CN111133187B - 高效的热回收发动机 - Google Patents

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Abstract

一种热回收发动机(5)，其包括：压缩机(15)，其用于增加在所述发动机内的闭环中流动的气流的压力、密度和温度，其中所述气流在压缩机入口处处于基本系统压力(10)下；膨胀机30，其用于在所述气流被压缩到刚好高于所述基本系统压力时降低所述气流的所述压力，同时从所述气流中接收功率；同流换热器(20)，其用于将热能从所述膨胀机(30)的下游气流传递到所述压缩机(15)的下游气流，从而在近似恒定的压力下增加所述压缩机(15)的所述下游气流的所述温度；加热器(25)，其用于在所述气流从所述同流换热器(20)离开后，在近似恒定的压力下向所述气流提供另外的热能；热源(40)和用于将热能从所述热源(40)传递到所述加热器(25)的装置(45)；冷却器(35)，其用于在所述压缩机中的压缩之前冷却所述气流；热能传递装置，其用于将热量从所述冷却器(35)传递到环境；可操作性装置，其用于确保所述压缩机和所述膨胀机的操作，并且用于以机械方式或电气方式释放剩余功率；多个绝缘管道，其用于在所述压缩机(15)、同流换热器(20)、加热器(25)、膨胀机(30)和冷却器(35)之间传递所述气流。

Description

高效的热回收发动机
技术领域
本发明涉及经由以具有发动机排放热的换热功能的布雷顿循环燃气发动机为特征的改进系统进行发电。
背景技术
随着公众越来越关注向大气中释放二氧化碳和化石燃料的枯竭，越来越多的重点放在能量效率、可再生能源的利用和可用资源的更好利用上。其他重要的考虑因素是降低发电设备的资本成本，并避免有害的环境或社会影响。期望开发可以由广泛可用的热源(诸如工业过程废热、发动机排放热、厌氧消化产生的生物气、填埋气、生物质燃烧、太阳能热能等)提供动力的高效发动机。此类装置通常称为热回收发动机。
几乎所有的热回收发动机都基于以蒸汽或有机流体作为工作介质的朗肯循环。蒸汽朗肯循环是可靠的且完善建立的，但是仍然具有缺点。这些包括非常高的操作压力、很高的操作温度和使废汽冷凝为水的需求，如果采用空气冷却，这尤其是功率封顶的。此外，除非使用复杂的增强功能，否则蒸汽朗肯循环的效率并不高。此类增强功能包括在超临界压力下的运行、通过蒸汽除去进行的给水预热、以及二次膨胀之后的蒸汽再加热。这些属性意味着蒸汽郎肯循环系统的特定资本成本很高，并且它们主要在通常为100MW或更高的效用尺度下使用。
有机朗肯循环通常在可用的热源在100℃至300℃的范围内时并且几乎完全在次效用尺度下被采用。技术再次成熟，但缺点仍然存在。这些包括使用在不同方面可能有毒、有助于温室效应、价格昂贵或具有不良热物理特性的加工有机材料。此外，在次效用尺度下，泵和涡轮膨胀机的效率不高。工作介质的选择将取决于可用的沸腾和冷凝温度，并且冷凝在相对较窄的温度范围内发生，这不可避免地意味着冷凝器具有相当大的辅助功率要求。
热回收发动机的另一种可能性是理论上具有卡诺效率的斯特林循环。斯特林循环可用在各种构型(尤其是α型、β型和γ型)中。所有种类具有实际的局限性，因为需要内部热交换部件，所述部件具有很高的效率和较大的表面积，其中死区可以忽略不计并且内部不可逆性最小。这些设计约束通常意味着斯特林发动机具有较高的特定成本，而瞬态传热损失意味着其效率显著次于卡诺。因此，与朗肯循环系统的广泛采用相比，斯特林发动机仅占据细分市场。
布雷顿循环发动机(有时称为焦耳发动机)是另一种类型的热回收发动机。1872年的布雷顿专利(US125,166)针对通过液体或气体燃料的燃烧提供动力的开式循环活塞缸装置。在其基本形式中，空气在一个汽缸中被压缩，燃烧在中间容器中以近似恒定的压力发生，并且加热的空气和燃烧产物在第二汽缸中膨胀。布雷顿发动机用于机械发电，尤其用于早期潜艇的推进。
布雷顿概念以前曾被其他人考虑。第一个提出布雷顿循环的基本形式的人是Barber，他的1791年专利(UK 1,833)提出合理的原理，但是对于当今的技术而言，这并不是可行的。William Siemens于1860年申请了另一种版本的专利(UK 2,074)，但是他的四缸装置从未进步超越实验阶段。
与布雷顿循环有关的早期专利是1833年Ericsson的专利(UK 6,409)，其是布雷顿1872年专利的闭环前身，此外还具有废热回收的特征。已经在斯特灵1816年专利(UK 4,081)中引入同流换热器或蓄热器或节能器，所述专利用于无阀式热空气发动机。根据当时接受的热的热量理论(热量：看不见的自排斥物质)，Ericsson发动机被称为热量发动机。Ericsson继续开发无数的热气和蒸汽发动机，并且他最著名的发明来自其1850年代的专利，在所述专利中，他介绍在压缩和膨胀过程中减少温度变化，即，使压缩和膨胀尽可能地等温(恒温)的特征。Ericsson 1856年专利(US 14690)针对只有一个汽缸且在单个活塞的两侧上具有压缩腔室和膨胀腔室的开式循环换热活塞-汽缸发动机。该概念的成功与否依赖于压缩机腔室上的死区的正确使用。如果没有足够的死区供使用，则来自膨胀腔室的排气处于高压下，从而浪费能量。相反，如果使用过多的死区，则来自膨胀腔室的排气将低于大气压，从而又浪费能量。Ericsson放弃单活塞变体这一事实表明，他无法充分准确地控制死区。此外，这项1856年专利针对在环境压力下进气的开路式发动机，这意味着放弃加压闭路式的益处，即更高的功率密度和通过发动机中的各个部件的内部压力损失减少。
相关的开发是炉煤发动机的开发，所述炉煤发动机是开式循环的活塞-汽缸发动机，其中压缩空气通过通常是燃煤的外部加压炉的路径。许多这样的发动机是在19世纪制造的，其中Cayley一般被认可是最早的倡导者(1807年)。这些发动机极易结垢，这是发动机内的表面上不必要的材料堆积。
在1872年之后，面对奥托循环和狄塞尔循环的迅速发展，布雷顿活塞-汽缸内燃机最终失败。从1940年代开始，布雷顿循环发动机的开发呈涡轮机械的形式，最初用于航空并且随后还用于发电。
布雷顿循环热回收发动机已经在涡轮机械中研究了很多年。Briesch等人在美国专利20070256424(Heat Recovery Gas Turbine in Combined Brayton Cycle PowerGeneration)中公开热回收布雷顿循环涡轮机，其充当常规的开式循环燃气涡轮机的底部循环。此类涡轮机械式热回收装置受到压缩和膨胀损失的不利影响，无法换热，通常在4至6的压力比下进行操作，并且除非系统中的峰值温度高(至少500℃)，否则功率输出和效率几乎是不可接受的。该限制也适用于Poirier等人在US 4,215,553中的概念，Poirier等人提出经由在低压比下操作的换热布雷顿循环涡轮机械式发动机来进行太阳能热发电。
布雷顿循环发动机的另一种可能的架构基于自由活塞概念，如Mikalsen和Roskilly在WO 2010/116172中所提出的。他们正确地观察到，活塞-汽缸布雷顿循环发动机对动力传动系统中的摩擦损失具有很高的敏感性，所述摩擦损失在其自由活塞方式中不存在。自由活塞方式的主要局限性在于对活塞的控制，因为总是存在“超冲程”的风险，可能造成严重后果。因此，自由活塞式发动机需要复杂且昂贵的控制机构，如果可能的话，最好避免使用所述控制机构。
大多数活塞-汽缸布雷顿循环发动机具有阀，这是与如前所述的斯特林发动机重要的区别。在一些情况下，阀操作的控制可以用于控制发动机的输出，例如，如Rampen和Costello在公开号WO 2011/018663中所描述的。可变阀操作可能以灵活的发动机输出的形式带来益处，但也依赖于传感器和阀在可变操作时间表中的广泛使用。这种方式使简单性丧失。
在US 2008/0276615中，Bennett描述用于可能是闭环的，也可能是换热的活塞-汽缸布雷顿循环发动机的新型阀。Bennett的阀围绕无应力的位置使用谐波振荡，以便在谐波振荡的端点处达到完全阀关闭或完全阀打开。在该概念中，不需要凸轮轴，但是需要快速作用的闩锁机构，以将阀保持在谐波周期的特定阶段。可以预期该闩锁机构的迅速磨损。Bennett还引入分流器和蓄能器，以便减少单缸布雷顿循环发动机的压力波动。具体在换热时，这些波动对于多缸发动机而言并不那么重要，在这种情况下，大量的气体分布在发动机中的各个部件周围。
因此，需要热回收发动机，其可以在可达到的温度范围(150℃-600℃)内且不大于20巴的压力下高效地进行操作。期望的特征会包括简单、紧凑、摩擦损失最小、空气冷却、避免不良或昂贵的工作材料、最小内部不可逆性以及以10kW至1MW尺度并且以模块化方式单独部署直至效用尺度的能力。还期望的是开发多种热源(诸如但不限于工业过程废热、发动机排放热、来自厌氧消化的生物气、填埋气、生物质燃烧、地热能、集中太阳能热能和核能、以及潜蓄热或显蓄热)的能力。
本发明的目的是基本上克服或至少改善现有技术的一个或多个缺点，或至少提供有用的替代方案。
发明内容
本发明的一方面提供热回收发动机，其包括：
压缩机，其用于增加在所述发动机内的闭环中流动的气流的压力、密度和温度，其中所述气流在压缩机入口处处于基本系统压力下；
膨胀机，其用于在所述气流被压缩到刚好高于所述基本系统压力时降低所述气流的所述压力，同时从所述气流中接收功率；
同流换热器，其用于将热能从所述膨胀机的下游气流传递到所述压缩机的下游气流，从而在近似恒定的压力下增加所述压缩机的所述下游气流的所述温度；
加热器，其用于在所述气流从所述同流换热器离开后，在近似恒定的压力下向所述气流提供另外的热能；
热源和用于将热能从所述热源传递到所述加热器的加热装置；
冷却器，其用于在所述压缩机中的压缩之前冷却所述气流；
热能传递装置，其用于将热量从所述冷却器传递到环境；
可操作性装置，其用于确保所述压缩机和所述膨胀机的操作，并且用于以机械方式或电气方式释放剩余功率；
多个绝缘管道，其用于在所述压缩机、同流换热器、加热器、膨胀机和冷却器之间传递所述气流。
优选地，所述热回收发动机以固定的低压缩机压力比进行操作。
优选地，所述压缩机和膨胀机是容积式装置。
优选地，所述容积式装置具有活塞-汽缸机构，所述活塞-汽缸机构具有多个汽缸和活塞。
优选地，所述活塞-汽缸机构通过使用在所述活塞的两侧上的腔室而在所述汽缸中是双动式的。
优选地，所述活塞-汽缸机构在所述压缩机与所述膨胀机之间具有成对的直接连杆。
优选地，所述活塞-汽缸机构具有十字头机构，用于侧向地约束将曲轴接合到所述活塞的活塞杆的连接杆。
优选地，所述直接连杆被选择用于质量和操作速度，以使得尽可能多的压缩机工作负荷通过所述活塞直接满足，而不依赖于由所述曲轴施加的扭矩。
优选地，所述活塞-汽缸机构中的阀通过所述膨胀机的所述汽缸上的凸轮轴进行操作。
优选地，所述活塞-汽缸机构包括用于防止活塞环卡住的冷却机构。
优选地，所述冷却机构包括从所述活塞延伸到所述用于膨胀的腔室中的绝缘冠延伸部。
优选地，所述双动式活塞-汽缸机构可在具有恒定半径的单个汽缸内操作，其中在所述活塞的一侧上压缩并且在所述活塞的另一侧上膨胀，其中所述腔室中的死区被大量优化以用于压缩。
优选地，所述热源由存储的潜热能或显热能、来自厌氧消化或填埋气的生物气的燃烧、生物质的燃烧、工业过程废热、发动机排放热、地热能或集中的太阳能热能提供。
一种将热能转换成电能的方法，优选地使用所述热回收发动机。
附图说明
现在参考附图仅通过示例的方式描述本发明的某些优选实施例，其中：
图1是热回收发动机的流动板(flow-sheet)的示意图；
图2是显示作为压缩机压力比和工作气体温度的函数的热回收发动机的输出的图表；
图3是膨胀缸上的中缸冷却区以及活塞冠延伸部的示意图；
图4是125kW热回收发动机的视图，其中所有阀由曲轴操作，并且其中在压缩机和膨胀机活塞之间存在直接机械连接；
图5是发动机的示意图，其中压缩和膨胀发生在具有恒定半径的汽缸中运动的活塞的相对侧上，其中大量的死区包括在压缩室中；并且
图6是显示两个压缩过程的P-V图的图表，一个压缩过程具有最小的死区，并且另一个压缩过程具有很大的死区。
具体实施方式
参考图1，本文公开了闭路换热活塞缸布雷顿循环热回收发动机5。基本系统压力为10下的气流由压缩机15压缩，因此增加气流的压力和温度。离开压缩机15的气流传递到同流换热器20，以便从离开膨胀机30的气流中接收热能。在同流换热器20中，离开压缩机15的气流的温度在近似恒定的压力下升高。离开同流换热器20的气流传递到加热器25，在所述加热器25中，温度以近似恒定的压力升高到峰值工作温度。离开加热器25的气流传递到膨胀机30，在所述膨胀机30中发生膨胀，并且气流的压力降低到刚好高于基本系统压力，并且温度和密度也降低。离开膨胀机30的气流传递到同流换热器20，在这里，如所指出的，膨胀机排气流中的热能传递到离开压缩机15的气流。为了完成回路，离开同流换热器20的气流传递到冷却器35，在这里，温度在大约基本系统压力下降低。
流动板具有热源40和用于将热量从该热源传递到加热器25的加热装置45。需注意，热源40和加热装置45有很多可能性，包括但不限于存储的潜热或显热、诸如生物气或填埋气的废气的燃烧、生物质的燃烧、工业过程废热、发动机排放热、地热能和集中的太阳能热能。冷却器35也由冷却装置50冷却，所述冷却装置50可能涉及液体或空气冷却，并且如果应用入口冷却，则还涉及冷却至环境温度以下。
压缩机15和膨胀机30是容积式装置，通常但不一定是活塞缸，以便将压缩和膨胀损失维持在可接受的低水平。应当注意，本文中对活塞-汽缸装置的偏好仅是作为示例，并且不排除容积式装置的其他可能性。压缩机15和膨胀机30中的活塞经由活塞杆55连接到通过曲轴65和连接杆70以往复方式操作的刚性连接机构60。曲轴65维持压缩机15和膨胀机30的操作，并且还释放循环中产生的剩余功率。
工作气流10经由未在图1中示出的阀进入可以是单动式或双动式的压缩机15和膨胀机30。出于下面说明的原因，这些阀(具体是膨胀机汽缸上的进气阀)在每次发动机旋转期间在固定点处打开和关闭，例如，如由凸轮轴(未示出)操作。
刚性连接机构60由以润滑或其他措施为特征的十字头导承75约束以往复方式运动，以最小化与往复运动相关联的摩擦损失。由于这种构造，在活塞与缸壁之间存在最小的侧向力，并且从而减小摩擦损失。此外，往复运动部件的质量和操作速度可以被选择成使得压缩机工作负荷通过来自膨胀机中的活塞的输出直接满足。这样使得无论采用哪种容积式机构，在最低要求下，膨胀机与压缩机之间都将存在直接连接。在如图1所示的活塞-汽缸实施例中，膨胀机30中的活塞受到压力而起作用并获得动能，同时通过刚性连接机构60传递的力引起活塞在压缩机15中运动。连接机构中的剩余动能可以用于完成压缩冲程，而无需通过曲轴65的任何驱动力矩。实际上，在最佳配置中，曲轴65仅释放循环中的剩余功率。所示的机构还允许将润滑限于刚性连接机构60、曲轴65、连接杆70和十字头导承75，所有这些都将封闭在图1中未示出的容器内。通过使活塞杆穿过紧配合的圆形开口(刮板)，可以刮除掉离开该容器时残留在活塞杆上的所有油。通过容器和相关联的刮具，压缩机15和膨胀机30可以是无油的。
换热依赖于以下事实：来自膨胀机30的排气温度大于离开压缩机15的气流的温度。如果压缩机的压力比足够低，则会发生这种情况。换热的好处是减少加热器25中的加热要求，并且因此具有更高的热机械效率。
热回收发动机5在闭环流动板上运行，这意味着基本系统压力可能很大。这具有以下好处：高功率输出可以从紧凑型发动机中实现，并且还降低所有部件中不可避免的压力损失的重要性。此外，使用闭环流动板允许选择工作气体，这是一个优点。空气或氮气将是合适的选择，因为它们是天然存在的、无毒的并且容易获得。另一种可能性是二氧化碳，具体是因为如果基本系统压力足够高，则可获得环境温度下的超临界压缩。然而，应当理解，可以利用其他气体。
在闭环流动板上进行操作存在另一个显著的好处，即膨胀机上的阀可以由凸轮轴驱动。为了解释，首先考虑开环流动板的情况。显然，由于气体将要排放到大气中，因此膨胀循环完成时的气体压力必须至少为环境压力。然而，不希望气体压力高于环境压力，因为这将表示浪费焓。在开环情况下，可以通过改变膨胀机上的进气阀的关闭点，以便随着峰值气体温度变化而改变整体系统的压缩比来满足(1)保持质量产出和(2)环境出口压力的双重要求。(在二冲程操作的返回冲程中，膨胀机上的出口阀将始终打开。)然而，在闭环流动板中，即使当气体温度偏离设计点时，也无需对压缩机的进气阀进行可变控制。在数学上从系统的热力学状态方程式可以表现出，随着峰值气体温度变化，但是阀设置固定，基本系统压力将适应以便实现压缩机压力比将保持不变的新的操作平衡。这同样适用于冷却器35达到的温度的变化。这意味着膨胀机上的阀可以由具有固定设置的凸轮轴控制，这与需要主动控制膨胀机的进气阀的关闭点的过程相比实施起来更简单且更便宜。如果与被动阀机构相比，这导致减小的压力损失，则也可以通过凸轮轴机构操作压缩机上的阀。
为了减小压力和热损失，连接压缩机15、同流换热器20、加热器25、膨胀机30、同流换热器20和冷却器35的管道具有大的横截面，绝缘并且具有最小的弯曲。类似地，同流换热器20、加热器25和冷却器35必须被设计用于高的热传递效率和最小的压力损失。另一个重要的设计考虑因素是最小化膨胀机30中的死区，因为可以表示出膨胀机上的此类死区导致性能下降。
对于已经在图1中描述的流动板，存在现在参考基准示例进行描述的温度的自然层级，在所述基准示例中，工作气体为氮气，加热器达到的最高气体温度为350℃，压缩机压力比为1.75，压缩和膨胀是等熵的，压缩机入口处的气流温度为25℃，换热效率为95％，并且流动板中不存在其他热、压力或机械损失。假设氮的比热容恒定为300K，并且使用布雷顿热力学循环的干燥空气标准模型进行计算。在该示例中，比功输出为每公斤氮产出41.9kJ，并且换热的热机械效率为0.399。热力学循环各个阶段的温度为25℃(入口)，76.5℃(压缩机出口)，249.1℃(加热器之前的同流换热器出口)，350℃(加热器之后)，258.2℃(膨胀机出口)和85.6℃(冷却器之前的同流换热器出口)。在不存在换热的情况下，热机械效率将为0.147。
如果应用的话，入口冷却改善热回收发动机的性能。例如，假设仅对上述基准情况进行一种修改，即将压缩机入口处的气流的温度设定为15℃。这减少压缩工作负荷，并将比功输出提高了4.3％，达到每公斤氮产出43.7kJ。同时，换热的效率提高到0.414。如果压缩机入口处的气流的温度进一步降低至5℃，则比功输出和效率分别为每公斤氮产出45.5kJ(比基准情况下高8.6％)和0.429。在发动机的恒速旋转下，入口冷却将使功率输出相应地增加，超过上述数值，因为压缩机入口处的工作气体密度也会增加。
从基准情况的以下变化可以看出容积式机构的重要性。假设压缩和膨胀的绝热效率都设置为0.85，这对于小型涡轮机械来说是典型的。随后，比功输出为每千克氮产出18.1kJ，并且换热的热机械效率和无换热的热机械效率分别为0.200和0.066。在高峰值温度下，无换热布雷顿循环发动机的效率随着压缩机压力比增加而增加。然而，在350℃的峰值气体温度和85％的压缩和膨胀的绝热效率下，增加压力比实际上降低效率和比功率输出，以至于在压力比3.75下，换热没有益处，并且在压力比4.2下，无换热系统的功率输出降至零。总之，只有在峰值气体温度较高的情况下，将涡轮机械与布雷顿循环一起使用才是可行的，特别是对于次效用尺度下的装置。
为了达到高的热机械效率，需要同流换热器是高效的。例如，如果通过使用效率为0.90或0.85的同流换热器对基准情况进行修改，则总体的热机械效率分别降至0.366和0.338。
当峰值气体温度和压缩机压力比变化时热回收发动机的优选实施例的性能如图2所示。计算的基础没有改变，工作气体是氮气，并且其他假设是使用300K的恒定比热容、等熵压缩和膨胀、95％的同流换热器效率以及25℃的压缩机入口温度下的理想气体理论。对于给定的压缩机压力比，效率和比功输出总是随峰值温度而增加。对于给定的峰值温度，效率随着压力比降低至约1.75而增加；此后，同流换热器损耗意味着效率实际上恶化。对于给定的峰值温度，除了非常低的气体温度外，压力比的降低几乎总是伴随着比功的降低。
在此描述的热回收发动机具有高的回功比(由压缩机消耗的功除以由膨胀机接收的功的比)。上面关于压缩机与膨胀机之间的直接连接所描述的特征表明如何将与压缩和膨胀相关联的摩擦损失保持到最小。容积式机构还确保避免与涡轮机械相关联的压缩和膨胀损失。然而，热回收发动机将具体在膨胀机汽缸中经受热损失，现在将对其进行讨论。
参考图3，本文公开用于减少来自膨胀机30的汽缸的热损失的装置，所述汽缸现在被假定为双动式的。活塞杆80通过活塞环90连接到活塞85。为了实现紧密的密封而不会在将在膨胀机30的汽缸91中发生的高温下卡住，引入中缸冷却区95。通常，将通过使冷却水循环通过缸壁中的管道来实现该中缸冷却区。这些管道将在活塞环与缸壁接触的区域中位于汽缸的中间。在其他地方，绝缘层100应用于汽缸的其余表面，包括(尽管未在图3中示出)带有阀组件105的汽缸盖。最后，绝缘冠延伸部110安装在活塞85上。总体效果是最小化从缸壁的热部分(在汽缸盖处并靠近绝缘区域)到冷却区95的热传递，并且同时允许活塞环90紧密配合而不会卡住。将可以通过使用导热系数低的材料(诸如陶瓷或玻璃)制成冠延伸部并确保冠延伸部与缸壁之间的自由空间保持到最小来最小化热传递损失。
如图3所示，两个另外的具体实际挑战需要通过是双动式的膨胀机活塞的热回收发动机解决。第一个发生在活塞杆80穿过膨胀机的汽缸91的地方。在具有较高基本系统压力的发动机中，膨胀机中的峰值压力可能为20巴；此外，膨胀机温度会很高，并且活塞杆可能以显著的速度运动。在压力、温度和速度的这些条件下，可以预期，活塞杆80穿过膨胀机的汽缸91的位置处的密封将需要仔细注意。第二个挑战是使用尽可能无泄漏的膨胀机阀设计，因为任何泄漏都将涉及机械能和热能的损失。
现在给出非限制性示例，以证明在优选实施例中发动机从废可燃气体(诸如来自厌氧消化的生物气)发电的有用性。假设发动机的设计容量约为125kW，并且热量来自火炬气燃烧，以使得回路中的峰值气体温度为450℃。在本示例中，现在选择工作气体作为空气，其中预压缩机温度为25℃，基本系统压力为900kPa并且压缩机压力比为1.90。模型与在早期基准情况中使用的模型相似，尽管现在使用多变压缩和膨胀(多变指数1.20用于压缩，1.40用于膨胀)，并且为死区提供实际余量(0.06的压缩机体积预压缩)，0.10的膨胀机体积预膨胀。现在假设同流换热器效率为92％，并且假设以下压力损失：入口和出口两者处压缩机阀10kPa，入口和出口两者处膨胀机阀10kPa，高压部件5kPa，低压部件5kPa。
在上述假设下，对于净比功输出54.3kJ/kg，特定的压缩机工作负荷为59.6kJ/kg，特定的膨胀机输出为113.9kJ/kg。换热的效率为0.389。
参考图4，本文公开优选实施例的发动机，其具有与四个双动式膨胀机汽缸30水平相对的四个双动式压缩机汽缸15，并且在用于压缩机和膨胀机的活塞杆之间具有成对的刚性机械连接件60。加热器和冷却器未示出，并且两个大的球形形状包括同流换热器20。为了方便设计，同流换热器已分成两个部件，但是其他布局也是可能的。冲程为170mm，并且孔为160mm(压缩机)和220mm(膨胀机)。在该实施例中，所有阀都由凸轮轴操作，尽管压缩机阀也可以是被动的。在10Hz的操作速度的情况下，设计点处的空气质量流量为2.71kg/s。根据热力学模型，该发动机将在产生任何其他损失之前产生147kW的机械输出。在这些损失中，有动力传动系统中的摩擦损失，其确实可以如前所述通过最佳选择往复运动部件的质量来减少。
图4中的发动机中的压缩和膨胀是无油的，并且任何润滑仅限于曲轴、轴承、连接杆、机械连接件和十字头导承。为了确保膨胀机中的活塞环在较高的操作温度下不会卡住，将中缸冷却区95引入膨胀缸中，如关于图3所述。通过在膨胀机活塞上引入绝缘冠延伸部(图4中未示出)来辅助该中缸冷却区。
图1和图4所示的设计设想，压缩机中的汽缸和膨胀机汽缸，无论是单动式还是双动式，都具有不同的直径。对于诸如前述基准情况的实施例，离开膨胀机的热气的体积通量(例如，以升/秒为单位)实质上大于进入压缩机的冷气的体积通量。因此，尽管压缩机和膨胀机具有相同的冲程，但是如通过在压缩机活塞和膨胀机活塞之间使用刚性机械连接件所强制的那样，膨胀机汽缸的直径实质上大于压缩机汽缸的直径。这并非总是必要的。具体地，膨胀机腔室和压缩机腔室可以具有相同的直径和相同的冲程，条件是压缩腔室包括大量的死区。现在描述该实施例。
参考图5，本文公开用于双动式活塞-汽缸布雷顿循环热回收发动机的机构115，其中压缩腔室和膨胀腔室在活塞120的相对侧上，所述活塞120在直径恒定的汽缸125中以固定冲程移动。已经讨论的该机构的特征件包括曲柄130、连接杆135、十字头支撑件140、压缩机进气阀145、压缩机出口阀150、膨胀机进气阀155、膨胀机出口阀160、中缸冷却区165、绝缘层170以及绝缘的活塞冠延伸部175。压缩腔室180包括大量的死区，而膨胀腔室185中的死区尽可能小。
如前所述，膨胀机外的体积通量实质上较大，也许是进入压缩机中的体积通量的两倍。这可以通过图5所示的机构通过合理地使用如图6中的两个P-V图所示的死区来实现，如通过死区比率(即死区与压缩机腔室的总容量的比率)衡量，一个具有最小死区，并且另一个具有大量死区。在图6中，两个P-V图的死区比率分别为0.050和0.462，工作气体为空气，进气压力绝对值为1MPa，压缩机压力比为1.9，并且压缩的多变幂律指数为1.4。两个P-V图的体积效率(与通过零死区输送的空气量相比，输送的空气量)分别为0.969和0.500。后一种情况表示对死区的合理使用，以使得膨胀机腔室和压缩机腔室可以具有相同的缸径和冲程，但压缩机入口容积通量是膨胀机的出口容积通量的一半，如在前面讨论的基准情况下大约所需的那样。
图5所示的死区的几何形状不限于均匀汽缸的纵向延伸。如本领域技术人员将容易理解的，其他几何形状也是可能的。
总之，发动机5(图1)下方的布雷顿循环的至少一个优选实施例的操作由上述特征件辅助。使用容积式方法进行压缩和膨胀意味着压缩和膨胀损失少于通过典型的涡轮机械会发生的损失。在低压比下运行意味着离开膨胀机的气体中的热能的换热将是有效的，并且总体的热机械效率将很高。使用具有较高基本系统压力的闭环流动板意味着发动机的体积功率密度将很高，并且整个流动板中不可避免的压降将不会造成严重后果。闭环流动板还使得活塞-汽缸膨胀机上的进气阀能够由凸轮轴驱动，其中压缩机压力比保持恒定。换句话说，不需要主动控制阀。发动机通过在压缩机活塞与膨胀机活塞之间具有直接的机械连杆的十字头机构进行操作。设计和操作条件可以被调整成使得所有压缩机工作负荷可以通过膨胀机满足，而不会引起曲柄的损失。可以通过膨胀机活塞上的中缸冷却和绝缘冠延伸部来实现膨胀活塞的有效密封和热损失减少。在有关图5所述的机构的情况下，这些一般优点由特定优点(为压缩机上的阀留有足够的区域，并且活塞杆穿过压缩机头的位置很冷)加以补充。
尽管已经参考具体实施例描述了本发明，但是本领域技术人员将理解，本发明可以以许多其他形式实施。

Claims (13)

1.一种热回收发动机，其包括：
压缩机，其用于增加在所述发动机内的闭环中流动的气流的压力、密度和温度，其中所述气流在压缩机入口处处于基本系统压力下；
膨胀机，其用于在所述气流被压缩到刚好高于所述基本系统压力时降低所述气流的所述压力，同时从所述气流中接收功率；
同流换热器，其用于将热能从所述膨胀机的下游气流传递到所述压缩机的下游气流，从而在恒定的压力下增加所述压缩机的所述下游气流的所述温度；
加热器，其用于在所述气流从所述同流换热器离开后，在恒定的压力下向所述气流提供另外的热能；
热源和用于将热能从所述热源传递到所述加热器的加热装置；
冷却器，其用于在所述压缩机中的压缩之前冷却所述气流；
热能传递装置，其用于将热量从所述冷却器传递到环境；
可操作性装置，其用于确保所述压缩机和所述膨胀机的操作，并且用于以机械方式或电气方式释放剩余功率；以及
多个绝缘管道，其用于在所述压缩机、同流换热器、加热器、膨胀机和冷却器之间传递所述气流，
其中，所述压缩机和膨胀机是容积式装置，以及
其中，所述热回收发动机不包括涡轮机械。
2.根据权利要求1所述的热回收发动机，其中所述热回收发动机以固定的低压缩机压力比进行操作。
3.根据权利要求1所述的热回收发动机，其中所述容积式装置具有活塞-汽缸机构，所述活塞-汽缸机构具有多个汽缸和活塞。
4.根据权利要求3所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构通过使用在所述活塞的两侧上的腔室而在所述汽缸中是双动式的。
5.根据权利要求3所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构在所述压缩机与所述膨胀机之间具有成对的直接连杆。
6.根据权利要求3所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构具有十字头机构，用于侧向地约束将曲轴接合到所述活塞的活塞杆的连接杆。
7.根据权利要求5所述的热回收发动机，其中选择所述直接连杆以用于质量和操作速度，以使得尽可能多的压缩机工作负荷通过所述活塞直接满足，而不依赖于由曲轴施加的扭矩。
8.根据权利要求3所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构中的阀通过所述膨胀机的所述汽缸上的凸轮轴进行操作。
9.根据权利要求3所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构包括用于防止活塞环卡住的冷却机构。
10.根据权利要求9所述的热回收发动机，其中所述冷却机构包括从所述活塞延伸到用于膨胀的腔室中的绝缘冠延伸部。
11.根据权利要求4所述的热回收发动机，其中所述活塞-汽缸机构能够在具有恒定半径的单个汽缸内操作，其中在所述活塞的一侧上压缩并且在所述活塞的另一侧上膨胀，其中所述腔室中的死区被大量优化以用于压缩。
12.根据权利要求1所述的热回收发动机，其中所述热源由存储的潜热能或显热能、来自厌氧消化或填埋气的生物气的燃烧、生物质的燃烧、工业过程废热、发动机排放热、地热能或集中的太阳能热能提供。
13.一种将热能转换成电能的方法，其中使用根据权利要求1所述的热回收发动机。
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