочих и насосных камер можно провести в такой последовательности. Наибольший объем имеет рабочая камера I, примем его равным единице.

Объем насосной камеры II меньше объема связанной с ней рабочей камеры I в соответствии с разницей температур и рассчитывается по изобарическому процессу.

V₂=V₁ ·T₃/T₂

Объем насосной камеры II в конце такта сжатия определяется по формуле для адиабатического процесса:

V_2k=V₂·T₃ ^{l/ -l}/T₂ ^{1/ -l}

где - показатель адиабаты рабочего тела.

Полный объем насосной камеры III определяется по соотношению для изобарического процесса исходя из значения объема насосной камеры II в конце такта сжатия:

V₃=V_2k·T₃ /T₂

Объем насосной камеры III в конце такта сжатия определяется по формуле:

V_3k=V₃ ·T₃ ^{1/ -1}/T₄ ^{1/ -1}

Объем рабочей камеры IV в сжатом состоянии V_2k определяется по соотношению для изобарического процесса исходя из значения объема насосной камеры III в конце такта сжатия:

V_4k=V_3k·T ₁/T₄

Полный объем рабочей камеры IV определяется исходя из условия адиабатического расширения газа от T₁ до Т₄:

V₄=V_4k·T ₁ ^{1/ -1}/T₄ ^{1/ -1}

В таблице 1 приведены значения объемов рабочих и насосных камер для различных вариантов циклов, описываемых значениями температур Т₂ и Т₄. Во всех случаях объем рабочей камеры I принят равным единице.

Радиусы цилиндров и вытеснителей (см.фиг.3) можно определить по следующим формулам (радиус R₁ рабочей камеры I равен единице):

R₂=(1-V₂)^0.5

R ₃=(1+V₃-V₂)^0.5

R ₄=(1+V₃-V₂-V₄)^0.5

Температуры Т₂ и Т₄ даны для гелиевого цикла при T₁=773°К, Т₃=300°К, даны соответствующие им объемы рабочих и насосных камер и радиусы цилиндров и вытеснителей.

Таблица 1.
Параметр	Вариант решения
Т2	325	350	375	400
Т4	713.5	662.5	618.4	579.7
V2	0.923	0.857	0.80	0.75
V3	0.755	0.582	0.456	0.364
V 4	0.248	0.258	0.267	0.276
R2	0.277	0.377	0.447	0.50
R 3	0.912	0.851	0.810	0.780
R4	0.764	0.683	0.624	0.581
R 3-R2	0.635	0.474	0.363	0.280
R3-R 4	0.148	0.168	0.186	0.199

В таблице 1 также представлены радиусы цилиндров и вытеснителей камерно-поршневой группы двигателя и разницы радиусов R₃ -R₂ и R₃-R₄. Последние значения важны для конструирования распределительных устройств в крышках камер.

Представленная конструкция камерно-поршневой группы позволяет не только привести в соответствие с циклограммой цикла объемы камер поршневой машины, но и минимизировать расстояние от коленчатого вала до крышки камеры I при заданной длине шатуна. С этой целью поршневой палец, связывающий поршневую группу с шатуном, размещается в полости вытеснителя рабочей камеры IV.

Палец 8 (фиг.3) устанавливается в держателе 7, который крепится к телу вытеснителя 11. Такое исполнение позволяет выполнить поверхность вытеснителя в соответствии с требованиями по ее чистоте для сопряжения с отверстием в теле крышки 6. Соединение держателя 7 с вытеснителем 11 может быть выполнено, например, резьбовым.

Проведем сравнение оптимальных характеристик прототипного и предлагаемого циклов, рассчитанных с использованием одинаковых исходных данных по их конструкторскому исполнению (доля механических гидравлических и тепловых потерь в циклах). В таблице 2 приведены эти данные.

Как видно из сравнения этих данных теоретический коэффициент полезного действия предлагаемого решения выше на ˜1%, а более важный коэффициент полезного действия на валу двигателя выше на 3.4%.

Таблица 2.
	T1, K	Т2, К	Т 3, К	Т4, К	Км	Кт	теор	вал
Прототип	773	345	300	673	0.01	0.02	0.551	0.464
Предлагаемое решение		330		708			0.559	0.498

Результаты расчета реальных нагрузок, возникающих в системе "поршень - коленчатый вал", для прототипа и предлагаемого решения представлены на фиг.6 и 7 соответственно. На графиках показаны изменения суммарного давления в рабочих и насосных камерах в ходе перемещения поршневой группы - "давление на группу", среднее за оборот вала поршневой машины давление - "рабочее давление" и среднее значение модуля давления за оборот вала - "модуль давления". Все давления приведены к площади большой рабочей камеры (поз.I на фиг.4) для варианта прототипа и предлагаемого решения с одинаковой площадью этой камеры и одинаковым максимальным значением давления рабочего тела в ней. Значения перемещений от 0 до 72 соответствуют перемещению поршневой группы по фиг.3 вверх, а от 72 до 142 вниз.

Видно, что в предлагаемом решении достигается большее среднее за оборот вала рабочее давление. Увеличение составляет 26%. Соответственно больше и мощность двигателя. При этих же условиях сумма модулей давлений действующих на вал в предлагаемом решении меньше в 1.7 раза. Это позволяет уменьшить силы трения как за счет меньших усилий на трущиеся пары, так и за счет уменьшения диаметра трущихся пар. Таким образом, в предлагаемом решении в различных типах конструкций потери на трения будут в 2.2-3.2 раза меньшими. Если в прототипе потери на трения составят 10%, то в предлагаемом решении - 4.5-3.1%. В целом разница в коэффициенте полезного действия двигателя (с учетом повышения коэффициента полезного действия цикла) будет достигать 6.5-7.9%.

Особенностью предлагаемого решения является то, что достаточно высокие значения коэффициента полезного действия двигателя (свыше 50%) достигаются при небольших значениях максимальной температуры цикла (˜500°С).

Таким образом использование данного изобретения позволит повысить коэффициент полезного действия двигателя, снизить потери механической энергии в цикле, повысить равномерность усилий на коленчатый вал во времени, уменьшить максимальные усилия между поршневой группой и коленчатым валом. Созданы предпосылки уменьшения массы двигателя. Такой двигатель может найти широкое применение в машиностроении.