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L'invention est relative à des moteurs thermiques fonctionnant soit suivant le cycle thermique de Stirling, soit suivant le cycle thermique d'Ericsson, qui sont étroitement apparentés l'un à l'autre et qui, dans les buts de cette invention,, diffèrent simplement eu égard au caractère de l'introduction de chaleur. Tandis que dans un moteur travail- lant suivant le cycle de Stirling, toute l'introduction de chaleur à son fluide de travail a lieu à volume constant, dans un tel moteur, modifié de manière à travailler suivant le cycle d'Ericsson, le fluide de travail recevrait toute .sa chaleur dans des conditions de pression constante.
Les deux-classes de moteurs peuvent être en outre classifiées en tant que moteurs à combustion externe du type dans lequel la chaleur est absorbée
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par, et accumulée dans un régénérateur ut est ensuite comprimé, après quoi il est retourné à l'espace ou chambre de travail par l'intermédiaire du régénérateur, d'où il reprend la chaleur antérieurement rejetée. Le moteur initial de ce type employait l'air en tant qu'agent de travail et le rendement ther- mique réalisé en pratique était très faible. C'est un des buts de la présente invention de fournir un moteur perfectionné du type ci-dessus ayant un rendement considérablement amélioré et de construction relativement simple, qui soit d'un fonctionnement sûr.
L'invention est relative principalement aux cycles de travail thermodynamiques ou internes des moteurs décrits ici, et elle ne tient pas compte du cycle de combustion externe des combustibles utilisés en tant que source de chaleur pour faire fonctionner de tels moteurs. L'une quelconque des méthodes bien connues de combustion des combustibles dans une alimentation d'air peut être employée, en même temps que la récupération de la chaleur perdue transportée dans les gaz évacués, ou produits d'échappement de combustion.
L'invention comprend un moteur du type mentionné, dans lequel l'agent de travail est un gaz déshydraté ou un mélange de gaz déshydratés.
L'invention comprend également un moteur du type mentionné, dans lequel l'agent de travail est un gaz ayant des propriétés de transmission de chaleur plus grandes que celles possédées par l'air aux températures élevées atteintes dans le moteur, et dans lequel la température supérieure.limite du cycle de travail approche 780 C.
L'invention comprend également un moteur du type mentionné, dans lequel l'agent de travail est .soit du gaz bi- oxyde de carbone, soit du gaz hélium, soit les deux.
L'invention comprend également un moteur du type mentionné, dans lequel l'agent de travail est du gaz bi-oxyde de carbone avec ou sans mélange de l'un quelconque ou de tous
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les gaz ci-après : hélium, argon, néon ou azote.
L'invention comprend également un moteur du typa mentionné, dans lequel, lorsqu'il travaille suivant le cycle thermique de Stirling, un agent de travail est employé avec une limite de température supérieure élevée du cycle de travail, par exemple jusqu'à 750 C et dans lequel des moyens sont prévus entre les pièces du moteur travaillant à. chaud et celles travaillant à froid pour empêcher le passage de lubrifiant desdites pièces froides vers lesdites pièces chaudes et réduire ainsi ou éliminer l'obstruction du régénérateur primaire par de la suie et autres dépôts.
L'invention comprend également un moteur du type mentionné, dans lequel, lorsqu'il travaille suivant le cyclethermique de Stirling, un agent de travail, tel que l'un ou plusieurs de ceux précédemment indiqués, est employé avec une limite de température supérieure élevée du cycle de travail, par exemple jusqu'à 750 C et dans lequel un régénérateur secondaire est prévu entre l'entrée du cylindre de travail et l'espace froid adjacent, et capable d'accumuler une quantité appréciable de chaleur à partir d'une phase de compression froide, laquelle chaleur est absorbée à nouveau par le gaz se dilatant, de sorte que la puissance au frein du moteur est accrue.
Dans une forme de réalisation préférée suivant l'invention, le régénérateur secondaire comprend de la toile métallique fine ou des fils .fins et est également propre à agir en tant qu'un moyen ou filtre pour. empêcher le lubrifiant des parties ou pièces travaillant à froid, c'est-à-direle -piston et le cylindre, de pénétrer vers les pièces ou parties chaudes et de' provoquer ainsi une diminution dans le rendement du régénérateur primaire -par des dépôts, dans ce générateur, de carbone ou analogue:
L'invention sera comprise d'une manière plus complète par la description détaillée qui suit, qui est donnée en référence
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au dessin annexé, dans lequel :
- la figure 1 est une élévation en coupe d'un moteur thermique à double effet travaillant suivant le cycle de Stirling -les figures 2 et 3 sont des vues latérales en coupe et par bout respectivement d'un moteur thermique travaillant suivant le cycle d'Ericsson ; - la figure 4 est une vue à plus grande échelle, en section transversale, d'un des éléments de tube des dispositifs de chauffage tubulaires ;
- la figure 5 est une vue longitudinale à plus grande échelle d'un élément de tube chauffeur complet représentant les parties coupées circulaires près des extrémités, qui sont prévues pour éviter la déformation causée par la dilatation thermique de ces tubes lorsqu'ils sont chauffés de la tempéra- ture de la chambre à 800 C,
En se référant d'abord à la figure 1 du dessin, on prévoit un cylindre de travail.1 dans lequel est monté de manière coulissante un piston à double effet comprenant deux têtes de piston 2,3 montées à vissage sur une tige de piston 4, et à distance l'une de l'autre par un manchon interposé.
Le cylindre 1 présente des rebords externes 5, 6 près de ses extrémités et ces extrémités sont montées dans des pièces coulées 7, 8 d'extrémité de cylindre ayant des connexions de branchement pour communiquer avec des cylindres déplaceurs 9,10 qui sont disposés à chaque extrémité du cylindre de travail-1 avec leurs axes à angle droit de celui de ce dernier. La tige de piston 4 s'étend à travers un presse-étoupe 11-.dans l'une desdites pièces coulées d'extrémité 8 et est vissée à un côulisseau 12 monté de manière coulissante dans des guides 13, l'ensemble étant .porté par un bâti. Le coulisseau 12 est relié par une tige 14 à un arbre-vilebrequin ou manivelle 15 enfermé dans un carter 16 et un ou deux volants 17 est ou sont vissés sur l'arbre-vilebrequin 15.
Le cylindre ci-dessus mentionné et. les pièces coulées 7, 8 qui peuvent être avantageusement en bronze, sont disposés à
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angle droit de.l'axe du cylindre:de travail et constituent des chambre froides, et elles présentent des water-jackets dans ce but, les jackets étant alimentées avec de l'eau de refroidis- sement de toute manière convenable. Dans l'extrémité supérieure de chacune des chambres froides est monté à vissage un cylindre
9, 10 en un alliage résistant à la chaleur, fermé à son extrémité supérieure, et constituant une chambre chaude.
Le cylindre 10 est montré en coupe et on verra de celle-ci que les espaces de water-jackets 18, 19 s'ouvrent dans les extrémités supérieure
20 à rebord des pièces moulées ci-dessus et sont fermés par une piaque annulaire ou anneau 21 y attaché.. La partie supérieure de ces cylindres de chambre chaude peut être munie d'ailettes extérieures si' désire. La partie supérieure de chacun des cylindres de chambre chaude et également leur partie* inférieur et la partie inférieure de la pièce moulée de chambre froide son munies de manchons intérieurs ou revêtements 22 dans lesquels -coulisse le piston de déplacement 23 qui est de forme cylindrique creuse et est en un alliage convenable résistant à la chaleur, de préférence le même que celui des cylindres de chambre chaude.
L'espace entre les deux manchons ou revêtements mentionnés est occupé par le matériau de régénérateur primaire qui comprend de préférence une série de remplissage de disques minces ou anneaux perforés'24 en toile de métal Monel de 200 mailles. En variante, des enroulements compacts de fil fin de métal convenable peuvent être employés.
On comprendra que chacun des revêtements inférieurs décrits ci-dessus s'ouvre dans l'espace à l'extrémité du cylindre. de travail 1. , Chaque piston déplaceur est attaché à une tige d'actionhemènt 25, 251 qui s'étend vers le bas à travers un presse-étoupe convenable 26 dans lapartie inférieure de la pièce moulée cylindrique @ d'extrémité et est reliée à pivotement, par une tringle ou rotule 27, à une extrémité d'un fléau oscillant 28 monté de manière
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pivotante on son centra :.',' #' leu ,,:;.,t'1,j.;; i n L ':'Ï' .1.'éU"; du ulti 30.
Un bras ¯>1 relié au fléau oscillant ,..,f, rmio c; :,.r uri'; tige 32. à un suiveur à came 33 qui nuL 11 Í.b(.l(::;r; piui, Guro .i<.Gicmttts p a- une came convenablement formée sur la itiitiia J.;.., Ou ,,(,1" [,, que les pistons déplaceurs aecomplifaserifc du a mouvements Oj) f,st"f. :, vers le haut ou vers le bas propres aux phases du c:yr:.tt: un Stirling. En supposant que .i.tw;t3Iif: de travail .,oit.. feu tl j, ¯rú...1 du de carbone, celui-ci est amené à partir des cylindres rltar.CGetI;e,1-- lation habituels à travers un clapet abaisseur et de là à travers des ouvertures j5 dans les pièces moulées 7 et 8 aux
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deux extrémités du cylindre de travail par des r:.-ouPUPt:s de rets- nue, les orifices 36 étant reliés à des soupapes, d'éva ouu oioa convenablement disposées.
Le gaz, qui est de préférence déshydraté, peut être amené au cylindre frais à toute pression désirée, jusque un maximum de 400 livres par inch carré (28,12 kg/cm2).
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On prévoit également entre chacun des espaces du cylil' Jt'6 de travail, c'est-à-dire les extrémités du cylindre de travail,
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et l'espace froid adjacent, c'est-Mir 3 la partie inférieure de chaque cylindre déplaceur, un régénérateur secondaire ou auxiliaire qui peut comprendre une série d'anneaux ou disque:,; en toile métallique à mailles fines 34, comme décrit pour le régénérateur primaire, ou bien peut comprendre des enroulements de fil fin, par exemple de fil de nichrome de 50 l.W.G. enroulé suivant des spires compactes.
Le but de ce régénérateur secon- daire ou auxiliaire est double. -En premier lieu, il permet
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d'accumuler-une quantité appréciable de'chaleur à.partir ruz la phase de compression froide du cycle d'opérations et cette chaleur est absorbée à nouveau par le gaz qui se dilate, de
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façon à augmenter d'une fflenière appréciable le travail nf;i7.: qu'on peut obtenir pendant le course de dilatation ou COUl'te do puissance.
En second I.Iel.1, le régénérateur secondaire ngti
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en tant qu'une vanne ou collecteur de l'huile ou lubrifiant à partir du cylindre de travail 1 et empêche celle-ci d'attein- dre les chambres chaudes ou, sans cela, elle subirait un cracking et se déposerait en tant que suie ou autres produits et entraverait nécessairement d'une manière sérieuse l'action du régénérateur primaire 24. Le régénérateur secondaire 34 agit ainsi en tant qu'un filtre pour le lubrifiant, qui est généralement sous la forme de voile ou brouillard, transporté à partir du cylindre de travail 1 et on peut aisément s'arranger pour que le lubrifiant ainsi collecté soit évacué dans le puisard prévu à cet effet.
On comprendra que la chaleur externe requise pour actionner l'engin peut être appliquée aux extrémités supérieures des cylindres déplaceurs de toute manière convenable, comme par exemple par des brûleurs convenablement disposés dans des chambres de combustion ou bien par des gaz résiduels d'industrie ou de four qu'on fait passer à travers une chambre entourant les extrémités supérieures des cylindres déplaceurs pour constituer un échangeur de chaleur. Comme mentionné précédem- ment, les extrémités supérieures des cylindres de déplaceur peuvent être ailettées extérieurement pour contribuer à l'échange de chaleur désiré.
Le cycle de fonctionnement du moteur sera maintenant considéré en supposant que, dans l'exemple particulier, la température maximum T1 atteinte par le fluide de travail est
750 C (1382 F) et la température minimum T2 est 50 C (122 F).
Le rendement idéal pour ces limites de température est de
68,5% Dans la première phase du cycle, le gaz peut. être considéré comme se dilatant d'une manière isotherme dans l'espace de cylindre dans un rapport de 2, absorbant la quantité de chaleur nécessaire pour le travail mécanique accompli. Pour
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chaque masse d'une libre de gaz participant à la dilatation effective, le travail accompli pendant un tour complet de manivelle est R/J x T1 loge r en unités thermiques B.T.U. où
R est la constante de gaz pour chaque livre de gaz en livres pieds, J est l'équivalent Joule, c'est-à-dire 778 livres pieds par B.T.U., r le rapport de dilatation - dans ce cas 2 - et T, est la température absolue en degrés F ou degrés Rankine- dans ce cas 1,842 degrés F absolus.
L'énergie accumulée dans les volants pendant cette course entraîne le moteur pendant le restant du cycle. Dans la seconde phase, le bi-oxyde de carbone passe à un volume constant à travers le générateur, sa température tombant de T1 à T2,4 La quantité de chaleur accumulée dans le régénérateur est eCv (T1-T2) où Cv est la chaleur spécifique du gaz et e le rendement du régénérateur qui est supposé comme étant 97%. Dans la troisième pha.se, le bi-oxyde de carbone est comprimé d'une manière isotherme par le piston du moteur à son volume initial V.
La quantité de chaleur rejetée par tour de manivelle, principalement au water-jacket, estR/J T2 loge r pour chaque livre de gaz comprimé où T2 est la température absolue en degrés F et est l'équivalent de l'énergie prise à partir de l'énergie cinétique des volants, en omettant de considérer le générateur secondaire. Dans la quatrième phase, le bi-oxyde de carbone est retourné à volume constant à travers le régénérateur vers l'espace chaud, sa température montant de T2 à T1, La quantité'de chaleur prise à partir du régénérateur. est eCv(T1-T2).
Le déficit de chaleur dû aux imperfections dans le régénérateur est Cv(T1-T2) (I-e) ce déficit étant fourni par l'appareil de chauffage-. On peut montrer par le calcul que, en utilisant du bi-oxyde de carbone en tant qu'agent de travail et avec un régénérateur primaire de rendement 97%, le rendement maximum du travail du cycle entre les températures de thermomètre de 750 C et 50 C est 60,2%
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On comprendra que les chiffres précédents représentent seulement un rendement ideal ou théorique et que, dans des conditions convenables, plus- spécialement lorsque les apreils de chauffage tubulaires sont utilisés, comme décrit ci-appre,
s la limite supérieure de température de travail atteinte par le gaz de travail peut être aussi élevée que 780 C et que, dans certains cas, la pression de travail peut être réduite à 150 p.s.i... Dans un moteur réel dont la conception est celle qu'on vient de écrire, toutefois, les cycles de compression et de dilatation du dlcide de travail -s'écartent quelque peu en caractère du processus purement isothermique, en raison des pertes mécaniques inévitables (frottement de fluide) dans le fluide de travail, en complé,ment des pertes de frottement habituelles dans les pièces en mouvement et en coulissement de la machine, et des pertes de chaleur parasites, dues au rayonnement de la machine dans son ensemble, ainsi que dues aux pertes de conductibilité directe à partir des pièces chaudes vers les pièces froides,
le rendement de travail réel ou puissance au frein pourrait être plus faible d'une quantité dépendant du rençlement mécanique effectif du moteur particulier à tout moment en considération. Avec l'uti- lisation du régénérateur de chaleur secondaire précédemment @ décrit, ou régénérateur de chaleur Joule, de telles pertes sont toutefois réduites à un montant de 2,5% environ.
Pour de petits moteurs d'une puissance de quelques chevaux, le rendement mécanique peut être aussi faible que 70% tandique pour des moteurs plus grands, de 50 CV ou plus, E pourrait être de 80 % à 85%., Ainsi, pour un moteur de 50 CV, un rendement au frein de 60 x 0,8 + 2,5% 50,5% pourrait être attendu. '
Dans l'exemple décrit ci-dessus, la vitesse de rotation 'du moteur est d'environ 500 tours/minute et le piston à double effet a une course de 4,5inches (11,43 cm). La. manivelle
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et les paliers sont lubrifiés par injection à partir d'un carter et le piston de travail est alimenté avec de l'huile à pression élevée à partir d'une pompe convenable entraînée par le moteur.
Afin de retenir le gaz dans le système de travail, des presse-étoupe convenables sont disposés sur la tige de piston et sur les tiges de déplaceurs. Ces presse-étoupe peuvent être en fibre "Trist" par exemple. Les chambres chaudes peuvent être faites en un alliage convenable résistant à la chaleur qui a un degré élevé de liberté à l'égard de l'écaillage ou de la corrosion par oxydation aux températures élevées employées, avec les lecteurs désirables de résistance et de fluage. L'angle ' entre la manivelle de piston de travail et la manivelle de piston de déplacement est d'environ 90 .
La différence de phase entre -les points de rotation correspondant au volume chaud maximum et au volume froid maximum respectivement correspond à 135 d'un tour complet de manivelle.
Un alliage convenable pour les chambres chaudes peut avoir la composition suivante ; carbone 0,4% manganèse 0,8% silicium 1,0 %, nickel 13,0% chrome 13,0%, cobalt 10,0%, molybdène 2,0% niobium 3,0%, tungstène 2,5% fer (Fe) le reste.
Lorsque la chambre est faite en ce matériau, toutefois, il est préférable de modifier sa construction de sorte que ses parois soient soumises seulement à des efforts correspondant à un frettage seulement au lieu de la combinaison de tels efforts et d'efforts thermiques (beaucoup) plus grands. Ceci peut être accompli d'une manière satisfaisante en séparant la partie extérieure de la chambre chaude de. l'entrée chaude du régénéra- teur par une série de tubes métalliques faits en le même alliage. Ces tubes, dans l'exemple donné, seraient d'un diamètre externe d'environ comme 0,32 inch (0,81mm) et de 0,1 inch (0,25 cm) de diamètre interne.
Ils seraient ailettés le long des parties de leur longueur exposées aux gaz chauds de
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la chambre de combustion, de manière à fournir la surface supplé- mentaire nécessaire pour absorber efficacement la chaleur à partir des gaz de brûleur.
Dans l'exemple ci-dessus, un appareil de chauffage tubulaire complet pour chaque chambre chaude consisterait en 35 tubes (70 en tout pour le moteur complet) avec leurs parties supérieures soudées dans la partie supérieure extérieure de chaque pot et leurs extrémités inférieures soudées dans l'en- trée chaude du régénérateur. La longueur ailettée de chaque tube serait d'environ 13 inches (33 cm). Afin d'empêcher la formation destructrice dans les divers tubes d'un appareil de chauffage complètement assemblé, laquelle déformation serait provoquée par la dilatation linéaire de chaque tube lorsqu'il passe du froid à ÔOO C, on donne aux tubes près de leurs extrémités une courbure circulaire, comme représenté sur la figure 5.
Il doit être compris que l'invention ne doit pas être regardée comme limitée à l'exemple décrit étant donné qu'il est évident que les détails des parties de travail du moteur pourraient être modifiésdans de larges mesures.
'Il doit également être compris qu'une multiplicité (quatre ou un plus grand nombre) de cylindres de travail peuvent être disposés de toute manière convenable, de sorte que leurs pistons de travail soient associés d'une manière opératoire avec un vilebrequin commun, ou bien, en variante, soient convenablement reliés à un dispositif d'entraînement à plaque à excentrique. Si on le désire, chaque cylindre
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peut être à double effet en ce sens .til consiste"en une chambre chaude boulonnée sur lui à sa partie supérieure et 'un piston de déplacement boulonné en correspondance sur son piston de travail.
La partie supérieure de chaque chambre chaude, dans des buts de conductibilité gazeuse, est reliée par un tube convenable à la partie inférieure de l'ensemble
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de cylindre suivant dont le piston travaille à une différence de 90 d'angle de manivelle du sien propre. Lorsqu'on choisit une méthode d'entraînement à manivelle, toutefois, les unités de cylindre devraient être montées par paires, chaque paire constituant une formation à 90 en V. Un nombre quelconque de séries de telles formation en V peuvent être assemblées l'une derrière l'autre sur un carter commun et avec leurs diverses paires de tiges de liaison reliées à un vilebrequin commun.
En outre, quoiqu'on préfère utiliser un bi-oxyde de carbone en tarit que fluide de travail, il doit être compris .que ce gaz peut être remplacé par, ou utilisé en conjonction avec, un ou plusieurs gaz inertes tels que l'azote, l'hélium, l'argon ou le néon, en prenant soin que tous les gaz soient complètement secs.
En se référant maintenant aux figures 2, 3 et 4, une variante de moteur est représentée, qui est propre à travailler suivant le cycle thermique d'Ericsson. Dans cette variante, le moteur a deux cylindres 41 et 42 balayés par piston, placés en formation en V à angle droit sur le carter 43 qui est mis sous une pression d'environ 240 livres par inch carré (16,87 kg/cm2) Ce carter est de construction rapportée et est fait en acier à 0,40% de carbone et 0,45, de manganèse, l'acier ayant été fait en un four à sole basique. Un cylindre 41 de la formation est une unité de travail tandis que l'autre unité de cylindre 42 fonctionne en tant que compresseur à deux étages. L'ensemble de cylindre de travail consiste, à sa partie supérieure, en une chambre chaude 44 munie d'un piston déplaceur 45, léger, à montage lâche.
A son extrémité inférieure, la chambre chaude 44 est boulonnée sur le cylindre de fer coulé 41 à water-jacket, qui a le même alésage interne que la chambre chaude 44. Le fer coulé utilisé dans la construction de 41 est de préférence un alliage de fer à haute
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résistance à la traction.
Un piston de travail 46, Monté à ajustement étroit, en fer coulé, avec des segments 47, coulisse dans le cylindre 41 en fer coulé exécuté avec précision. Le piston déplaceur léger 45 ainsi que la chambre chaude 44 sont chacun faits en l'alliage décrit en relation avec la, figure 1, Le piston déplaceur 45 est creux et est empli d'une poudre légère inerte telle que de l'oxyde de magnésium ou de la silice micro- poreuse (aérogel de silice), tous. deux étant de bons isolateurs à température élevée. Le piston déplaceur 45 est fixé fermement à la partie supérieure du piston de travail 40 de manière à former à.leur jonction une unité monobloc de même diamètre.
Le piston de déplaceur 45 a un diamètre qui va légèrement en se rétrécis- sant à partir de son raccord inférieur avec le piston de travail vers la partie supérieure du cylindre chaud 44.
L'ensemble de cylindre de compresseur consiste-en sa partie supérieure en un cylindre 48 à haute pression, entouré d'une water-jacket 49. L'inter-réfrigérateur 40 relie 48, par l'intermédiaire d'une tubulure, indiquée sur la figure 2, à la bouteille d'accumulation de gaz 51. La water-jacket 49 a des entrées et des sorties séparées pour l'eau de refroidisse- ment en- circulation, 'extrémité inférieure de ce cylindre 48 à haute pression est fixée, par une partie d'extrémité à rebord, à l'extrémité supérieure de la partie principale 42 du cylindre intermédiaire, ce dernier étant entouré par une water-jacket 53 également munie d'entrées et de sorties séparées pour la circula- tion d'eau de refroidissement.
Un réservoir d'égalisation de pression 70, muni d'une soupape de . sûreté 71 et d'un robinet d'échappement 72, est monté entre les premier et second étages de, compression, la liaison étant complétée par le réfrigérateur 52 Le piston de compresseur 54, monté en 42, est relié, à son' extrémité supérieure, au piston de compression à pression élevée, ce dernier coulissant dans son cylindre 48. Les deux cylindres
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de compression sont faits en fer moulé à haute résistance à la tension et le piston intégré est fait en fer moulé.
Les tiges de liaison ou à la fois le piston de travail 46 et le piston de compresseur 54 ont leurs grandes extrémités montées sur un coussinet commun 55 porté sur un vilebrequin commun sur lequel est monté un contrepoids 56 dont le poids à son centre de gravité est approximativement égal à la somme des poids des deux grandes extrémités de piston, plus le coussinet, plus les côtés de vilebrequin, plus le poids d'un piston, de l'axe de piston et de la tige de liaison, moins le poids de sa grande extrémité, étant compris que chaque ensemble de piston avec sa tige de liaison est sensiblement égal en poids, et sensiblement de la même longueur radiale.
Le vilebrequin 57 est monté dans des paliers 50' et porte un volant 59 et deux cames 60 et 61 pour actionner deux soupapes 62 et 63 disposées à la partie inférieure du régénérateur 64 à partir duquel un jeu .de tube chauffeurs 65 conduit, par l'intermédiaire d'une chambre de combustion, à l'extrémité supérieure de la chambre chaude 44 du cylindre de travail.
Le régénérateur 64 a également un tube d'entrée 66 conduisant à la chambre d'accumulation de gaz 51 et un tube de sortie 73 conduisant au régrigérateur 67. Commodé- ment, le régénérateur est chargé par une toile métallique fine et les tubes chauffeurs dont il y en a 70 chacun avec une longueur ailettée (voyez la figure 5) de 24 inches (60,96 cm) ont une forme en section transversale comme montré sur la figure
4 et sont, de préférence, disposés comme montré sur la figure 5, les parties incurvées circulaires. 75 étant prévues pour éviter @ la déformation provoquée par la dilatation thermique. Une lubrification est prévue pour les cames 60 et 61 et pour les deux cylindres de compresseur, leurs pistons et leurs soupapes d'entrée et de sortie.
La chambre de combustion peut être de toute forme convenable et est thermiquement isolée sur son extérieur par
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une couche de silice micro-poreuse d'environ 2 inches (5,08cm) de profondeur, la chambre chaude et les parties supérieures du régénérateur sont de même isolées sur leurs surfaces externes par une couche analogue de silice micro-poreuse, cette dernière substance en tous les cas étant contenue dans une enveloppe d'aluminium polie.
Les parois de la chambre de combustion qui doivent avoir à résister à une température de 8500C sont faites en un alliage spécial résistant à la chaleur, de la résistance désirée à 850 C et de bonnes propriétés de non- écaillage, jusqu'à une température de 1100 C dans les gaz de four,
La composition de cet alliage est :nickel 20%, chrome 25%, silicium 1,5%, carbone 0,15%, fer le reste. La paroi interne de la chambre chaude, sur toute sa longueur, est isolée thermi- quement au moyen d'une couche de silice micro-poreuse. d'une épaisseur de 1/4 inch (0,63 cm) contenue dans une boîte métal- lique convenablement fermée en un alliage tel que de l'acier inoxydable du type communément connu sous le nom de 18/8.
Cette boîte métallique est faite pour s'adapter fermement le long de l'intérieur des parois verticales de la chambre chaude sur toute leur longueur, mais de manière à permettre à tout moment des mouvements-non gênés du piston déplaceur.
Il doit être compris que l'alliage utilisé dans la con- struction de la chambre chaude du moteur est le même que celui utilisé dans les chambres chaudes du moteur décrit en relation avec la figure. 1, les dispositifs chauffeurs tubulaires étant également formés du même alliage. Le régénérateur consiste avantageusement en une toile métallique de Monel à 200 mailles et est construit à partir d'une multiplicité de disques estampés de la même toile et empilés étroitement dans le cylindre cylin- . drique de l'ensemble du régénérateur.
En fonctionnement, le bi-oxyde de carbone a une pression variant de 240 livres à 800 livres par inch carré (l6;Ô7 kg/cm2 à 56,24,Kg/cm2) (en valeur absolue dans les deux cas) et à une
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température moyenne de )0 (; e:.t, utilisé an tant quu yn-z rit; tra- vail. Lorsqu'il est comprime en deux étapes jusqu'à 800 p.s.i., le gaz est transféré à la bouteille d'accumulation 51 d'où le moteur aspire la quantité correcte de gaz pour chaque course chaude de dilatation.
L'entrée de gaz et l'éjection de chaque cycle dans la chambre chaude sont commandées par deux soupapes
62 et 63 actionnées par cames, le profil de chaque came étant dessiné de manière à procurer la succession correcte dans le temps de l'ouverture et de la fermeture de chaque soupape, ces cames étant actionnées par le vilebrequin de manière à s'ouvrir et à se fermer une' fois pendant chaque tour du moteur ou du vilebrequin.
A l'ouverture de la soupape d'entrée à haute pression, .le gaz froid passe à une pression de 800 p. s.i. à travers le régénérateur d'un rendement thermique de 98% et, par le chauffeur tubulaire 65, dont les parois métalliques sont typiquement à une température de 800 C, vers la partie supérieure de la chambre chaude 44. La soupape d'entrée se ferme rapidement lorsque-l'équivalent d'un volume de gaz a pénétré dans la chambre chaude. Ce volume de gaz, maintenu à une température de 780 C, est laissé se dilater jusqu'à 4,34 volumes rapportés au volume de la chambre chaude seulement.
Le volume vrai de gaz prenant place dans cette dilatation est la somme du volume de gaz contenu dans les canaux du chauffeur tubulaire et les interstices du régénérateur étroitement empilé, plus le volume de gaz admis dans le cylindre de dilatation lui-même au début du processus de dilatation. Le volume' corrigé ressort dans ce cas à 1,44 et le rapport vrai de dilatation de vient'3,32. Dans le processus de dilatation, le gaz repousse vers le bas le piston dd travail accomplissant le travail utile.
Dans le présent cas, les dilatations chaudes sont proches d'être un processus isothermique. En considérant que le rendement du régénérateur est de 1, le travail accompli par tour de moteur dans le cylindre de dilatation par livre
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de gaz prenant part effectivement a la dilata (..ion est fourni par l'expression RT1 loger, où R est à nouveau la constante de gaz pour une livre de bi-oxyde de carbone et T1 est la températureabsolue à laquelle la dilatation prend place -dans ce cas 1,052 Kelvin ou 1.895 F absolus, le rapport de dilatation r est 3,32.
Le processus de compression est accompli en deux temps, chaque temps ayant le même rapport de dilatation, c'est-à-dire la racine carrée de r qui est 1,82. En supposant à nouveau que le processus de compression vient dans son ensemble suffisamment près de lisothermie en caractère, on peut montrer que le travail total nécessaire pour accomplir le processus complet est donné par l'expression RT2loger.
Dans ce cas, T? est 310 Kelvin ou 560 F absolus,
Le gaz, le bi-oxyde de carbone, tout en s'accordant étroitement dans son comportement à celui d'un gaz parfait à des températures de 780 C ou plus élevées, s'écarte considé- rablement d'un tel comportement à des températures d'environ 38 C ou plus basses. A de telles températures plus basses, le bi-oxyde de carbone est considérablement plus compressible qu'un gaz parfait, et le travail nécessaire pour le comprimer à un volume plus petit est considérablement moindre que celui représenté par l'expression RT2loger. Cet écart dans le comportement de gaz parfait dans le cas de bi-oxyde de carbone aux températures de moteur plus basses augmente notablement le rendement total du moteur.
La réalisation de moteur thermique travaillant suivant le cycle d'Ericsson qu'on vient de décrire présente.les particularités suivantes :
Chauffeurs tubulaires. a) la perte de pression entre les extrémités du chauffeur est de 6,4 livres pa.r inch carré (0,449 kg/cm2) à la vitesse
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du moteur de 960 tours/minute et 800 livres p.s.i. b) Le nombre de Nusselt pour la transmission de chaleur au fluide de travail à 800 livres p. s.i. à partir des parois du chauffeur à une température de parois de 800 C est de 430
B.T.U. par heure par pied carré (0,093 m2) par degré F. c) L'effort thermique dans les parois de chauffeur à plein dans des conditions de pleine charge sur le moteur est moindre que 700 livres p.s.i.
Réfrigérateurs. d) La perte de pression dans l'inter-réfrigérateur
No 40 est de 6,7 livres p.s.i. e) La perte de pression dans l'inter-réfrigérateur
No 52 est de 4 livres p.s.i. f) La perte de pression dans l'inter-réfrigérateur
N 67 est de 4,6 livres p.s.i.
La perte de pression totale dans les réfrigérateurs est de 15,3 livres p.s.i.
La perte.de pression totale dans les chauffeurs tubulaires plus les inter-réfrigérateurs est de 21,7 p.s.i. ou d'environ 4% de la pression moyenne 520 livres p.s.i.
Les efforts circulaires sont négligeables.
Dans le cas de moteurs de grandes dimensions construits suivant l'invention, le dessin peut être simplifié pour ceux travaillant suivant le cycle thermique d'Ericsson. Ainsi, deux unités de dilatation identiques peuvent être assemblées en formation en angle droit en V avec leurs pistons identiques et leurs tiges de liaison travaillant sur un axe.commun, avec un poids équilibreur approprié.
Le diamètreintérieur d'un cylindre de dilatation peut être aussi large que 20 inches (50,8 cm) et la course de piston peut aller jusqu'à environ 20 inches (50,8 cm) égalant. Deux régéhérateurs, chacun
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avec sa propre combinaison de carnés actionnons à lu manidre habituelle à partir du vilebrequin, seraient employés, Le
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compresseur pourrait être d'une conceptjon iu,<':Giailii<îef entraîné à partir du vilebrequin à tout rapport de vitesse trouvé la plus satisfaisant.
Pour des moteurs les plus grands, quatre ou un plus grand nombre d'unités de dilatation identiques pourraient être assem- blées à formation en V à angle droit sur un vilebrequincommun, comme représenté. Ici, toutefois, seulement deux jeur de régé- nérateurs seraient nécessaires étant donné que chaque régénéra-. leur complet, avec ses combinaisons de came, pourrait être fait pour desservir deux ou un plus grand nombre d'unités de dilatation. Les appareils de chauffage tubulé-ires d'un nomore quelconque d'unités de dilatation pourraient avoir leurs tubes chauffeurs tous soudés dans la partie supérieure commune d'un régénérateur. Pour un tel moteur, une unité de compresseur pourrait être employée et entraînée à partir du vilebrequin commun à tout rapport de vitesses convenable.
Pour ces dernières grandes machines, un compresseur centrifuge "isothermal", main- tenant disponible commercialement, pourrait être entraîné à une vitesse requise de, par exemple, 2.800 tours/minute, par l'intermédiaire d'un multiplicateur convenable à partir du vilebrequin commun.
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The invention relates to heat engines operating either according to the Stirling thermal cycle or to the Ericsson thermal cycle, which are closely related to each other and which, for the purposes of this invention, differ simply having regard to the character of the heat introduction. Whereas in an engine working according to the Stirling cycle all the introduction of heat to its working fluid takes place at constant volume, in such an engine, modified so as to work according to the Ericsson cycle, the fluid work would receive all its heat under conditions of constant pressure.
The two-classes of engines can be further classified as external combustion engines of the type in which heat is absorbed.
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par, and accumulated in a regenerator ut is then compressed, after which it is returned to the working space or chamber via the regenerator, from where it takes up the heat previously rejected. The original engine of this type employed air as the working medium and the thermal efficiency achieved in practice was very low. It is one of the objects of the present invention to provide an improved engine of the above type having considerably improved efficiency and relatively simple construction, which is reliable in operation.
The invention relates mainly to the thermodynamic or internal work cycles of the engines described here, and it does not take into account the external combustion cycle of the fuels used as a source of heat to operate such engines. Any of the well known methods of combustion of fuels in an air supply can be employed, along with the recovery of waste heat carried in the exhaust gases, or combustion exhaust products.
The invention comprises an engine of the type mentioned, in which the working agent is a dehydrated gas or a mixture of dehydrated gases.
The invention also includes an engine of the type mentioned, in which the working agent is a gas having heat transfer properties greater than those possessed by air at the high temperatures reached in the engine, and in which the temperature upper duty cycle limit is approaching 780 C.
The invention also includes an engine of the type mentioned, in which the working agent is either carbon bi-oxide gas, or helium gas, or both.
The invention also includes an engine of the type mentioned, wherein the working agent is carbon bi-oxide gas with or without admixture of any or all.
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the following gases: helium, argon, neon or nitrogen.
The invention also includes an engine of the mentioned type, in which, when working according to the thermal Stirling cycle, a working agent is employed with a high upper temperature limit of the working cycle, for example up to 750 C and wherein means are provided between the engine parts working at. hot and cold working ones to prevent the passage of lubricant from said cold parts to said hot parts and thereby reduce or eliminate the obstruction of the primary regenerator by soot and other deposits.
The invention also includes an engine of the type mentioned, in which, when working according to the Stirling thermal cycle, a working agent, such as one or more of those previously indicated, is employed with a high upper temperature limit. of the working cycle, for example up to 750 C and in which a secondary regenerator is provided between the inlet of the working cylinder and the adjacent cold space, and capable of accumulating an appreciable amount of heat from a cold compression phase, in which heat is absorbed again by the expanding gas, so that the brake power of the engine is increased.
In a preferred embodiment according to the invention, the secondary regenerator comprises fine wire mesh or fine threads and is also adapted to act as a means or filter for. prevent the lubricant of the parts or parts working cold, that is to say the piston and the cylinder, from penetrating towards the parts or hot parts and thus causing a decrease in the efficiency of the primary regenerator by deposits, in this generator, carbon or the like:
The invention will be understood more fully from the following detailed description, which is given by reference.
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to the attached drawing, in which:
- Figure 1 is a sectional elevation of a double-acting heat engine working according to the Stirling cycle - Figures 2 and 3 are side sectional and end views respectively of a heat engine working according to the cycle of Ericsson; FIG. 4 is a view on a larger scale, in cross section, of one of the tube elements of the tubular heaters;
- Figure 5 is a longitudinal view on a larger scale of a complete heating tube element showing the circular cut parts near the ends, which are intended to avoid the deformation caused by the thermal expansion of these tubes when they are heated from the temperature of the chamber at 800 C,
Referring first to Figure 1 of the drawing, there is provided a working cylinder 1 in which is slidably mounted a double-acting piston comprising two piston heads 2, 3 mounted to screw on a piston rod 4 , and at a distance from each other by an interposed sleeve.
Cylinder 1 has outer flanges 5, 6 near its ends and these ends are mounted in cylinder end castings 7, 8 having branch connections for communicating with displacement cylinders 9,10 which are disposed at each end. end of the working cylinder-1 with their axes at right angles to that of the latter. The piston rod 4 extends through a stuffing box 11 in one of said end castings 8 and is screwed to a column 12 slidably mounted in guides 13, the assembly being carried. by a frame. The slide 12 is connected by a rod 14 to a crankshaft or crank 15 enclosed in a housing 16 and one or two flywheels 17 is or are screwed onto the crankshaft 15.
The above mentioned cylinder and. the castings 7, 8 which can be advantageously made of bronze, are arranged
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right angles to the axis of the working cylinder and constitute cold chambers, and they have water-jackets for this purpose, the jackets being supplied with cooling water in any suitable manner. In the upper end of each of the cold rooms is screwed a cylinder
9, 10 in a heat resistant alloy, closed at its upper end, and constituting a hot chamber.
The cylinder 10 is shown in section and it will be seen from this that the spaces of water-jackets 18, 19 open in the upper ends
20 to the rim of the above castings and are closed by an annular cap or ring 21 attached thereto. The upper part of these hot chamber cylinders can be provided with outer fins if desired. The upper part of each of the hot chamber cylinders and also their lower part * and the lower part of the cold chamber molded part are provided with internal sleeves or linings 22 in which the displacement piston 23 which is of hollow cylindrical shape slides. and is of a suitable heat resistant alloy, preferably the same as that of the hot chamber cylinders.
The space between the two sleeves or coatings mentioned is occupied by the primary regenerator material which preferably comprises a series of fillings of thin discs or perforated rings 24 made of 200 mesh Monel wire mesh. Alternatively, compact windings of fine wire of suitable metal may be employed.
It will be understood that each of the lower liners described above opens into the space at the end of the cylinder. 1., Each displacer piston is attached to an action rod 25, 251 which extends downward through a suitable stuffing box 26 in the lower part of the end cylindrical molding and is connected to pivoting, by a rod or ball 27, at one end of an oscillating beam 28 mounted so
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swiveling we will center it:. ',' # 'leu ,,:;., t'1, j. ;; i n L ':' Ï '.1.'éU "; from ulti 30.
An arm ¯> 1 connected to the oscillating beam, .., f, rmio c; :,. r uri '; rod 32. to a cam follower 33 which nuL 11 Í.b (.l (::; r; piui, Guro .i <.Gicmttts p a- a suitably formed cam on the itiitiia J.; .., Or, , (, 1 "[,, that the displacement pistons aecomplifaserifc of a movements Oj) f, st" f.:, Up or down specific to the phases of c: yr: .tt: a Stirling. Assuming that .i.tw; t3Iif: working., oit .. fire tl j, ¯rú ... 1 of carbon, this one is brought from the cylinders rltar.CGetI; e, 1-- the usual lation through a step-down valve and from there through openings j5 in the castings 7 and 8 to the
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two ends of the working cylinder by retaining r: .- orPUPt: s, the orifices 36 being connected to valves, eva ouu oioa suitably arranged.
The gas, which is preferably dehydrated, can be supplied to the fresh cylinder at any desired pressure, to a maximum of 400 pounds per square inch (28.12 kg / cm2).
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There is also provided between each of the spaces of the working cylinder 'Jt'6, that is to say the ends of the working cylinder,
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and the adjacent cold space, that is, Mir 3 the lower part of each displacement cylinder, a secondary or auxiliary regenerator which can comprise a series of rings or disc:,; of fine mesh wire mesh 34, as described for the primary regenerator, or may include windings of fine wire, for example 50 l.W.G. nichrome wire. wound in compact turns.
The purpose of this secondary or auxiliary regenerator is twofold. -First, it allows
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to build-up an appreciable amount of heat from the cold compression phase of the operating cycle and this heat is again absorbed by the expanding gas,
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so as to increase by an appreciable amount the work nf; i7 .: which can be obtained during the expansion stroke or the power flow.
In second I.Iel.1, the secondary regenerator ngti
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as a valve or collector of oil or lubricant from working cylinder 1 and prevents it from reaching the hot chambers or, otherwise, it would crack and settle as soot or other products and would necessarily seriously interfere with the action of the primary regenerator 24. The secondary regenerator 34 thus acts as a filter for the lubricant, which is generally in the form of haze or mist, carried from the. working cylinder 1 and it is easy to arrange for the lubricant thus collected to be discharged into the sump provided for this purpose.
It will be understood that the external heat required to operate the machine can be applied to the upper ends of the displacement cylinders in any suitable manner, such as for example by burners suitably placed in combustion chambers or by residual gases from industry or from construction. furnace which is passed through a chamber surrounding the upper ends of the displacement cylinders to constitute a heat exchanger. As previously mentioned, the upper ends of the displacer cylinders can be externally finned to aid in the desired heat exchange.
The operating cycle of the engine will now be considered by supposing that, in the particular example, the maximum temperature T1 reached by the working fluid is
750 C (1382 F) and the minimum temperature T2 is 50 C (122 F).
The ideal efficiency for these temperature limits is
68.5% In the first phase of the cycle, gas can. be regarded as expanding isothermally in the cylinder space in a ratio of 2, absorbing the amount of heat necessary for the mechanical work performed. For
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each mass of a free gas participating in the effective expansion, the work accomplished during a complete turn of the crank is R / J x T1 lodges r in thermal units B.T.U. or
R is the gas constant for each pound of gas in pound feet, J is the Joule equivalent, i.e. 778 pound feet per BTU, r the expansion ratio - in this case 2 - and T, is absolute temperature in degrees F or degrees Rankine - in this case 1.842 degrees F absolute.
The energy accumulated in the flywheels during this stroke drives the motor for the remainder of the cycle. In the second phase, the carbon bioxide passes at a constant volume through the generator, its temperature falling from T1 to T2.4 The amount of heat accumulated in the regenerator is eCv (T1-T2) where Cv is heat specific gas and e regenerator efficiency which is assumed to be 97%. In the third phase, the carbon bi-oxide is compressed in an isothermal manner by the engine piston to its initial volume V.
The amount of heat rejected per turn of the crank, primarily at the water jacket, is R / J T2 lodge r for each pound of compressed gas where T2 is the absolute temperature in degrees F and is the equivalent of the energy taken from the kinetic energy of the flywheels, omitting to consider the secondary generator. In the fourth phase, the carbon bi-oxide is returned at constant volume through the regenerator to the hot space, its temperature rising from T2 to T1, The amount of heat taken from the regenerator. is eCv (T1-T2).
The heat deficit due to imperfections in the regenerator is Cv (T1-T2) (I-e) this deficit being provided by the heater-. It can be shown by calculation that, using carbon bi-oxide as a working agent and with a 97% efficiency primary regenerator, the maximum cycle working efficiency between thermometer temperatures of 750 C and 50 It is 60.2%
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It will be understood that the foregoing figures represent only ideal or theoretical efficiency and that, under suitable conditions, especially when tubular heating devices are used, as described above,
s the upper limit of the working temperature reached by the working gas can be as high as 780 C, and in some cases the working pressure can be reduced to 150 psi. In an actual engine whose design is as 'we have just written, however, the cycles of compression and expansion of the working decision - deviate somewhat in character from the purely isothermal process, due to the inevitable mechanical losses (fluid friction) in the working fluid, in supplement to the usual friction losses in moving and sliding parts of the machine, and parasitic heat losses, due to radiation from the machine as a whole, as well as due to losses of direct conductivity from hot parts towards cold rooms,
the actual working efficiency or brake horsepower might be lower by an amount depending on the actual mechanical bulking of the particular engine at any time considered. With the use of the previously described secondary heat regenerator, or Joule heat regenerator, however, such losses are reduced to an amount of about 2.5%.
For small engines with a power of a few horsepower, the mechanical efficiency can be as low as 70% tandic for larger engines, 50 HP or more, E could be 80% to 85%., Thus, for a 50 hp motor, a brake efficiency of 60 x 0.8 + 2.5% 50.5% could be expected. '
In the example described above, the engine rotational speed is about 500 rpm and the double-acting piston has a stroke of 4.5inches (11.43cm). The crank
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and the bearings are injected lubricated from a crankcase and the working piston is supplied with high pressure oil from a suitable pump driven by the engine.
In order to retain gas in the working system, suitable stuffing boxes are arranged on the piston rod and on the displacer rods. These cable glands can be made of "Trist" fiber for example. The hot chambers can be made of a suitable heat resistant alloy which has a high degree of freedom from chipping or oxidative corrosion at the high temperatures employed, with the desirable strength and creep drives. The angle between the working piston crank and the displacement piston crank is approximately 90.
The phase difference between the points of rotation corresponding to the maximum hot volume and to the maximum cold volume respectively corresponds to 135 of a complete turn of the crank.
A suitable alloy for hot rooms can have the following composition; carbon 0.4% manganese 0.8% silicon 1.0%, nickel 13.0% chromium 13.0%, cobalt 10.0%, molybdenum 2.0% niobium 3.0%, tungsten 2.5% iron (Fe) the rest.
When the chamber is made of this material, however, it is preferable to modify its construction so that its walls are subjected only to forces corresponding to shrinking only instead of the combination of such forces and thermal forces (a lot). taller. This can be satisfactorily accomplished by separating the outer part of the hot chamber from. the hot inlet of the regenerator through a series of metal tubes made of the same alloy. These tubes, in the example given, would be about like 0.32 inch (0.81mm) outside diameter and 0.1 inch (0.25cm) inside diameter.
They would be finned along the parts of their length exposed to the hot gases of
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the combustion chamber, so as to provide the additional surface necessary to effectively absorb heat from the burner gases.
In the example above, a complete tubular heater for each hot chamber would consist of 35 tubes (70 in all for the complete engine) with their upper parts welded into the outer top of each pot and their lower ends welded into. the hot inlet of the regenerator. The finned length of each tube would be approximately 13 inches (33 cm). In order to prevent destructive formation in the various tubes of a fully assembled heater, which deformation would be caused by the linear expansion of each tube as it passes from cold to OOO C, the tubes near their ends are given a circular curvature, as shown in Figure 5.
It should be understood that the invention is not to be regarded as limited to the example described since it is obvious that the details of the working parts of the engine could be changed to a large extent.
It should also be understood that a multiplicity (four or more) of working cylinders can be arranged in any suitable manner, so that their working pistons are operatively associated with a common crankshaft, or well, alternatively, are suitably connected to an eccentric plate drive device. If desired, each cylinder
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can be double-acting in this sense. It consists of "a hot chamber bolted to it at its top and a displacement piston bolted in correspondence to its working piston.
The upper part of each hot chamber, for gaseous conductivity purposes, is connected by a suitable tube to the lower part of the assembly.
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of next cylinder whose piston works at a 90 ° difference in crank angle from its own. When choosing a crank drive method, however, the cylinder units should be mounted in pairs, each pair constituting a 90 V-formation. Any number of sets of such V-formations can be assembled one by one. behind the other on a common crankcase and with their various pairs of connecting rods connected to a common crankshaft.
Further, although it is preferred to use a dry carbon bioxide as the working fluid, it should be understood that this gas can be replaced by, or used in conjunction with, one or more inert gases such as nitrogen. , helium, argon or neon, taking care that all gases are completely dry.
Referring now to Figures 2, 3 and 4, an engine variant is shown which is suitable for working according to the Ericsson thermal cycle. In this variation, the engine has two piston-swept cylinders 41 and 42, placed in a V-shaped formation at right angles to the crankcase 43 which is pressurized to about 240 pounds per square inch (16.87 kg / cm2). This housing is of built-in construction and is made of 0.40% carbon steel and 0.45 manganese steel, the steel having been made in a basic hearth furnace. One cylinder 41 of the formation is a working unit while the other cylinder unit 42 operates as a two-stage compressor. The working cylinder assembly consists, at its top, of a hot chamber 44 with a light, loosely mounted displacement piston 45.
At its lower end, the hot chamber 44 is bolted to the water-jacket cast iron cylinder 41, which has the same internal bore as the hot chamber 44. The cast iron used in the construction of 41 is preferably an alloy of high iron
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tensile strength.
A closely fitted, cast iron working piston 46 with rings 47 slides into the precisely executed cast iron cylinder 41. The light displacement piston 45 as well as the hot chamber 44 are each made of the alloy described in connection with, Figure 1, The displacement piston 45 is hollow and is filled with an inert light powder such as magnesium oxide. or microporous silica (silica airgel), all. both being good high temperature insulators. The displacement piston 45 is firmly fixed to the upper part of the working piston 40 so as to form at their junction a one-piece unit of the same diameter.
The displacer piston 45 has a diameter which tapers slightly from its lower connection with the working piston toward the top of the hot cylinder 44.
The compressor cylinder assembly consists of its upper part of a high pressure cylinder 48, surrounded by a water jacket 49. The inter-refrigerator 40 connects 48, through a tubing, shown on Figure 2, to the gas storage cylinder 51. The water jacket 49 has separate inlets and outlets for circulating cooling water, the lower end of this high pressure cylinder 48 is attached. , by a rimmed end part, at the upper end of the main part 42 of the intermediate cylinder, the latter being surrounded by a water-jacket 53 also provided with separate inlets and outlets for the circulation of water. cooling water.
A pressure equalization tank 70, provided with a valve. safety 71 and an exhaust valve 72, is mounted between the first and second stages of, compression, the connection being completed by the refrigerator 52 The compressor piston 54, mounted at 42, is connected at its upper end , to the high pressure compression piston, the latter sliding in its cylinder 48. The two cylinders
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compression rings are made of high tensile cast iron and the built-in piston is made of cast iron.
The connecting rods or both the working piston 46 and the compressor piston 54 have their large ends mounted on a common bearing 55 carried on a common crankshaft on which is mounted a counterweight 56 whose weight at its center of gravity is approximately equal to the sum of the weights of the two large piston ends, plus the bearing, plus the crankshaft sides, the greater the weight of a piston, piston pin, and link rod, minus the weight of its large end, it being understood that each piston assembly with its connecting rod is substantially equal in weight, and substantially of the same radial length.
The crankshaft 57 is mounted in bearings 50 'and carries a flywheel 59 and two cams 60 and 61 to actuate two valves 62 and 63 disposed at the lower part of the regenerator 64 from which a set of driver tubes 65 leads, through the 'intermediate a combustion chamber, at the upper end of the hot chamber 44 of the working cylinder.
Regenerator 64 also has an inlet tube 66 leading to gas accumulation chamber 51 and an outlet tube 73 leading to refrigerator 67. Conveniently, the regenerator is charged by a thin wire mesh and the heating tubes of which. there are 70 each with a wing length (see figure 5) of 24 inches (60.96 cm) have a cross-sectional shape as shown in the figure
4 and are preferably arranged as shown in Figure 5, the circular curved parts. 75 being provided to avoid @ the deformation caused by thermal expansion. Lubrication is provided for the cams 60 and 61 and for the two compressor cylinders, their pistons and their inlet and outlet valves.
The combustion chamber can be of any suitable shape and is thermally insulated on its exterior by
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a layer of microporous silica about 2 inches (5.08cm) deep, the hot chamber and the upper parts of the regenerator are likewise insulated on their outer surfaces by a similar layer of microporous silica, the latter substance in any case being contained in a polished aluminum envelope.
The walls of the combustion chamber which must have to withstand a temperature of 8500C are made of a special heat-resistant alloy, of the desired strength at 850 C and good non-spalling properties, up to a temperature of 1100 C in furnace gases,
The composition of this alloy is: nickel 20%, chromium 25%, silicon 1.5%, carbon 0.15%, iron the rest. The internal wall of the hot chamber, over its entire length, is thermally insulated by means of a layer of micro-porous silica. 1/4 inch (0.63 cm) thick contained in a suitably closed metal box of an alloy such as stainless steel of the type commonly known as 18/8.
This canister is made to fit firmly along the inside of the vertical hot chamber walls along their entire length, but in such a way as to allow unimpeded movement of the displacement piston at all times.
It should be understood that the alloy used in the construction of the engine hot chamber is the same as that used in the engine hot chamber described in relation to the figure. 1, the tubular heating devices also being formed from the same alloy. The regenerator advantageously consists of 200 mesh Monel wire mesh and is constructed from a multiplicity of discs stamped from the same wire and stacked tightly in the cylin- dle. drique of the entire regenerator.
In operation, the carbon bi-oxide has a pressure varying from 240 pounds to 800 pounds per square inch (16; Ô7 kg / cm2 to 56.24, Kg / cm2) (in absolute value in both cases) and at a
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mean temperature of) 0 (; e: .t, used while working. When compressed in two stages to 800 psi, gas is transferred to the accumulation cylinder 51 hence the engine sucks in the correct amount of gas for each hot expansion stroke.
The gas inlet and the ejection of each cycle in the hot chamber are controlled by two valves
62 and 63 actuated by cams, the profile of each cam being drawn so as to provide the correct succession in time of the opening and closing of each valve, these cams being actuated by the crankshaft so as to open and to close once during each revolution of the engine or crankshaft.
When the high pressure inlet valve is opened, the cold gas passes to a pressure of 800 p. if. through the regenerator with a thermal efficiency of 98% and, through the tubular heater 65, whose metal walls are typically at a temperature of 800 C, to the upper part of the hot chamber 44. The inlet valve closes quickly when the equivalent of a volume of gas has entered the hot chamber. This volume of gas, maintained at a temperature of 780 C, is allowed to expand to 4.34 volumes relative to the volume of the hot chamber only.
The true volume of gas taking place in this expansion is the sum of the volume of gas contained in the channels of the tubular heater and the interstices of the tightly stacked regenerator, plus the volume of gas admitted into the expansion cylinder itself at the start of the process. of dilation. The corrected volume is in this case 1.44 and the true expansion ratio is 3.32. In the process of expansion, the gas pushes the working piston downwards, doing the useful work.
In this case, the hot expansions are close to being an isothermal process. Assuming that the regenerator efficiency is 1, the work accomplished per engine revolution in the expansion cylinder per pound
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of gas actually taking part in the expansion (..ion is given by the expression RT1 lodge, where R is again the gas constant for one pound of carbon bi-oxide and T1 is the absolute temperature at which the expansion takes place -in this case 1.052 Kelvin or 1.895 F absolute, the expansion ratio r is 3.32.
The compression process is accomplished in two stages, each stage having the same expansion ratio, i.e. the square root of r which is 1.82. Assuming again that the compression process as a whole comes sufficiently close to isothermal in character, we can show that the total work required to accomplish the entire process is given by the expression RT2loger.
In this case, T? is 310 Kelvin or 560 F absolute,
The gas, carbon bi-oxide, while closely matching in its behavior to that of an ideal gas at temperatures of 780 C or higher, deviates considerably from such behavior at temperatures. of about 38 C or lower. At such lower temperatures, carbon bi-oxide is considerably more compressible than an ideal gas, and the labor required to compress it to a smaller volume is considerably less than that represented by the expression RT2loger. This deviation in ideal gas behavior in the case of carbon bioxide at lower engine temperatures significantly increases the total engine efficiency.
The realization of a thermal engine working according to the Ericsson cycle which has just been described has the following particularities:
Tubular heaters. a) the pressure loss between the ends of the driver is 6.4 pounds per square inch (0.449 kg / cm2) at speed
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engine speed of 960 rpm and 800 p.s.i. b) The Nusselt number for the transmission of heat to the working fluid at 800 pounds p. if. from the walls of the heater at a wall temperature of 800 C is 430
B.T.U. per hour per square foot (0.093 m2) per degree F. c) The thermal stress in the walls of full heater under full load conditions on the engine is less than 700 pounds p.s.i.
Refrigerators. d) Pressure loss in the inter-refrigerator
No. 40 is 6.7 lbs p.s.i. e) Pressure loss in the inter-refrigerator
No 52 is 4 pounds p.s.i. f) Pressure loss in the inter-refrigerator
N 67 is 4.6 lbs p.s.i.
The total pressure loss in refrigerators is 15.3 pounds p.s.i.
The total pressure loss in the tube heaters plus inter-refrigerators is 21.7 p.s.i. or about 4% of average pressure 520 pounds p.s.i.
Circular forces are negligible.
In the case of large-size engines constructed according to the invention, the design can be simplified for those working according to the Ericsson thermal cycle. Thus, two identical expansion units can be assembled in a right angle V-shaped formation with their identical pistons and their connecting rods working on a common axis, with an appropriate balancing weight.
The inside diameter of an expansion cylinder can be as large as 20 inches (50.8 cm) and the piston stroke can be up to about 20 inches (50.8 cm) equal. Two regenerators, each
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with its own combination of meat operated in the usual way from the crankshaft, would be used, The
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compressor could be of a conceptjon iu, <': Giailii <îef driven from the crankshaft at any gear ratio found most satisfactory.
For larger engines, four or more of the same expansion units could be assembled in a right angle V-shaped formation on a common crankshaft, as shown. Here, however, only two sets of regenerators would be needed since each regenerator. their suit, with its cam combinations, could be made to serve two or more expansion units. Tubular heaters of any number of expansion units could have their heater tubes all welded into the common top of a regenerator. For such an engine, a compressor unit could be employed and driven from the common crankshaft at any suitable gear ratio.
For these later large machines, an "isothermal" centrifugal compressor, now commercially available, could be driven at a required speed of, for example, 2,800 rpm, through a suitable multiplier from the common crankshaft. .