DE3915618A1 - Verfahren zur umwandlung von waermeenergie in mechanische arbeit in einem turbo-energetischen block mit kohlendioxid als arbeitsfluidum - Google Patents
Verfahren zur umwandlung von waermeenergie in mechanische arbeit in einem turbo-energetischen block mit kohlendioxid als arbeitsfluidumInfo
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Description
Die Erfindung bezieht sich auf die Gewinnung mechanischer
Energie aus Wärme, bzw. elektrischer Energie in einem turbo-energetischen
Block.
Die Umwandlung von Wärmeenergie in mechanische Energie erfolgt
heute mittels Innenverbrennungsmotoren oder in sogenannten
turbo-energetischen Blöcken, demnach mit stationären
Einheiten von enormen Massen. Heute werden solche
Blöcke im Betrieb für Kräfte von sogar über 1000 MW, mit
der Tendenz einer Steigerung der Kräfte verwendet. In diesen
Anlagen wird in der Regel als Arbeitsfluidum Wasser,
bzw. Wasserdampf verwendet, mit Temperaturen sogar bis zu
600°C und mit Drücken bis zu 300 bar, was vor allem aufgrund
der zu berücksichtigenden Festigkeit die Verwendung
von kostenaufwendigen Materialien wie Stählen erfordert.
Die Abmessungen dieser Anlagen sind oft übermäßig groß,
wobei in den Kesseln sogar bis zu 3000 t/h Wasser verdampft
wird und wobei die Turbinen eine Länge bis über 50 m
erreichen. Obwohl jedoch die Abmessungen der Anlage beträchtlich
groß sind, wird lediglich ein geringer Wirkungsgrad
(WG) erzielt - d. h. daß der Anteil der gewonnenen Arbeit in
bezug zur in die Feuerkammer eingebrachten Wärme nur bis
45% beträgt - und wenn andere mögliche nicht thermodynamische
Verluste entzogen sind, bis zu 35% erzielt werden
können. Bei Innenverbrennungsmotoren steigt der Wirkungsgrad
nicht über 0,30 und nur selten bei großen stationären
Motoren bis zu 0,40. Das heißt, daß von der in die Feuerkammer
eingebrachten Wärme des Arbeitsfluidums nur ein
kleiner Teil in mechanische Arbeit umgewandelt wird (im
Durchschnitt (1/3) und der größte Teil (2/3) als Verlust
in die Umgebung abgeleitet wird und verloren geht. Sehr
selten kann diese Verlustwärme wieder nützlich verwendet
werden, z. B. für die Erwärmung von Räumen oder von Industrieanlagen.
Da aber die maximale Arbeit der Turbine erst
dann, wenn die Kondensationstemperatur niedrig ist (25°),
erreichbar ist, ist die Abfallwärme meistenteils nicht
verwendbar. Da diese Abwärme jedoch meistenteils ökologisch
belastet ist, wird dadurch auch noch die Umwelt
gefährdet. Bei Innenverbrennungsmotoren (Otto-, Diesel-,
Reaktiv-), bei denen die Antriebsenergie durch direkte
Verbrennung bzw. durch direkte Expansion der Verbrennungsprodukte
über Kolben oder Düsen gewonnen wird, wird die
Verbrennungswärme der Kraftstoffe (Fossilien- oder Nuklear-)
in stationären turbo-energetischen Blöcken über das Arbeitsfluidum
auf die Turbine übertragen, d. h. in mechanische
Drehenergie umgeformt.
Die heutige Praxis und Theorie hat auf diesem Gebiete das
technisch erzielbare Maximum erreicht; gemäß der bestehenden
thermodynamischen Theorie ist es nicht möglich, mehr
Arbeit aus der gewonnenen Verbrennungsenergie zu erzielen;
selbstverständlich bestehen bei der Ausführung und Konstruktion
der Kraftmaschinen in der Praxis immer noch
manche minimale Möglichkeiten für eine Vervollkommnung
der Arbeit derselben, im Makrorahmen sind aber schon längst
maximal erzielbare Möglichkeiten ausgeschöpft.
Der Anteil der Wärme, die in einem thermodynamischen Prozeß
nicht in mechanische Arbeit umwandelbar ist, wird
heute Anergie genannt und der Anteil der in Arbeit umwandelbaren
Energie heißt Exergie. Die Summe der Exergie und
der Anergie stellt die gesamte Wärmemenge im Prozeß dar.
Verbunden mit dem festgelegten und definierten II.
Hauptsatz der Thermodynamik, gelten bestimmte Entropietheorien
der Materialien bzw. der thermodynamischen Prozesse
und auf der Basis von diesen werden die thermodynamischen
Berechnungen der Exergie und der Anergie durchgeführt (die
Anergie soll dabei ein Produkt der Entropieänderung und
der Temperatur darstellen).
Im Zusammenhang mit der Entropietheorie sind wir in diesem
Bereich zu neuen Erkenntnissen gekommen, weil bei dem
Studium des Detonationsphenomens (sh. M. Boovi: Die neuen Zugänge und Beiträge der Stabilitätstheorie
der Moleküle und der Theorie
der Detonation und der pyrotechnischen
Verbrennung, Explosive und Sprengung,
Nr. 3-4, Belgrad 1987) der endothermen Systeme,
d. h. der Systeme, die bei der Detonation Wärme freisetzen,
sich ein eindeutiger Zusammenhang von selbst ergeben
hat, daß die Entropie in keinem Falle ein Produkt der
s. g. "thermodynamischen Standwahrscheinlichkeit" ist, oder
"die Folge der ungewechselten Energie der bestimmten Quantenstände",
sondern, daß das einfach die Energie der nicht
linearen Bewegung der materiellen Partikel ist, inclusive
logisch die Wärme der Phasenumwandlungen und die Exergie
nur die lineare oder translatorische Energie der Moleküle
ist. Dieser Zusammenhang hat uns angeregt, die thermodynamischen
Prozesse anders als es bis jetzt gehandhabt wird
auswerten zu können, wobei eindeutig darauf zu schließen
ist, daß es möglich ist, viel mehr Wärme in mechanische
Arbeit umzuwandeln bzw. den Wirkungsgrad weiter zu erhöhen.
Fig. 1 zeigt das Verfahrensschema eines bekannten turbo-elektrischen
Blockes. In dieser bedeuten:
1 - den Dampfkessel,
2 - die Dampfleitung für Frischdampf,
3 - die Dampfleitung des ersten Dampfüberhitzers,
4 - die Dampfleitung des zweiten Dampfüberhitzers,
5 - die Hochdruckturbine,
6 - die Mitteldruckturbine für den erstmals überhitzten Dampf,
7 - die Niederdruckturbine
8 - einen Elektrogenerator,
9 - einen Kondensator
10 - einen Kondensaterwärmer,
11 - einen Kondensaterwärmer,
12 - einen Kondensaterwärmer,
13 - eine Pumpe für Kondensat,
13′ - eine Speisewasserpumpe.
2 - die Dampfleitung für Frischdampf,
3 - die Dampfleitung des ersten Dampfüberhitzers,
4 - die Dampfleitung des zweiten Dampfüberhitzers,
5 - die Hochdruckturbine,
6 - die Mitteldruckturbine für den erstmals überhitzten Dampf,
7 - die Niederdruckturbine
8 - einen Elektrogenerator,
9 - einen Kondensator
10 - einen Kondensaterwärmer,
11 - einen Kondensaterwärmer,
12 - einen Kondensaterwärmer,
13 - eine Pumpe für Kondensat,
13′ - eine Speisewasserpumpe.
Fig. 2 zeigt das übliche thermodynamische T-S-Diagramm;
hierbei ist die nützliche Arbeit durch
die Fläche: 1-1′-2-3-4-5 dargestellt worden,
wobei die verlorene Wärme durch Q₀ = T₀ (S₁-S₀) dargestellt
ist.
Die Erfindung bezieht sich auf die Energieumwandlung in mechanische
Arbeit, in erster Linie in einem turbo-energetischen
Block oder Prozeß. Der Hauptnachteil der heutigen
zum Stand der Technik gehörenden Lösungen ist der niedrige
Wirkungsgrad. Da die entsprechenden theoretischen Voraussetzungen
zur Begründung der Grundlagen des erfindungsgemäßen
Vorschlages (die weitere Begründung der neuen Hypothese über Entropie
und über die freie Energie der thermodynamischen und
thermochemischen Prozesse und der "mechanizistische Beweis"
des II. Hauptsatzes der Thermodynamik sh. [die
Druckschrift von M. Boovi, die in deutscher Sprache
erhältlich ist]) gegeben sind, ist es nicht notwendig,
diese hier in der Beschreibung darzulegen.
Die eindeutige Schlußfolgerung ist folgende: Die Entropie
ist noch heute ein fehlerhaft definierter Begriff, mit Ausnahme
desjenigen Teiles der sich auf die Wärme der Phasenumwandlung
bezieht (z. B. das Verdampfen oder die Kondensation.
Das Produkt von Entropie und Temperatur in sog.
"rückkehrbaren Prozessen" wird als Wärmemenge gegeben und
der Unterschied zwischen der eingebrachten und der verlorenen
Wärme (T. S.) in einem T-S-Diagramm wird als Arbeit
dargestellt (sh. Fig. 2), was jedoch dem physikalischen Wesen
des Vorgangs nicht entspricht, so daß andere mögliche
Betrachtungsweisen des Arbeitsvorganges verhindert werden.
Den Begriff der Entropie hat Clausius sogar vor mehr als
130 Jahren aufgrund der idealisierten Voraussetzungen des
sog. "thermodynamisch idealen Gases", d. h. des Gases, dessen
Materialpartikel ohne Abmessungen sind, und das doch
eine reale Masse hat, ausgeführt. Ebenfalls auch andere
adiabatische Verwandlungen des Standes sind auf der Basis
dieser Voraussetzungen ausgeführt. Die realen Substanzen
aber müssen anders betrachtet werden, sie haben Moleküle
ganz spezifischer Ausführung und Eigenschaften, mit
spezifischen intermolekularen Kräften usw., und müssen
in diesem Sinne auch spezifisch betrachtet werden, sowie
ihre thermodynamischen und chemischen Vorgänge.
Beispielsweise sind die spezifische Wärme oder die Wärmekapazitäten
der Gase oder der realen Arbeitsfluide mehrfach
höher als bei den idealen Gasen, ihre Temperaturabhängigkeit
ist bedeutend usw., es ist deshalb möglich, diese
nicht in Betracht zu ziehen.
Das sind also die Hauptgründe, daß diese Vorgänge (das bezieht
sich nicht auf die Verbrennungsmotoren) thermodynamisch
nicht ausreichend wirksam geworden sind und dasjenige,
was mit Wasser bzw. mit dem Wasserdampf als Arbeitsfluidum
erreicht worden ist, ist mehr empirisch ermittelt,
ohne theoretische Begründung.
Es ist besonders wichtig zu betonen, daß es in der Thermodynamik
üblich ist, den Wirkungsgrad als unabhängig von
der Art des Arbeitsfluidums (Körper) zu betrachten, d. h.
nur in Abhängigkeit von seinen Anfangs- und Endwerten
(das Carnotsche Theorem), das nicht richtig ist und das
den Ergebnissen von Experimenten widerspricht. Wegen der
idealisierten oder besser gesagt der unrichtig aufgestellten
Theorie der Entropie, geht aus den bestehenden T-S-Diagrammen
eindeutig hervor, daß die nützliche Arbeit in
einem thermodynamischen Kreislaufprozeß um so höher sein
wird, je höher die Temperatur und gemäß dieser auch der
Druck der Verdampfung ist, bzw. je höher sein kritischer
Siedepunkt ist, weil die Arbeit durch die Oberfläche (sh.
Fig. 2) dargestellt ist. Da die sog. "reversible Wärme"
gleich dem Produkt T Δ S ist, ist die Arbeit auch die Funktion
der Entropie, was selbst allein ihrer Definition widerspricht,
d. h. als Anteil der Wärme, die nicht in Arbeit verwandelt
werden kann. So ist z. B. der Logik aus dem T-S-Diagramm
folgend, noch 1930 eine Anlage mit binärem Kreis,
mit Quecksilber als Arbeitsfluidum im primären Kreis und
mit Wasser im sekundären Kreis gebaut worden, mit einer
Leistung von mehreren MW. Ebenfalls in der UdSSR ist im
letzten Jahr (Scheindlin A. E.: Neue Energetik, Ak. der Wissenschaft der
UdSSR, Moskau 1987) ein Versuch der Erhöhung des Wirkungsgrades
gemacht worden und zwar so, daß man den kritischen
Punkt der Verdampfung des Wassers durch Verdampfen aus
sehr konzentrierten NaOH- oder KOH-Lösungen (80%!), sogar
bis 480° erhöhte. Es sind aber keine näheren praktischen
oder experimentellen Ergebnisse bekannt geworden.
Nach der richtigen Auffassung der Entropie und der Exergie
kann darauf geschlossen werden, wie unreell oder gar sinnlos
die Ideen waren, und welche Schwierigkeiten zur Realisierung
zu beheben waren und was das alles gekostet hat.
Und was noch wichtiger ist, in der heutigen umfangreichen
thermodynamischen Literatur findet man keine andere Möglichkeit
oder keinen anderen Weg zur Erhöhung des Wirkungsgrades
bei turbo-energetischen Anlagen mit einer Turbine
als Kraftmaschine.
Demgegenüber kann mit der richtigen Auffassung der Entropie
darauf geschlossen werden, daß es möglich ist, den Wirkungsgrad
zu erhöhen, nur wenn der kritische Siedepunkt des
Arbeitsfluidums möglichst näher der Normaltemperatur liegt,
da nur in diesem Falle seine Verdampfungsenthalpie minimal
ist, d. h. auch die Kondensationswärme minimal ist und im
kritischen Punkt diese Kondensationswärme gleich Null ist.
Noch heute, wo die einfachste Tatsache nicht klar ist,
daß die Kondensationswärme nicht in Arbeit verwandelt werden
kann und daß die Kondensation in der Nähe des Siedepunktes
die maximale thermodynamische Arbeit bietet.
Die jetzige Theorie der Entropie in der Thermodynamik setzt
immer den summaren Wert der Arbeitsfluidalentropie voraus,
d. h. die Entropie der Moleküle allein (gemäß neuerer Auffassung
sind das die Rotations- und Schwingungsenergien)
plus der Verdampfungswärme bzw. der Kondensationswärme des
Dampfes bei Verwandlung in den flüssigen Zustand, obwohl
das physikalisch zwei ganz verschiedene Phänomene sind.
Wie später zu sehen sein wird, ist es also (im Unterschied
von Dampfmaschinen) bei einer Turbine möglich, eben die
Rotations- und Schwingungsenergie der Moleküle in Arbeit
zu verwandeln, logisch immer über die translatorische
Energie und der größte Teil der translatorischen Energie
wird als Arbeit zur Rückführung des Arbeitsfluidums verwendet.
Mit einer nicht so wie jetzt konzipierten Entropietheorie
konnte bisher in der Technik kein bedeutender Fortschritt
zur Erhöhung des Wirkungsgrades bei Turboprozessen
erzielt werden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Verfahren zur
Umwandlung von Wärmenergie in mechanische Arbeit in
einem turbo-energetischen Block zu schaffen, mit dem es ermöglicht
wird, die Nachteile bisher bekannter Verfahren zu
vermeiden, den thermodynamischen Wirkungsgrad wesentlich
zu erhöhen, die Abmessungen der Vorrichtungen zur Durchführung
des Verfahrens zu verkleinern, die Arbeitstemperatur
des turbo-energetischen Blockes zu senken, die
Korrosionsgefahr zu verkleinern und die Herstellungskosten
der Vorrichtung zur Durchfürhung des Verfahrens
zu senken. Die Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale
des Anspruches 1 und des Anspruches 2 gelöst.
Beim erfindungsgemäßen Verfahren ergibt sich durch die
Verwendung von Kohlendioxid bzw. dessen erhitztem Dampf als
Arbeitsfluidum der Vorteil, daß eine Steigerung des thermodynamischen
Wirkungsgrades bis über 90% ermöglicht wird,
daß dank den physikalisch-chemischen Parametern von Kohlendioxid
die Herstellung der Arbeitsblöcke mit wesentlich
kleineren Abmessungen als das bisher möglich war, erzielbar
ist und mit diesen erfolgreich Verbrennungsmotoren und
andere Kolbenkraftmaschinen, so wie Gasturbinen ersetzt
werden können, was den Ausbau wirtschaftlicher energetischer
Einheiten ermöglicht. Auch ist es vorteilhaft, daß
die Arbeitstemperatur im Vergleich zu denjenigen Verfahren,
bei denen Wasser bzw. Wasserdampf als Arbeitsmedium
verwendet wird, eine erhebliche Senkung der Anfangstemperatur
von 540-560°C bei Verwendung von Kohlendioxid als
Arbeitsfluidum bis auf 400-500°C reduzierbar ist, was zur
Folge hat, daß eine bedeutend längere Lebensdauer der Anlage
wegen der geringen Korrosion der Oberflächen und damit
eine enorme Vereinfachung der Konstruktion und Ausführung
der Arbeitsteile der Anlage gewährleistet wird, so wie
auch die Ermöglichung der Anwendung billiger Konstruktionsstähle
anstelle teuerer Materialien, was die Durchführung
des Verfahrens vereinfacht und die Steuerung erleichtert,
da keine regenerative Erwärmung des Kondensats notwendig
ist im Unterschied zur Verwendung von Wasser als Arbeitslösung.
In der Zeichnung sind erläuternde Diagramme dargestellt.
Es zeigen:
Fig. 1 das bekannte übliche Verfahrensschema eines turbo-energetischen
Blockes,
Fig. 2 das bekannte übliche T-S-Diagramm zur Darstellung
des Unterschiedes zwischen der eingebrachten
und der verlorenen Wärme (T Δ S) als Arbeit,
Fig. 3A Darstellung eines T-U-Diagrammes für Wasserdampf
und
Fig. 3B die Darstellung eines P-U-Diagrammes für Wasserdampf,
Fig. 4 ein T-U-Diagramm zur Darstellung der Hochdruckexpansion
bei I Überhitzung und II Überhitzung
und Expansion im Mitteldruck und Niederdruck.
Fig. 5 ein Diagramm zur Darstellung der Abhängigkeit
des Wirkungsgrades von der Temperatur des Arbeitsfluides.
Fig. 6 das Verfahrensschema eines experimentellen turbo-energetischen
Blockes mit CO₂ als Arbeitsfluidum.
Bei der Umwandlung von Wärme in mechanische Energie oder
in Exergie soll der Teil, der in die Exergie nicht zu verwandeln
ist, d. h. die Anergie, sich nicht unbedingt aus dem
Glied T Δ S zusammensetzen. Die Anergie kann auch einen bedeutenden
Teil der Exergie enthalten, d. h. ein Teil der
translatorischen Energie der Moleküle, abhängig von der
Art des Arbeitsfluidums (einatomiges Fluidum enthält keine
Entropie) und von der Art und Weise der Verfahrensgestaltung.
Für die Voraussetzungen zur Umwandlung von Wärme in
mechanische Arbeit sh. die oben genannte Veröffentlichung
zu 2). Um einen Arbeitsprozeß bildlich richtig darzustellen,
anstatt in den in der Thermodynamik üblichen T-S-Diagrammen
(Fig. 2), ist ein T-U-Diagramm (Fig. 3A) und ein
P-U-Diagramm (Fig. 3B) dargestellt.
Die Innenenergiewerte für den Wasserdampf sind auf die Weise
ausgerechnet worden, daß man aus tabellarischen Enthalpiewerten
(Malic D.: Thermodynamik und Thermotechnik, Gradj. Knj.
Belgrad, 1977) die nicht ausgeübte äußere Arbeit entzieht (in
der Turbine ist die Summe der äußeren Arbeit gleich 0) und
zwar gemäß:
U i′′ = I i′′ - P(V i′′ - V o′) und U′ = I′ - P(V′ - V o′) (1)
Selbstverständlich würde der Fehler nicht merkbar sein, auch
wenn anstelle der Innenenergiewerte die Enthalpiewerte genommen
worden sind, da immer von kleinen Differenzen Δ U
und Δ I die Rede ist.
Das Diagramm (Fig. 3) ist für den Fall gegeben, daß man den
Wasserdampf im Turbineneingang mit Parametern T = 550° und
P = 250 bar, mit zwei Zwischenüberhitzungen (die Punkte 3
und 5) nimmt und eine regenerative Erwärmung des Kondensats
bis 200°. Die Dampfexpansion wird bis 25°C und
0,03 bar ausgeübt, mit einer Ausgangsfeuchtigkeit von 10%.
Fig. 3A zeigt das T-U-Diagramm für Wasserdampf. Hierbei
zeigt die Kurve 14 die Isobare für 250 bar und die Kurve
15 die Isobare für 1 bar.
Fig. 3B zeigt das P-U-Diagramm für Wasserdampf; hierbei
zeigt 16 den Verdampfungsbereich und 17 den Überhitzungsbereich.
Für einen ähnlichen Arbeitsblock in dem Thermokraftwerk
"N. Tesla" Obrenovac-Belgrad, einer Leistung von 620 MW, gemäß
der Literaturstelle (Mocnik V.: TE "N. Tesla" Obrenovac, Entwicklung und
Ausbau in der Monographie Energie und Entwicklung,
Belgrad, 1986), wurde ein WG von 0,3322 im Zeitabschnitt
von 1980-1985 erzielt, als Durchschnittswert
und mit dem stimmen auch andere Literaturangaben aus mehreren
Quellen überein.
Da es sich in diesem Falle um moderne Turbinen handelt,
haben wir bei diesen einen WG von 0,92 gewählt und die totalen
Verluste (in der Brennkammer durch Abstrahlung von den
Oberflächen, Pumpen, Generatoren, Transport- und Steuerarbeiten)
im Wert von 25% gewählt.
Die eingebrachte Energie im Erwärmer (Kessel) und Überhitzer
ist:
U in = (U₁′′ - U o′) + (U₃′′ - U₂′′) + (U₅′′ - U₄′′) - P₁V o′ (das ist die Pumpenarbeit - W p)
U in = (54 701 - 15 353) + (58 164 - 47 801) + (60590 - 46521) - 250 · 10⁵ · 20,84 · 10-6
(W p = 501 J/mol)
U in = 63,999 ≈ 64,0 kJ/mol
Die Expansionsarbeit in der Turbine für WG = 1, ist
W I = (U₁′′ - U₂′′) + (U₃′′ - U₄′′) + (U₅′′ - U₆′′) - (54 701 - 47 081) + (58 164 - 46 521) + (60 590 - 46 794)
W I = 33,059 kJ und mal 0,92 - W I = 30,414 kH/mol.
Der thermodynamische Wirkungsgrad des Arbeitszyklus ist:
und der effektive
η ef = n t · 0,75 = 0,3506 oder 35,06%.
Es wird bemerkt, daß wir diese Analyse so durchgeführt
haben, daß der Dampf sich vom Punkt 6 bis 0′ kondensiert
und nicht vom Punkt 6 über 6′ bis 0′.
Da der ermüdete Dampf (bestehend aus Kondensat 10% und
90% z. T. assoziierte Moleküle) noch bedeutende kinetische
Energie besitzt, gleich E = 1/2 mw², ist es logisch,
daß diese im Arbeitsvorgang unrückgewinnbar verlorengeht
und dem Kühlwasser zugeführt werden muß. Für eine Turbine
mit 3000 U/min (t = 0,02 s) und Durchmesser 2 m, ist die
Umfangsgeschwindigkeit der Schaufeln:
W = d π /t = 6,28/0,02 = 314 m/s
und die verlorene Energie
E = 0,5 · 0,018 · 314² = 887 J/mol.
Die nicht ausgenutzte Energie in der Turbine ist 8%, d. h.
0,08 × (U₅′′ - U₆′′) = 0,08 (60,590 - 39,265) = 1,706 kJ/mol.
0,08 × (U₅′′ - U₆′′) = 0,08 (60,590 - 39,265) = 1,706 kJ/mol.
Der auf diese Weise ausgerechnete WG =
η ef = 0,351 oder 35,1%.
Dieses Resultat ist genau dasselbe, als wären wir über einzelne
Arbeiten (W I - W p) gegangen, was noch ein weiterer Beweis
der Analyse ist, die wir nur aus der Basis des I.
Hauptsatzes der Thermodynamik gemacht haben, ohne daß wir
den II. Hauptsatz erwähnt haben. Aus der vorherigen Analyse
kann mit Hilfe des Diagrammes in Fig. 3 der Schluß gezogen
werden, daß beim Rankine-Clausiusschen Prozeß der WK um
so mehr wachsen wird, wenn die Kondensationstemperatur
(und entsprechend auch der Druck) dem kritischen Punkt
näherliegt. Im kritischen Punkt ist die Kondensationswärme
gleich 0 und WG wird 1 betragen, da keine Wärme außerhalb
des Arbeitsprozesses abgeführt wird. In diesem Punkt
ist der gewonnene Arbeitswert aber deswegen minimal, weil
in dem Punkt die Druckdifferenz nur 250 - 221 = 29 bar ist,
in dem analysierten Falle ist diese Differenz aber 250 - 15,5 = 234,5 bar
und beträgt somit das 8fache.
Es ist ganz logisch, daß proportional der Druckdifferenz
in der Turbine am Eingang und Ausgang auch ein entsprechender
Durchsatz des Dampfes durch die Turbine erfolgt, d. h.
auch die entsprechende Leistung der Anlage im ganzen erzielt
wird. In Arbeit wird also nur die innere Energie der
Gasphase des Arbeitsfluidums umgewandelt, das ist im Wesen
nur die lineare Energie des Dampfes. Es ist anzumerken,
daß der Hauptverlust im Prozeß die Kondensationswärme des
Wassers (49%) ist. Die Analyse ist ausgeführt, ohne daß
die Entropie berücksichtigt worden war, so wie sie jetzt
definiert ist, d. h. ohne den empirischen Wert aus den Tabellen,
wie das jetzt zur Regel gemacht wird, so daß man
sieht, wo die Hauptverluste zu errechnen sind. Es ist dann
gewiß logisch die Frage zu stellen, ob es mit Wasser als
Arbeitsfluidum überhaupt möglich ist, noch mehr Energie
zu bekommen, z. B. durch die Einführung von mehreren weiteren
Überhitzungen, oder das Kondensat noch mehr regenerativ
zu erwärmen. Selbstverständlich ist es möglich, dies
auszuführen; nur mit mehreren Überhitzungen wird der Dampfdruck
erhöht und damit die Differenz zwischen Eingang und
Ausgang der Turbine erniedrigt, womit der Dampfdurchsatz
durch die Turbine abfällt, d. h. daß die Leistung auch abfällt,
obwohl der WG wächst. Diese letzteren Nachteile
können durch eine Volumenerhöhung der Turbine und Vergrößerung
der Schaufeloberflächen beseitigt werden, die
jedoch durch den Materialwiderstand begrenzt wird. Zusammenfassend
ist ersichtlich, daß es mit Wasser als
Arbeitsfluidum nicht mehr möglich ist, den Wirkungsgrad
wesentlich zu erhöhen.
Die andere Möglichkeit zur Erhöhung des Wirkungsgrades wäre,
daß man die Kondensation auf höherer Temperatur ausführt,
z. B. auf 200-300°C und in einem sekundären Arbeitszyklus,
der auf den primären mit dem Wasser gebunden wäre, mit
einem Arbeitsfluidum mit niederem kritischen Punkt, z. B.
Ammoniak, SO₂, N₂O, CO₂, Frigenen oder vielen anderen
möglichen Verbindungen, die bis zu 300°C stabil sind, arbeitet.
Aber das Arbeitsfluidum darf außer den thermodynamischen
Eigenschaften auf die Materialien nicht aggressiv
einwirken und muß ungiftig, unbrennbar und nicht explosiv
sein. Bei der Analyse von vielen möglichen Arbeitsfluiden
in der Chemie, verbleibt nur noch Kohlendioxid. Mit dem
könnte entweder der sekundäre Arbeitszyklus durchgeführt
werden oder es könnte allein im Arbeitszyklus, wie bisher
Wasser, verwendet werden, da das CO₂ bis 600°C absolut stabil
ist, hat es alle anderen Eigenschaften wie das Wasser,
nur seine Kondensationswärme ist viel niedriger.
In Fig. 3B ist bildlich der Prozeß in einem P-U-Diagramm
dargestellt, aus dem ist die Druckänderung und die innere
Energie des Fluidums in einzelnen thermodynamischen Punkten
ersichtlich. Dieses Diagramm ist ziemlich unterschiedlich
vom T-U-Diagramm, weil in dem noch der Volumeneinfluß
eine Rolle spielt, P = f(T/V). Außer CO₂ könnte auch erfolgreich
ein isoelektronisches Oxyd N₂O verwendet werden,
nur aber bis 300°, da es auf höheren Temperaturen nicht
genug stabil ist. Das ist ein endothermisches Oxid, dessen
Eigenschaften fast denen von CO₂ gleichen, es hat aber den
Nachteil, daß seine Bildungsenergie positiv ist (+80,2 kJ/mol)
und unter bestimmten Bedingungen (nach Erhalt eines sehr
starken Zündimpulses) explodieren könnte. Sonst wird es
einfach durch einfache Zersetzung von Ammoniumnitrat 230-250°
in einem Bad aus NaNO₃/KNO₃ produziert und ist in
kleinen Konzentrationen nicht aggressiv oder giftig.
Für den sekundären Arbeitszyklus mit Wasserdampf könnten
relativ stabile und auf die Umgebung nicht aggressive und
ungiftige Fluor-Chlor-Kohlenwasserstoffe Verwendung finden,
aber in letzter Zeit wird dagegen eingewendet, daß
diese durch Zersetzung mit ultravioletten Strahlen die
Ozonschicht in der Stratosphäre vernichten (bekannt als
sog. Ozonloch über dem Südpol, aber auch auf dem Nordpol).
Die vergleichbaren physikalisch-chemischen Eigenschaften für
Kohlendioxid und Wasser sind in der Tabelle 1 gegeben:
Was die Stabilität der CO₂-Moleküle in bezug auf Wasser
betrifft, ist die Gleichgewichtskonstante der Reaktion
CO₂ ⇄ CO + 1/2 O₂ auf 890 K (527°C) K p = 1,22 · 10-14
bei 1 bar; der Dissotationsgrad -α bei 800 K und 100 bar
ist 1,44 · 10-10 (beim Wasser in denselben Bedingungen
2,66 · 10-11). Bei Temperaturen von 1200 K und 100 bar
(die Bedingungen der lokalen Überhitzung im Kessel oder in
den Rohren) α = 1,82 · 10-6 für CO₂ und 3,47 · 10-7
für H₂O. Gemäß den Angaben ist die Stabilität des CO₂-Moleküles
auf höheren Temperaturen und Drücken vollkommen
zufriedenstellend, fast wie bei den außerordentlichen
stabilen H₂O-Molekülen und in einem thermischen Prozeß
soll nicht mit dem evtl. Problem gerechnet werden. Chemisch
ist CO₂ ein vollkommen unaggressives Fluidum, greift nicht
die Metalle und Kohlenstoff-Stähle, sowie andere Materialien
(organische oder anorganische) an, als Gas oder als Flüssigkeit
und es ist nicht brennbar und nicht explosiv,
allein oder mit der Luft für Menschen und Tiere ungiftig,
kann aber in Abwesenheit von Sauerstoff in der Luft lebensgefährlich
sein (Stickgas). Im Arbeitsraum ist eine
dauernde Konzentration von 0,5% zulässig und für kurzfristigen
Aufenthalt (bis zu 15 min) 5% (Bogner M., Ciri S.: Tehnicki gasovi, Gradj. knj.,
Belgrad 1984), was im
Betrieb durch gute Lüftung und Ventilation leicht einzuhalten
ist. Es kann entweder als Gas oder als Flüssigkeit
leicht abgedichtet werden, insbesondere deswegen, da CO₂
im Durchmesser des Moleküls um ca. 3mal größer ist als
ein Wassermolekül, als Rotationsdurchmesser gerechnet.
Es wird leicht aus Erdgas oder Industrieabgasen gewonnen,
z. B. aus Kalköfen, durch mehrfache Kompression und Kühlung
unter gleichzeitiger Entfernung von Beimengungen (N₂, CO,
H₂O, SO₂). Die Reinheit der technischen Qualität beträgt
mindestens 98% (Beimengungen von H₂O), kann aber leicht
bis 99,9% mit nur 0,1% H₂O gehen. Das ist ein so reines
Arbeitsfluidum, daß mit ihm kein Problem der Steinablagerung
im Verdampfer über Wasser auftreten wird, wobei der Herstellungspreis
kaum höher wie beim Destillationswasser ist.
Die Literaturangaben über physikalisch-thermodynamische
Daten des CO₂ aus verschiedenen Quellen für niedere
Drücke sind übereinstimmend. Auch die Werte für höhere
Drücke unterscheiden sich nur teilweise; der Autor
hat sich bemüht, mit maximaler Sorgfalt diese genauestens zu
extrapolieren. Nämlich auf der Basis von Angaben aus (Bogner M., Ciri S.: Tehnicki gasovi, Gradj. knj.,
Belgrad 1984) und (Daubert T. E.: Chemical Engineering Thermodynamics,
MGH, New York, 1987), kann mit Sicherheit angenommen werden, daß innere
Energie der Gasphase (auch der Dampfphase) mit dem Druck
allmählich wächst, was bei anderen Arbeitsfluiden, z. B.
bei Wasserdampf nicht der Fall ist. Das heißt, daß der
bekannte Joule-Thomsons Effekt mit erhöhtem Druck (z. B.
250 bar) fast 0 gleich ist, oder sogar negativ ist. Das
könnte damit erklärt werden, daß die CO₂-Moleküle teilweise
der Achse O=C=O (CO₂ ist ein lineares Molekül mit
dem Winkel O=C=O von 180°) entlang kompressierbar sind,
was ein zusätzlicher Faktor ist, der die Erhöhung der
linearen Energie verursacht. Der Joule-Thomsonsche Effekt
ist, nach Meinung des Autors bedingt durch die Rotationsstörungen
der Moleküle und in diesem Fall kleiner
als die erwähnte "Kompressionsenergie". Selbstverständlich
wirkt sich diese Tatsache auf den Wirkungsgrad positiv aus,
es muß aber auch gesagt werden, daß dieser Effekt doch
nicht sehr bedeutend ist, so daß der Wirkungsgrad nicht
wesentlich davon abhängig ist.
Die nachfolgende Tabelle 2 zeigt einzelne physikalische Daten
für CO₂. Als thermodynamische Werte sind auf die Temperatur
-56,6°C (Siedetemperatur) als 0-Wert gebracht. Die
Werte U′ werden gewonnen, wenn von I′ der Wert P · Δ V′ entzogen
ist und die Werte U′′ (P), als man von I′′, P(V′′-V′)
abzieht, obwohl das erste Glied vernachlässigt werden
könnte (der maximale Wert i an kritischen Punkten 0,39 kJ/mol).
Die Verdampfungswärmen "r" für den konstanten Druck oder
konstantes Volumen sind im Unterschied zu I′′-I′ oder
U′′-U′, gegeben.
Alle diese Werte sind auf dem Diagramm Fig. 4 als Anlage
dargestellt.
Fig. 4 zeigt das T-U-Diagramm für CO₂. Hierbei betrifft
der Bereich 18 zwischen Punkt b-c die Expansion im Hochdruck,
der Bereich 19 zwischen Punkt c-d die erste Überhitzung,
der Bereich 20 zwischen Punkt d-e die Expansion im Mitteldruck,
der Bereich 21 zwischen Punkt e-f die zweite Überhitzung,
der Bereich 22 zwischen Punkt f-a die Expansion im Niederdruck.
der Bereich 18 zwischen Punkt b-c die Expansion im Hochdruck,
der Bereich 19 zwischen Punkt c-d die erste Überhitzung,
der Bereich 20 zwischen Punkt d-e die Expansion im Mitteldruck,
der Bereich 21 zwischen Punkt e-f die zweite Überhitzung,
der Bereich 22 zwischen Punkt f-a die Expansion im Niederdruck.
Die Ausrechnungen für die Drücke des CO₂ gemäß der V an der
Waalsschen Standgleichung (wobei a = 3,6 · 10⁶ cm⁶bar/mol²
und und b = 42,7 cm³/mol) (Ribnikar S.: Molekularni aspekt fizicke hemÿe,
B. Gr. Z. Belgrad 1979) ergibt:
außer den Werten in der Nähe des kritschen Punktes, sind
diese mit den Experimentalwerten gut übereinstimmend. Deshalb
haben wir, auf Basis der geschätzten Kurve P = f(T)
auf Diagramm Fig. 4, die Dichte bzw. die Molvolumen in
Abhängigkeit von der Temperatur und Druck ausgerechnet (die
Werte in Klammern in der Tabelle 2).
Selbstverständlich kann die Druckkurve in der Turbine nach
Wunsch geregelt werden, der maximale Druck von 250 bar ist
deshalb gewählt, weil das eine Analogie mit dem Wasserdampf
ist, um Vergleiche machen zu können.
Wenn vom kritischen Punkte, in dem das Molvolumen 94,04 cm³
gleich ist, eine isohorsche Erwärmung durchgeführt wurde
und auf Basis von der Van der Waalsschen Gleichung der
Druck gerechnet wird, bekommt man einen Wert von 900 bar.
Das kann als Dampfdruck bei 550° aufgefaßt werden und wenn
von 74 bar abgegangen wird, garantiert uns die Differenz
900-74 = 826 bar, ein sehr schnelles Verdampfen des
flüssigen Kodensats, das mit der Pumpe in den Verdampfer
eingebracht wird. Eine ähnliche Berechnung mit Wasser,
isohorisch gibt den Druck von 840 bar und die Differenz
840-221 = 619 bar ist damit wesentlich kleiner als beim
CO₂. Diese Angabe ist deswegen wichtig, daß man weiß, daß
die Verdampfung beim CO₂ für die gleichen Temperaturunterschiede
zeitlich viel schneller erfolgen wird. Die Van der
Waalsschen Konstante für Wasser sind:
a = 5,46 · 10⁶ cm⁶bar/mol² und b = 30,5 cm³/mol
Die Dichteänderung des Wasserdampfes am Eingang und Ausgang
der Turbine ist groß, adequat der müssen auch die Expansionsräume
und die Schaufeloberflächen ausgeführt sein.
Beim Kohlendioxid ist, wie das aus der Tabelle 2 ersichtlich
ist, die Änderung des Molvolumens nur 3fach. Da
der wahre Druck aus zwei Komponenten zusammengesetzt ist,
aus der Wärme und Volumenkomponente, d. h. daß beim CO₂
der Druck vorwiegend als Wärmedruck auftritt, wogegen er
beim Wasserdampf mehr als Dichtedruck erscheint (sh. lit.
Quelle 1).
Jetzt können wir den WG eines thermodynamischen Kreisprozeß
für CO₂ ausrechnen:
U in = (U b′′ - U a′′) + (U c′′ - U d′′) + (U e′′ - U f′′) - V m° (P₁ - P o) (W p = 61,7 · 10-6 · 176,2 · 10-5)
U in = (35 - 8,24) + (35 - 29,5) + (35 - 29) - 1,087
U in = 37,17 kJ
Die aus dem Kreisprozeß abgeführte Wärme U cond = 4,52 kJ
(ohne kynetische Energie des Dampfes) beträgt und der WG:
Sogar ohne die Zwischenerwärmungen, der WG wäre auch ziemlich
hoch, würde 0,83 betragen.
Analogie mit Wasser als Arbeitsfluidum, bei dem ein WG der
Turbine 0,92 erzielbar ist, sollte bei CO₂ dieser etwa
0,95 sein, weil dieses Molekül eine größere Masse und ein
größeres Volumen hat. Da auch die Verdampfungs- und Kondensationsoberflächen
beim CO₂ geringer als beim Wasser sein
werden, sollte man auch kleinere Verluste von denen erwarten,
besonders deswegen, da das Wasser in Undichtigkeitsstellen
als Dampf wesentlich mehr Wärme in die Umgebung
abgibt.
Deshalb sollten beim CO₂ diese Verluste 20% (beim Wasser
25%) erwarten lassen und der WG sollte sein:
η ef = 0,878 · 0,95 · 0,80 = 0,667 oder 66,7%
Das ist eben mehr als ein doppelt so hoher Wert als beim
Wasser als Arbeitsfluidum. Aus der Analyse ist ersichtlich,
daß die Kondensationswärme bei CO₂ um 7mal niedriger
als beim Wasser ist (31,44/4,52 = 6,96), was auch bedeutet,
daß die Oberflächen des Verdampfers (Kessels) und
des Kondensers in gleichem Verhältnis kleiner sein sollten.
Die Kühlwasserkapazitäten sollen auch in dem Verhältnis
stehen, was bedeutet, daß auch bei maximalen Kapazitäten
der Kraftwerke in allen Fällen die Kühltürme mit Rezirkulation
verwendet werden können und die größten Kraftwerke
können unmittelbar beim Kohlenbergwerk gebaut werden
und damit große Ersparnisse im Kohlentransport darstellen.
Die großen Kohlenkraftwerke können auch in der
Nähe der großen Verbraucher gebaut werden (z. B. Aluminiumelektrolyse).
Wie aus der vorherigen Analyse hervorgeht, kann, falls die
Kondensation gleich in der Nähe des kritischen Punktes
(+31,4°C) erfolgt, der WG praktisch 1 sein. Diese Bedingung
ist beim CO₂ leicht zu erreichen, da die Umgebungstemperatur
und der kritische Punkt nahe beieinander liegen,
im Unterschied zu Wasser.
Es ist ganz logisch, daß die Flüssigkeit in der Nähe des
kritischen Punktes nicht mit der Zentrifugalpumpe verdichtet
werden kann, da in dem Falle die Kavitation viel stören
könnte. Deshalb soll eine Kolbenpumpe verwendet werden, da
in dem Falle immer ein Vordruck vorhanden ist, nicht ein
Unterdruck, wie bei der Zentrifugalpumpe. Es ist sehr
günstig, daß die Pumparbeit nicht verlorene Arbeit ist
(außer Reibung in dem Pumpenmotor), diese wird wieder in
den Kessel eingebracht. Die relativ niedrige kritische
Temperatur beim CO₂ bedingt, daß die Kühlwassertemperatur
nicht über 20-22°C ansteigen darf, was in einzelnen Fällen
(in den warmen Erdteilen) zusätzliche Kühlturmkühlung
oder größere Kühloberflächen erfordern kann.
Unter Voraussetzung, daß ein vergleichender Versuch in
einer für Wasser vorgesehenen Anlage durchgeführt wird,
um die theoretischen Voraussetzungen bestätigen zu können,
stellt sich logischerweise außer dem WG die Frage, wie die
wahre Leistung der Anlage ausfallen wird, da zwei Sachen
miteinander verbunden sind.
Für den Verdampfer und den Kondensator ist schon gesagt worden,
daß diese in jedem Fall kleiner sein sollen, aber mit
einer Turbine steht die Sache anders. Als erstes, die Turbinenstufe,
die für einen Druck von kleiner als 74 bar vorgesehen
ist, kann für CO₂ nicht verwendet werden, er ist
also ohne Nutzen.
Auf der Basis der Eigenschaften des CO₂ in bezug auf Wasser
sind auch andere Parameter unterschiedlich. Zum Beispiel,
da die Leistung der Turbine direkt von der Drehzahl
abhängt, sowie von der Anzahl der Mole des CO₂, die durch
die Turbine fließen, wird ihre Kapazität folgende sein:
- 1. Beim selben Anfangsdruck P₁, z. B. 250 bar, die Druckbeziehung zwischen Ein- und Ausgang der Turbine ist η₁ = (250 - 64,4)/(250 - 0,05) = 0,743d. h. die Druckdifferenz beim CO₂ ist um 26% niedriger.
- 2. Die Molekülmasse beim CO₂ ist wesentlich höher als beim H₂O und gemäß der Beziehung der Durchfluß von CO₂ durch die Turbine wird kleiner (in mol/s), d. h.:
- 3. Die Beziehung zwischen den inneren Energien CO₂ und H₂O ist: η₃ = 32,65 · 0,96/33,059 · 0,92 = 1,031
Dabei ist WG der Turbine als 0,96 für CO₂ und 0,92 für
H₂O als real genommen worden.
Wenn alle diese 3 Koeffizienten miteinander vermehrt werden,
bekommen wir eine Zahl 0,49, die uns sagt, daß wir nur 49%
der Leistung mit CO₂ in bezug auf Wasser haben werden. Das
sagt uns, daß bei der Projektierung der Turbine für CO₂
diese zweifach größer sein muß als eine Turbine für Wasser.
Soll auch erwartet werden, daß das interne Wärmeaustauschen
zwischen den Molekülen des CO₂ und den Schaufeln der Turbine
schneller ist, da die Konfiguration des CO₂-Moleküls
linear ist, und beim Wasser eher sphärisch ist, wodurch ein
intensiverer Wärmeaustausch bei Zusammenstößen zu erwarten
ist.
Da die Kompressibilität des CO₂-Moleküls in bezug zu Wasser
relativ hoch ist, kann erwartet werden, daß der Druckabfall
nicht so steil sein wird, als beim Wasser. Dies
bedeutet, daß die Konstruktion der Turbine unter leichteren
Bedingungen erfolgen kann und diese einfacher als beim
Wasser sein wird. Da auch eine regenerative Erwärmung des
Kondensats bei Verwendung von CO₂ nicht notwendig ist und
da keine flüssigen Tropfen auf den Schaufeln zu erwarten
sind, wird die Steuerung mit dem Prozeß einfacher und die
Automatisation ebenfalls.
Ein weiterer Vorteil des CO₂ in bezug zu Wasser besteht
darin, daß CO₂ auf den Schaufeln am Ausgang nicht kondensieren
kann und daß dadurch keine gefährlichen Vibrationen
verursacht werden können und die Kavitation der Schaufeln
und seine korrosive Wirkung in jedem Falle kleiner ist als
das beim Wasser der Fall ist.
Aus dieser Analyse kann man ersehen, daß nur eine Turbine
als Kraftmaschine durch ihre konstruktiven Möglichkeiten
(die große Anzahl der Schaufeln bzw. Schaufelkränze) es
ermöglichen, fast alle Wärmeenergie des gasartigen Fluidums
in mechanische Energie umzuwandeln. Kolben- und
Zylinder-Kraftmaschinen können nur vorwiegend die translatorische
Komponente der Energie in die mechanische Arbeit
umwandeln, da es sich hier um eine ganz kurze Zeitspanne
für den Energieaustausch handelt (die nur bei der Expansion
des Gases auftritt). Daher ist der WG bei diesen
Maschinen begrenzt und relativ klein. Deshalb ist es sehr
wichtig, besonders bei stationären Antriebsmaschinen (wie
Schiff-, Unterseebootsmaschinen und Lokomotiven usw.), den
Antrieb mittels der Turbine in einem Rückprozeß mit CO₂ zu
ersetzen, nicht nur also bei turbo-elektrischen Blöcken.
Auf diese Weise ist es theoretisch die einzige Möglichkeit,
daß der WG wesentlich vergrößert wird. Selbstverständlich
ist es illusorisch zu erwarten, kleine Innenverbrennungsmotoren
auch bei beweglichen Fahrzeugen durch CO₂-Turboblocks
zu ersetzen. Ebenfalls können auch die reaktiven
Düsenmotoren nicht einen wesentlich höheren WG als
Kolbenmotoren haben. Bei diesen Motoren wird meistens nur
die translatorische Energie der Gasmoleküle ausgenützt,
da bei der Vergrößerung des Volumens (Expansion) die Moleküle
sich schnell voneinander entfernen und es nicht zu
erwarten ist, daß die seine bedeutende Umwandlung der Rotations-
und Schwingungsenergie in die translatorische
Energie erfolgt, um so mehr, weil die Zusammenstöße der
Moleküle immer seltener sind. Sogar wenn die Expansion
im Vakuum bei 0 K geschehen wird, der WG wird nicht 1
sein (wie die jetzige Theorie behauptet), sondern wahrscheinlich
1/a, wobei "a" der sog. Entropiekoeffizient
bedeutet (sh. Literaturnachweis 1 und 2).
Um unsere Bahauptungen weiter experimentell zu bestätigen,
haben wir in der Fig. 5 einige praktische WG für einige
Frigene aufgeführt, die die japanischen Forscher erhalten
haben (Ishikawa N.: Fluorine Compounds, Modern Technology an
Applic. Tokyo, 1981 [Übersetzung - MIR,
Moskau 1984]). Der WG im Werte von im Durchschnitt 35% sind
schon bei Temperaturdifferenz bis 100° gewonnen und bis
300° wachsen diese sogar bis 70%, was nach jetziger
Thermodynamik unmöglich ist. Wir haben in der Fig. 5 in
ihrer oberen Tabelle gleichzeitig die physikalisch-chemischen
Charakteristiken verschiedener Arbeitsfluida angegeben.
Fig. 5 zeigt die Abhängigkeit des Wirkungsgrades (WG) von
der Temperatur (T) für verschiedene Fluida.
Die Leistungen der Versuchsblöcke betrugen bis 1000 kW
und mit diesen hat man die Möglichkeit der Ausnutzung der
Wärme der geothermalen Wasser, sowie die Temperaturdifferenz
im Meereswasser in verschiedenen Tiefen geprüft.
Nach neuer Theorie ist die Erklärung eines so hohen WG einfach.
Die mehratomigen Freonmoleküle haben eine um so höhere
Wärmekapazität, je mehr Atome im Molekül vorhanden sind und
in der Turbine erfolgt sukzessiv eine Verwandlung der
Rotations- und Schwingungsenergie in treibende translatorische
Energie, d. h., daß die Entropie ständig in Energie
verwandelt wird. Auch ist die Kondensationswärme der
Freone in bezug auf das Wasser relativ klein (da die Kondensationstemperaturen
auch nahe den kritischen liegen und
der End-WG ist deswegen hoch. Außer mit Freonen sind Experimente
auch noch mit Ammoniak und mit niedrigen Kohlenwasserstoffen
durchgeführt worden. Die Ergebnisse wären
mit Sicherheit die besten, wenn diese auch mit dem CO₂
durchgeführt worden wären, weil diese mit kleinen Anlagen,
mit kleinen Verlusten und relativ niedrigen Arbeitstemperaturen
durchgeführt wurden, so daß kleinere Verluste sich
auf den WG stärker auswirken.
Die vorliegende Erfindung wäre auf Basis der klassischen
Thermodynamik und unter Anwendung des jetzt definierten II.
Hauptsatzes nicht gemacht worden, dagegen wohl auf Basis
der neuen theoretischen Voraussetzungen.
Wie bekannt, hat Linde noch 1874 CO₂ in der Kühltechnik zu
verwenden versucht, was jedoch wegen seiner kleinen Wärmekapazität
beim Verdampfen (kleine Verdampfungswärme)
schnell vernachlässigt worden ist.
Dieser Nachteil in der Kühltechnik ist jedoch ein Vorteil
in der Energetik, d. h. eine dialektische Verbindung. Auf
einen so einfachen Zusammenhang wartete man mehr als 100
Jahre.
Kohlendioxid kann in turbo-energetischen Blöcken als Arbeitsfluid
auf zweierlei Art Verwendung finden und zwar:
- 1. In einem binären Kreislaufprozeß, in dem im sekundären
Teil CO₂ verwendet wird und der imprimäre Teil, wie
normal, mit Wasserdampf arbeitet. Für das Verdampfen
und das Überhitzen des CO₂ wird Kondensationswärme
des ermüdeten Wasserdampfes, z. B. mit nur einer Temperatur
von mehr als 200°C verwendet.
Bei Verwendung eines ähnlichen wie vor beschriebenen Arbeitsprozesses, beträgt in dem Prozeß die verlorene Energie (Anergie): H cond + 0,08 · U in = 31,441 + 0,08 · 64 = 36,561 kJ/molkönnte im sekundären Kreis um etwa 80% ausgenützt werden und der wahre Verlust wäre nur:36,561 · 0,2 = 7,31 kJ/molAuf diese Weise wäre der thermodynamische WG summarisch sogar:(64 - 7,31)/(64 = 0,886 oder praktisch 0,886 · 0,75 = 0,664was wieder doppelt so hoch ist, als beim Wasserdampf allein im Monokreis. Selbstverständlich ist die Steuerung mit einem binären Prozeß komplizierter und die Synchronisation ist schwierig zu regeln, es sind mehrere Haltezeiten zu erwarten, was auf der End-WG alles reflektieren würde. - 2. Durch Bildung von einem unabhängigen turbo-energetischen Block mit 1 bis 3 Überhitzungen des CO₂-Dampfes, ohne der regenerativen Erwärmung des Kondensats. Der Kreisprozeß würde sich gemäß dem Diagramm auf Fig. 4 abwickeln. Es würde eine 2- oder 3stufige Turbine der optimalsten Konstruktion und Ausführung verwendet, gemäß eben den Forderungen, die die technischen Parameter des CO₂ bedingen. Sogar besteht eine Möglichkeit in bezug auf Wasserdampf, daß man die Anfangstemperatur des CO₂ auf 400°C reduziert, daß die Kondensationstemperatur in der Nähe des kritischen Punktes, d. h. 28-30°C eingehalten wird, so daß doch der WG hoch bleibt, sogar 70-80%. Die damit etwas verlorene Wärmeleistung könnte mit erhöhtem Druck kompensiert werden. Was das alles apparativ und in der Zuverlässigkeit bedeuten würde, ist unnötig darüber zu sprechen.
Außer dem zwei erwähnten Möglichkeiten für die Durchführung
des Arbeitsverfahrens mit CO₂ als Arbeitsfluid können diese
Verfahren auch bei allen Produktionseinheiten hoher
Leistung, z. B. über 1000 kW (1 MW), wie bei Schiffs- und
Unterseeboots-Motoren, den Eisenbahnlokomotiven, bei
energetischen stationären Aggregaten in der Industrie,
also überall dort, wo heute bei der Verwendung von Innenverbrennungsmotoren
(am häufigsten sind das Dieselmotoren)
manchmal noch Dampfmaschinen gebräuchlich sind, Verwendung
finden.
Dem Monokreislauf mit CO₂ als Arbeitsfluidum inklusiv
den Kesseln (Verdampfer) und Überhitzer, Kondensator, Kondensatpumpe,
Turbine und die Regeleinrichtungen, sollten
in keinem Fall Dieselmotoren vorgezogen werden und von diesem
Gesichtspunkte sollte kein Grund vorhanden sein, diese
besonders bei größeren Leistungen auf Basis von Erdöl
oder Gas und sogar Atomkernreaktor arbeitenden Maschinen
nicht zu ersetzen. Es ist nicht erforderlich zu erwähnen,
daß in allen diesen Fällen feste Brennstoffe verwendet
werden könnten.
In Fig. 6 der Zeichnungen ist ein Verfahrensschema für die
erfindungsgemäße Versuchsanlage einer experimentalen turbo-energetischen
Arbeitseinheit dargestellt. In dieser bedeuten:
23 - ein Metallgefäß für ein Bad mit Woodscher Legierung,
24 - ein elektrischer Heizkörper,
25 - ein Stromzähler,
26 - ein Verdampfer,
27 - ein Dampfüberhitzer,
28 - eine dreistufige Turbine,
29 - ein elektrischer Generator,
30 - ein Gefäß für flüssiges CO₂,
31 - ein Kondensator,
32 - eine Kolbenpumpe,
33 - ein Durchflußmesser.
24 - ein elektrischer Heizkörper,
25 - ein Stromzähler,
26 - ein Verdampfer,
27 - ein Dampfüberhitzer,
28 - eine dreistufige Turbine,
29 - ein elektrischer Generator,
30 - ein Gefäß für flüssiges CO₂,
31 - ein Kondensator,
32 - eine Kolbenpumpe,
33 - ein Durchflußmesser.
In einer Verdampfungsrohrbatterie, die in ein Bad aus
Woodscher Legierung (Pb-Sn-Bi-Cd), schmelzbar schon ab
50°, eingetaucht ist, verdampft das Kohlendioxid unter
überkritischem Druck (z. B. 250 bar). Die Woodsche Lösung
soll als ein guter Wärmeleiter die Temperaturausgleichung
schnell erreichen, besser als z. B. ein leicht
schmelzbares Salz. Die Temperatur wird dabei automatisch
im Bereich z. B. bis 600° geregelt.
Die Erwärmung des Bades wird mit elektrischem Strom durchgeführt,
dessen Hauptanteil aus dem Turbo-Generator kommt
und nur ein kleiner Teil aus dem Netz, praktisch werden
damit nur die unentbehrlichsten Verluste im Anheizprozeß
hinzugegeben. Das Verdampfen von kondensiertem CO₂
geschieht z. B. bis 200°, um evtl. gefährliche Vibrationen
der Batterie zu vermeiden. Das Überhitzen geschieht mit
höheren Temperaturen in anderen Teilen des Bades bis 600°C.
Expansionen des CO₂-Dampfes und die Zwischenpasen-Überhitzungen
erfolgen gemäß dem Diagramm in Fig. 4.
Im Kondensator 31 wird der ermüdete Dampf unter dem Druck von
70-74 bar kondensiert und auf eine Temperatur zwischen 28-30°
gebracht, die automatisch eingehalten wird. Unter diesen
Bedingungen wird CO₂ mit einem gut dimensionierten
Kondensator leicht flüssig, wobei die Kondensationswärme
- als einziger thermodynamisch bedingter Verlust - minimal
ist und ca. 3 kJ/mol beträgt und einen sehr hohen WG von
über 90% ermöglicht, sowie die Einhaltung eines stabilen
Kondensates für die weitere Arbeit.
Das Gefäß 30 enthält eine genügende Menge des Kondensats
für die Arbeit des Verfahrens, wobei sich das Kondensat
von evtl. vorhandenen Gasbeimengungen (N₂, O₂, CO) entlüftet
und ein Nachfüllen von kondensiertem Gas von außen,
als Ersatz der im Prozeß verlorenen Menge, möglich ist.
Eine Kolbenpumpe 32 arbeitet im Tandem (paarweise), über
den Durchflußmesser 33 wird das Kondensat in den Verdampfer
geleitet. Der Antrieb dieser Pumpen kann mit
einem separaten Aggregat mit einem Elektromotor gelöst
werden.
Durch Ausnutzung des hohen Druckes des Verdampfers und der
anschließenden Abkühlung kann die Wärme des Bades für
ein Überpumpen des Kondensats dienen. Alle wichtigen Punkte
der Anlage sind mit den Thermometern, Manometern und Durchflußmessern
versorgt, um alle Parameter zu messen. In der
Anlage kann der WG in einem Temperaturintervall 300-600°
und der Druckintervall von 200-400 bar bestimmt werden,
wobei auf dieser Basis später eine größere Anlage projektiert
werden kann. Bei einer kleineren Anlage (z. B. 100 kW)
sollen die Verluste nicht mehr als 5% betragen, unter der
Bedingung, daß alle Oberflächen gut isoliert sind, d. h.
daß auch bei der Anlage mit der WG mit genügender Genauigkeit
bestimmt werden kann. Nach dieser Vorlage kann
später ein größerer Pilot-Plant-Block für 1-10 MW projektiert
werden und zwar mit flüssigem Brennstoff und Berücksichtigung
aller Parameter für die Projektierung des
großen Arbeitsblocks; für Temperaturen bis 300°C kann anstelle
des Woodschen Metalls eine organische Flüssigkeit
verwendet werden, z. B. Diphyl.
Alle Positionen der Anlage müssen mit Hochdruck geprüft
werden gemäß den Sandarden.
Was die Prüfung der Stahlstärken und anderer Materialien
betrifft, kann die Pilot-Anlage endgültig diese Angaben
übernehmen. Durch die praktische Durchführung des Baues der
Arbeitsanlage gibt es kein technisches Hindernis, das unlösbar
erscheinen könnte. Durch die neue Thermodynamik wird
ein neuer Weg zur Umwandlung von Wärme in mechanische Arbeit
eröffnet, was eine kolossale Bedeutung für die weitere
Entwicklung haben wird.
Auf diese Weise werden die bestehenden Naturbrennstoffquellen
viel länger als jetzt vorgesehen vorhalten, wahrscheinlich
länger als bis zum Ende des nächsten Jahrhunderts.
Sogar wenn dann ein Traum über Verwirklichung der Ausnutzung
der Kernfusionsenergie in Erfüllung gehen sollte,
verliert diese Erfindung nichts an ihrer Bedeutung.
Claims (2)
1. Verfahren zur Umwandlung von Wärmeenergie in mechanische
Arbeit in einem turbo-energetischen Block,
dadurch gekennzeichnet, daß in einem
thermodynamischen Kreislaufprozeß stabiles und die Materialien
und Umgebung nicht angreifendes, eine Steigerung
des thermodynamischen Wirkungsgrades bis über 90%
ermöglichendes Kohlendioxid bzw. sein überhitzter Dampf
als Arbeitsmedium verwendet wird, wodurch durch die physikalisch-chemischen
Parameter des Kohlendioxides eine
wirtschaftliche Fertigung der Arbeitsblöcke mit im wesentlichen
kleinen Abmessungen ermöglicht wird.
2. Verfahren zur Umwandlung der Wärmeenergie in mechanische
Arbeit nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
daß es ermöglicht wird, die bei Verwendung von
bisher üblichem Wasserdampf als Arbeitsmedium bisher auftretenden
Arbeitstemperaturen von 540-560°C bis auf 400-500°C
zu senken, durch Verwendung von die Lebendauer des
turbo-energetischen Blockes steigernden, die Korrosion der
Oberflächen derselben senkenden und die Konstruktion der
Arbeitsteile vereinfachenden Kohlendioxid als Arbeitsmedium.
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
YU93188 | 1988-05-13 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE3915618A1 true DE3915618A1 (de) | 1989-11-23 |
Family
ID=25552051
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19893915618 Withdrawn DE3915618A1 (de) | 1988-05-13 | 1989-05-12 | Verfahren zur umwandlung von waermeenergie in mechanische arbeit in einem turbo-energetischen block mit kohlendioxid als arbeitsfluidum |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE3915618A1 (de) |
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