KR20200058382A

KR20200058382A - 효율적인 열 회수 엔진

Info

Publication number: KR20200058382A
Application number: KR1020207004620A
Authority: KR
Inventors: 노엘 제프리 바톤
Original assignee: 카프리콘 파워 피티와이 엘티디
Priority date: 2017-08-09
Filing date: 2018-08-06
Publication date: 2020-05-27
Also published as: CN111133187B; JP2023082139A; EP3665379A4; CA3072368A1; EP3665379B1; US20210148305A1; WO2019028491A8; CN111133187A; ZA202000746B; US11199157B2; AU2018315619A1; JP2020529550A; PH12020500256A1; KR102640548B1; MX2020001643A; WO2019028491A1; EP3665379A1

Abstract

열 회수 엔진(5)은 엔진 내의 폐쇄 루프에서 흐르는 가스 스트림의 압력, 밀도 및 온도를 증가시키는 압축기(15)로서, 압축기 입구의 베이스 시스템 압력(10)에서 가스 스트림을 갖는, 상기 압축기; 상기 가스 스트림으로부터 파워를 수신하는 동시에 상기 베이스 시스템 압력 바로 위로 압축될 때 상기 가스 스트림의 압력을 감소시키는 팽창기(30); 상기 팽창기(30)의 하류 가스 스트림으로부터 상기 압축기(15)의 하류 가스 스트림으로 열 에너지를 전달하여 대략 일정한 압력에서 상기 압축기(15)의 상기 하류 가스 스트림의 온도를 증가시키는 복열기(20); 상기 복열기(20)로부터 빠져 나온 후 대략 일정한 압력으로 상기 가스 스트림에 추가 열 에너지를 제공하는 히터(25); 가열원(40) 및 상기 가열원(40)으로부터 상기 히터(25)로 열 에너지를 전달하기 위한 수단(45); 상기 압축기에서 압축하기 전에 상기 가스 스트림을 냉각시키는 냉각기(35); 상기 냉각기(35)로부터 환경으로 열을 전달하기 위한 열 에너지 전달 디바이스; 상기 압축기 및 상기 팽창기의 작동을 보장하고 기계적으로 또는 전기적으로 잉여 파워를 제거하기 위한 작동 디바이스; 상기 압축기(15), 복열기(20), 히터(25), 팽창기(30) 및 냉각기(35) 사이에서 상기 가스 스트림을 전달하기 위한 복수의 단열 덕트를 포함한다.

Description

효율적인 열 회수 엔진

본 발명은 엔진 배기 열의 복열(recuperation)을 갖는 브레이톤-사이클(Brayton-cycle) 가스 엔진을 특징으로 하는 개선된 시스템을 통한 발전(power generation)에 관한 것이다.

이산화탄소가 대기로 방출되고 화석 연료가 고갈되는 것에 대한 대중의 관심이 높아짐에 따라 에너지 효율, 재생 가능 에너지의 사용 및 가용 자원 활용 개선에 더욱 중점을 두고 있다. 다른 중요한 고려 사항은 발전 장비의 자본 비용을 줄이고 원하지 않는 환경적 또는 사회적 영향을 피하는 것이다. 폐기물 산업 프로세스 열, 엔진 배기 열, 혐기성 소화로부터의 바이오 가스, 매립 가스, 바이오 매스 연소, 태양열 파워 등과 같은 폭넓게 이용 가능한 가열원에 의해 파워공급 될 수 있는 효율적인 엔진을 개발하는 것이 바람직하다. 이러한 디바이스를 일반적으로 열 회수 엔진(heat recovery engine)이라고 한다.

거의 모든 열 회수 엔진은 작업 매체(working medium)로 증기 또는 유기 유체를 사용하는 랭킨 사이클(Rankine cycle)을 기반으로 한다. 스팀 랭킨 사이클은 신뢰할 수 있고 매우 잘 확립되어 있지만 그럼에도 불구하고 단점이 있다. 이들은 매우 높은 작동 압력, 높은 작동 온도 및 배기 증기를 물로 응축해야 하는 필요성을 포함하며, 이는 특히 공기 냉각이 채용되는 경우 파워를 낭비한다. 더욱이, 증기 랭킨 사이클의 효율은 복잡한 강화 개선이 사용되지 않으면 높지 않다. 이러한 강화 개선은 초 임계 압력에서의 작동, 증기 배출에 의한 급수 예열 및 증기 재가열 뒤에 2 차 팽창을 포함한다. 이러한 속성은 증기 랭킨 사이클 시스템의 특정 자본 비용이 높고 그것들이 주로 유틸리티 규모, 전형적으로 100MW 이상에서 사용됨을 의미한다.

유기 랭킨 사이클은 일반적으로 이용 가능한 가열원이 100 - 300℃ 범위에 있을 때 거의 전적으로 서브 유틸리티 규모에 있을 때 사용된다. 다시 해당 기술은 성숙하지만 단점은 여전히 존재한다. 이들은 여러 가지 독성이 있어 온실 효과에 영향을 미치거나 값 비싸거나 바람직하지 않은 열 물리적 특성을 갖는 작업 유기 재료의 사용을 포함한다. 게다가, 펌프 및 터보-팽창기(expander)의 효율은 서브 유틸리티 규모에서 높지 않다. 작업 매체의 선택은 이용 가능한 비등(boiling) 및 응축 온도에 의존할 것이고, 응축은 비교적 좁은 온도 범위에서 발생하는데, 이는 불가피하게 응축기(condenser)가 실질적인 보조 파워 요건을 갖는다는 것을 의미한다.

열 회수 엔진의 다른 가능성은 이론적으로 카르노 효율(Carnot efficiency)을 갖는 스털링 사이클(Stirling cycle)이다. 스털링 사이클은 알파, 베타 및 감마 유형과 같은 여러 구성으로 이용 가능하다. 모든 종류는 높은 효율성과 넓은 표면적을 가지면서도 데드 스페이스(dead space)는 무시할 수 있고 최소 내부 비가역성을 갖는 내부 열 교환 컴포넌트가 필요하기 때문에 실질적인 한계가 있다. 이러한 디자인 제약 조건은 일반적으로 스털링 엔진의 개별 비용(specific cost)이 높고 과도 열 전달 손실로 인해 효율이 현저히 서브-카르노(sub-Carnot)인 것을 의미한다. 결과적으로, 스털링 엔진은 랭킨 사이클 시스템의 광범위한 채택에 비해 틈새 시장만 포착한다.

브레이톤 사이클(Brayton-cycle) 엔진 (때대로 줄(Joule) 엔진이라고도 함)은 다른 유형의 열 회수 엔진이다. 1872 (US 125,166)의 브레이톤(Brayton)의 특허는 액체 또는 가스 연료의 연소에 의해 파워공급되는 개방 사이클 피스톤 실린더 디바이스에 관한 것이다. 기본 형태에서, 공기는 하나의 실린더에서 압축되고, 거의 일정한 압력에서 중간 용기에서 연소가 발생하였고, 가열된 공기 및 연소 산물(product)은 제 2 실린더에서 팽창되었다. 브레이톤의 엔진은 기계식 발전, 특히 초기 잠수함의 추진력을 위해 사용되었다.

브레이톤의 개념은 다른 것들에 의해 앞에서 고려되었다. 브레이톤 사이클의 기본 형태를 제안한 첫 번째는 Barber였으며, 이의 1791 특허 (UK 1,833)는 당시의 기술을 적용할 수 있는 것은 아니지만 올바른 원리를 제안했다. 그의 4 실린더 디바이스는 실험 단계를 넘어서지 않았음에도 불구하고 1860 William Siemens (UK 2,074)에 의해 다른 버전이 특허를 받았다.

브레이톤 사이클과 관련된 초기 특허는 1833에 Ericsson의 특허 (UK 6,409)로, 브레이톤의 1872 특허의 폐쇄 루프 선행 모델이며 추가적으로 배기 열 복열 기능을 추가적특징으로 한다. 복열기(recuperator), 또는 때때로 알려진 바와 같은 재생기 또는 이코노마이저(economiser)는 밸브리스(valveless) 열풍 엔진을 대한 것으로 스털링의 1816 특허 (UK 4,081)에 도입되었다. Ericsson의 엔진은 당시에 받아 들여진 열 칼로리(caloric) 이론 (칼로리 : 보이지 않는 자기 반발 재료)에 따른 칼로리 엔진(caloric engine)으로 알려져 있다. Ericsson은 수많은 열풍 및 증기 엔진을 개발했으며 1850년대 특허에서 가장 잘 알려진 발명품으로 압축 및 팽창 시 온도 변화를 줄이는 기능, 즉 가능한 한 등온 (일정한 온도)으로 압축 및 팽창을 위한 기능을 도입 했다. Ericsson의 1856 특허 (US 14690)는 단 하나의 실린더와 단일 피스톤의 측면에 압축 및 팽창 챔버가 있는 개방 사이클 복열 피스톤 실린더 엔진에 관한 것이다. 이 개념의 성공 여부는 압축기(compressor) 챔버에서 데드 스페이스를 정확하게 사용하는데 달려 있다. 만약 불충분한 데드 스페이스가 사용되면, 팽창 챔버로부터 배기는 상승된 압력 그에 의해 에너지 낭비이다. 반대로, 데드 스페이스가 너무 많이 사용되면 팽창 챔버으로부터의 배기는 대기압 이하가 될 것이고, 다시 에너지를 낭비하게 된다. Ericsson이 단일 피스톤 변형을 사용하지 않았다는 사실은 데드 스페이스를 충분히 정확하게 제어할 수 없었음을 나타낸다. 더구나, 이 1856 특허는 대기압(ambient pressure)에서 공기 흡입구(air intake)가 있는 개방 회로 엔진에 대한 것이며, 이는 가압 폐쇄 회로의 장점, 즉 엔진의 다양한 컴포넌트를 통한 더 큰 파워 밀도 및 감소된 내부 압력 손실의 장점 무시를 의미한다.

관련된 개발은 일반적으로 석탄 연소된 외부 가압로(pressurised furnace)를 통해 압축 공기를 라우팅하는 개방 사이클 피스톤 실린더 엔진인 퍼니스 엔진(furnace engine)의 개발이다. 19 세기에 이러한 엔진을 많이 제작되었고, Cayley는 일반적으로 가장 초기의 제안자 (1807)로 인정되었다. 이들 엔진은 엔진 내부 표면에 불필요한 재료가 쌓이는 파울링(fouling)에 매우 취약하다.

1872 이후, 브레이톤의 피스톤-실린더 연소 엔진은 오토(Otto)와 디젤 사이클의 급속한 발전에도 불구하고 결국 실패했다. 1940년대부터 브레이톤 사이클 엔진의 개발은 터보 기계의 형태였으며 처음에는 항공용 그런 다음 발전용이었다.

브레이톤 사이클 열 회수 엔진은 수년 동안 터보 기계에서 연구되었다. US 특허 20070256424 (결합된 브레이튼 사이클 발전에서의 열 회수 가스 터빈)에서, Briesch et al.은 종래의 개방 사이클 가스 터빈에 대한 바닥 사이클(bottoming cycle)로서 작동하는 열 회수 브레이톤 사이클 터빈을 개시한다. 이러한 터보 기계 열 회수 디바이스는 압축 및 팽창 손실에 의해 악영향을 받고, 복열되지 않으며, 전형적으로 4와 6 사이의 압력 비율로 작동하며, 시스템의 피크 온도가 높은, 적어도 500℃가 아니면 파워 출력과 효율을 거의 수락할 수 없다. 이 제한은 Poirier et al.의 개념에도 또한 적용되고 그는 US 4,215,553 에서 저압 비율로 작동하는 복열 브레이톤 사이클 터보 기계 엔진을 통해 태양열 발전을 제안했다.

브레이톤 사이클 엔진의 또 다른 가능한 아키텍처는 Mikalsen과 Roskilly, WO 2010/116172에 의해 제시된 프리 피스톤 개념(free-piston concept)을 기반으로 한다. 그것들은 피스톤 실린더 브레이톤 사이클 엔진이 구동계(drivetrain)의 마찰 손실에 대해 높은 감도를 가지고 있으며, 이는 그것들의 프리 피스톤 접근법에는 없었다. 프리 피스톤 접근법의 주요한 한계는 피스톤을 제어하는데 있는데, 왜냐하면 잠재적으로 심각한 결과를 초래할 수 있는 "오버스트로킹(overstroking)"의 위험이 항상 있기 때문이다. 따라서, 프리 피스톤 엔진은 정교하고 값 비싼 제어 메커니즘을 필요로 하며, 가능하면 피하는 것이 좋다.

대부분의 피스톤 실린더 브레이톤 사이클 엔진은 밸브를 가지며, 이는 앞에서 언급된 스털링 엔진과의 중요한 차이점이다. 일부 경우에, 밸브 작동 제어는 예를 들어 공개 공보 WO 2011/018663에서 Rampen 및 Costello에 의해 설명된 엔진의 출력을 제어하는데 사용될 수 있다. 가변 밸브 작동은 가요성의 엔진 출력의 형태로 이점을 가져올 수 있지만 가변 작동 스케줄을 갖는 센서 및 밸브의 광범위한 사용에 의존한다. 이러한 접근 방식에서는 단순성이 사라진다.

US 2008/0276615에서, Bennett은 피스톤 실린더 브레이톤 사이클 엔진을 위한 새로운 유형의 밸브, 아마도 폐쇄 루프 및 아마도 복열(recuperated) 밸브를 설명한다. Bennett의 밸브는 응력이 가해지지 않은 위치에서 고조파 진동을 사용하여, 고조파 진동의 엔드 지점들에서 전체 밸브 폐쇄 또는 전체 밸브 개방에 도달한다. 이 개념에서, 캠 샤프트(camshaft)는 필요하지 않지만, 고조파 사이클의 특정 단계에서 밸브를 홀딩(hold)하기 위해 빠르게 작용하는 래칭 메커니즘(latching mechanism)이 필요 하다. 이 래칭 메커니즘의 빠른 마모가 예상될 수 있다. Bennett은 또한 단일 실린더 브레이톤 사이클 엔진의 압력 변동을 줄이기 위해 분로(shunts) 및 축압기(accumulator)를 도입한다. 이러한 변동은 멀티 실린더 엔진, 특히 복열시에는 엔진의 다양한 컴포넌트 주위에 상당한 양의 가스가 분배되는 경우에 그렇게 중요하지 않다.

따라서, 액세스 가능한 온도 범위 (150 - 600℃)에서 20 bar 이하의 압력에서 우수한 효율로 작동할 수 있는 열 회수 엔진에 대한 요구가 있다. 바람직한 특징은 단순성, 소형성, 최소 마찰 손실, 공기 냉각, 바람직하지 않거나 값 비싼 작업 재료의 회피, 최소 내부 비가역성 및 단독으로 10 kW 내지 1 MW 규모로 및 최대 유틸리티 규모까지의 모듈식 방식으로 배치될 수 있는 성능을 포함한다. 한정되는 것은 아니지만, 폐기물 산업 프로세스 열, 엔진 배기 열, 혐기성 소화로부터의 바이오 가스, 매립 가스, 바이오 매스 연소, 지열 에너지, 응집된 태양열 에너지 및 잠열 또는 현열 저장과 함께 핵 에너지와 같은 다양한 가열원을 이용할 수 있는 능력이 또한 바람직할 것이다.

본 발명의 목적은 종래 기술의 하나 이상의 단점을 실질적으로 극복하거나 적어도 개선하거나 적어도 유용한 대안을 제공하는 것이다.

본 발명의 일 양태는 다음을 포함하는 열 회수 엔진을 제공한다 :

상기 엔진 내의 폐쇄 루프에서 흐르는 가스 스트림의 압력, 밀도 및 온도를 증가시키는 압축기로서, 압축기 입구의 베이스 시스템(base system) 압력에서 가스 스트림을 갖는, 상기 압축기;

상기 가스 스트림으로부터 파워를 수신하는 동시에 상기 베이스 시스템 압력 바로 위로 압축될 때 상기 가스 스트림의 압력을 감소시키는 팽창기;

상기 팽창기의 하류(downstream) 가스 스트림으로부터 상기 압축기의 하류 가스 스트림으로 열 에너지를 전달하여 대략 일정한 압력에서 상기 압축기의 상기 하류 가스 스트림의 온도를 증가시키는 복열기(recuperator);

상기 복열기로부터 빠져 나온 후 대략 일정한 압력으로 상기 가스 스트림에 추가 열 에너지를 제공하는 히터;

가열원 및 상기 가열원으로부터 상기 히터로 열 에너지를 전달하기 위한 가열 디바이스;

상기 압축기에서 압축하기 전에 상기 가스 스트림을 냉각시키는 냉각기(cooler);

상기 냉각기로부터 환경(environment)으로 열을 전달하기 위한 열 에너지 전달 디바이스;

상기 압축기 및 상기 팽창기의 작동을 보장하고 기계적으로 또는 전기적으로 잉여 파워를 제거하기 위한 작동 디바이스;

상기 압축기, 복열기, 히터, 팽창기 및 냉각기 사이에서 상기 가스 스트림을 전달하기 위한 복수의 단열 덕트(insulated duct).

바람직하게는, 상기 열 회수 엔진은 고정된 낮은 압축기 압력 비율로 작동한다.

바람직하게는, 상기 압축기 및 팽창기는 양의 변위 디바이스(positive displacement device)이다.

바람직하게는, 상기 양의 변위 디바이스는 복수의 실린더 및 피스톤을 갖는 피스톤-실린더 메커니즘을 갖는다.

바람직하게는, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 상기 피스톤의 양측에 챔버 사용을 통해 상기 실린더내에서 복동(double-acting)한다.

바람직하게는, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 상기 압축기와 상기 팽창기 사이에 쌍의 다이렉트 링키지(pairwise direct linkage)를 갖는다.

바람직하게는, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 크랭크 샤프트를 접합하는 연결 로드를 상기 피스톤의 피스톤 로드에 측방으로(laterally) 제한하는 크로스헤드 메커니즘(crosshead mechanism)을 갖는다.

바람직하게는, 상기 다이렉트 링키지는 상기 크랭크 샤프트에 의해 인가되는 토크에 의존하지 않고, 가능한 많은 상기 압축기 워크로드가 상기 피스톤에 의해 직접적으로 충족되도록 질량 및 작동 속도에 대해 선택된다.

바람직하게는, 상기 피스톤-실린더 메커니즘의 밸브는 상기 팽창기의 실린더 상의 캠 샤프트에 의해 작동된다.

바람직하게는, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 피스톤 링이 포착(seize)되는 것을 방지하기 위한 냉각 메커니즘을 포함한다.

바람직하게는, 상기 냉각 메커니즘은 상기 피스톤으로부터 팽창하기 위해 상기 챔버 내로 연장되는 단열 크라운 연장부(insulating crown extension)를 포함한다.

바람직하게는, 상기 복동 피스톤-실린더 메커니즘은 일정한 반경의 단일 실린더 내에서 작동 가능하고, 상기 피스톤의 일 측면에서 압축되고 상기 피스톤의 다른 측면에서 팽창하여, 압축을 위한 상기 챔버의 데드 스페이스(dead space)가 실질적으로 최적화된다.

바람직하게는, 상기 가열원은 저장된 잠열 또는 현열(sensible thermal) 에너지, 혐기성 소화 또는 매립 가스로부터의 바이오 가스의 연소, 바이오 매스의 연소, 폐기물 산업 프로세스 열, 엔진 배기 열, 지열 에너지 또는 응집된 태양 열 에너지에 의해 제공된다.

바람직하게는 열 회수 엔진이 사용되는 열 에너지를 전기 에너지로 변환하는 프로세스.

본 발명의 바람직한 실시예는 이제 첨부 도면을 참조하여 단지 예로서 설명될 것이다.
도 1의 열 회수 엔진을 위한 플로우 시트의 개략도이다;
도 2는 압축기 압력 비율 및 작업 가스 온도의 함수로서 열 회수 엔진의 출력을 나타내는 차트이다;
도 3은 피스톤 크라운 연장부(extension)와 함께 팽창 실린더 상의 중간 실린더 냉각 존의 개략도이다;
도 4는 크랭크 샤프트에 의해 작동되고 압축기와 팽창기 피스톤 사이에 직접적인 기계적 연결이 있는 모든 밸브를 갖는 125kW 열 회수 엔진의 도면이다;
도 5는 압축 챔버에 상당한 데드 스페이스를 포함하여 일정한 반경의 실린더 내에서 이동하는 피스톤의 반대쪽에서 압축 및 팽창이 일어나는 엔진의 개략도이다.
도 6은 두 개의 압축 프로세스에 대한 P-V 다이어그램을 보여주는 차트이고, 하나는 최소 데드 스페이스가 있고, 다른 하나는 상당한 데드 스페이스가 있다.

도 1을 참조하면, 폐쇄 회로 복열 피스톤 실린더 브레이톤 사이클 열 회수 엔진(5)이 여기에 개시된다. 베이스 시스템 압력 (10)에서의 가스 스트림은 압축기 (15)에 의해 압축되어 가스 스트림의 압력 및 온도를 증가시킨다. 압축기 (15)에서 배출되는 가스 스트림은 팽창기 (30)를 빠져 나가는 가스 스트림으로부터 열 에너지를 수용하기 위해 복열기(recuperator) (20)로 이송된다. 복열기 (20)에서, 압축기 (15)를 빠져 나가는 가스 스트림의 온도는 대략 일정한 압력으로 상승된다. 복열기 (20)를 빠져 나가는 가스 스트림은 온도가 대략 일정한 압력에서 피크 작동 온도로 상승되는 히터 (25)로 이송된다. 히터 (25)를 빠져 나가는 가스 스트림은 팽창이 발생하는 팽창기 (30)로 이송되고, 가스 스트림의 압력은 베이스 시스템 압력 바로 위까지 낮아지고 온도 및 밀도도 또한 낮아진다. 팽창기 (30)를 빠져 나가는 가스 스트림은 복열기 (20)로 이송되고, 언급된 바와 같이, 팽창기 배기 스트림에서 열 에너지는 압축기 (15)를 나가는 가스 스트림으로 이송된다. 회로를 완성하기 위해, 복열기 (20)를 빠져 나가는 가스 스트림은 냉각기 (35)로 이송되며, 여기서 온도는 대략 베이스 시스템 압력에서 낮아진다.

플로우 시트는 가열원 (40) 및 이 가열원으로부터 히터 (25)로 열을 전도하기 위한 가열 디바이스 (45)를 갖는다. 한정되는 것은 아니지만, 저장된 잠열 또는 현열(sensible hear), 바이오 가스 또는 매립 가스와 같은 폐가스의 연소, 바이오 매스의 연소, 폐기물 산업 프로세스 열, 엔진 배기 열, 지열 에너지, 응집된 태양열 에너지를 포함하는 가열원 (40) 및 가열 디바이스 (45)에 대한 많은 가능성이 있음에 주목한다. 또한 냉각기(cooler) (35)는 액체 또는 공기 냉각을 포함할 수 있는 냉각 디바이스 (50)에 의해 냉각되고, 또한 입구 냉각이 적용되는 경우 주위 온도 미만으로 냉각을 수반할 것이다.

압축기 (15) 및 팽창기 (30)는 압축 및 팽창 손실을 허용 가능한 낮은 레벨로 유지하기 위해, 반드시 피스톤-실린더일 필요는 없지만 전형적으로 양의 변위 디바이스(positive displacement device) 이다. 본 출원에서 피스톤-실린더 디바이스에 대한 선호는 단지 예일 뿐이고, 양의 변위 디바이스에 대한 다른 가능성을 배제하지 않음에 유의해야 한다. 압축기 (15) 및 팽창기 (30)의 피스톤은 피스톤 로드(rod) (55)를 통해 크랭크 크랭크 (65) 및 연결 로드 (70)에 의해 왕복 운동 방식(reciprocal fashion)으로 작동되는 강성 연결 메커니즘 (60)에 연결된다. 크랭크 샤프트 (65)는 압축기 (15) 및 팽창기 (30)의 작동을 유지하고, 또한 사이클에서 생성된 잉여 파워를 제거한다(take off).

작업 가스 스트림 (10)은 도 1에 도시되지 않은 밸브를 통해 단동식(single-acting) 또는 복동식(double-acting)일 수 있는 압축기 (15) 및 팽창기 (30)로 유입된다. 아래에 설명되는 이유로, 이들 밸브 (특히 팽창기 실린더의 입구 밸브)는 예를 들어 캠 샤프트 (도시되지 않음)에 의해 작동되는 바와 같이 각각의 엔진 회전 동안 고정 지점에서 개폐된다.

강성 연결 메커니즘 (60)은 왕복 운동으로 인한 마찰 손실을 최소화하기 위해 윤활 또는 다른 수단을 특징으로 하는 크로스헤드 가이드 (75)에 의해 왕복 운동 방식으로 이동하도록 제한된다. 이러한 구성으로 인해 피스톤과 실린더 벽 사이에 최소의 측방 힘(lateral force)이 존재하여 마찰 손실이 그렇게 함으로써 감소된다. 또한, 왕복 운동 컴포넌트의 질량 및 작동 속도는 압축기 워크로드가 팽창기의 피스톤으로부터의 출력에 의해 직접 충족되도록 선택될 수 있다. 이것은 어떠한 양의 변위 메커니즘이 채택되더라도 최소한의 요구 사항으로 팽창기와 압축기 사이에 직접 연결될 것이다. 도 1에 도시된 바와 같은 피스톤-실린더 실시예에서, 팽창기 (30)의 피스톤은 압력 힘에 의해 작동되고, 강성 연결 메커니즘 (60)을 통해 전달된 힘이 압축기 (15)에서 피스톤의 운동을 유발하는 것과 동시에 운동 에너지를 픽업한다. 연결 메커니즘의 잉여 운동 에너지는 크랭크 샤프트 (65)를 통한 임의의 구동 모멘트 없이 압축 행정을 완료하는데 사용될 수 있다. 실제로, 최적의 구성에서, 크랭크 샤프트 (65)는 단지 사이클에서 잉여 파워를 제거한다. 도시된 메커니즘은 또한 윤활이 강성 연결 메커니즘 (60), 크랭크 샤프트 (65), 연결 로드 (70) 및 크로스헤드 가이드 (75)에 한정될 수 있게 하며, 이들 모두는 도 1에 도시되지 않은 컨테이너 내에 봉입될 것이다. 이 컨테이너에서 빠져 나올 때 피스톤 로드에 잔존하는 임의의 오일은 피스톤 로드가 꼭 맞는(tight-fitting) 원형 개구 (스크래퍼(scraper))를 통과하여 긁어낼 수 있다. 컨테이너 및 관련 스크래퍼에 의해, 압축기 (15) 및 팽창기 (30)는 오일이 없을 수 있다.

복열(recuperation)은 팽창기 (30)로부터의 배기 온도 가 압축기 (15)를 나가는 가스 스트림의 온도보다 높다는 사실에 의존한다. 이는 압축기의 압력 비율이 충분히 낮은 경우에 발생할 것이다. 복열의 이점은 히터(25)에서 가열 요구량이 감소하여 열 기계적 효율이 더 커진다는 것이다.

열 회수 엔진 (5)은 폐루프 플로우 시트상에서 작동하는데, 이는 베이스 시스템 압력이 상당할 수 있음을 의미한다. 이는 콤팩트한 엔진으로부터 고 파워 출력을 달성할 수 있고 모든 컴포넌트에서 불가피한 압력 손실의 중요성을 감소시키는 장점이 있다. 더구나, 폐 루프 플로우 시트를 사용하면 작업 가스(working gas)가 선택되는 것을 허용하는 장점이 있다. 공기 또는 질소는 자연 발생하고, 독성이 없고, 쉽게 이용할 수 있기 때문에 적합한 선택이 될 것이다. 또 다른 가능성은 이산화탄소일 수 있는데, 이는 특히 베이스 시스템 압력이 충분히 높으면 주변 온도에서 초임계 압축이 가능하기 때문이다. 그러나 다른 가스가 이용될 수 있다는 것이 이해되어야 한다.

폐루프 플로우 시트에서 작동하면 또 다른 중요한 이점이 있는데. 즉, 팽창기의 밸브가 캠 샤프트에 구동될 수 있다. 설명하기 위해, 우선 개루프(open-loop) 플로우 시트의 경우를 고려한다. 팽창 사이클이 완료될 때의 가스 압력은 가스가 대기로 방출되기 때문에 분명히 적어도 대기압이어야 한다. 그러나, 가스 압력이 대기압을 초과하는 것은 엔탈피 낭비를 나타낼 것이기 때문에 바람직하지 않다. 개루프의 경우, (1) 질량 처리량 보존 및 (2) 주변 배출 압력의 두 가지 요구 사항은 피크 가스 온도가 변화함에 따라 전체 시스템의 압축 비율을 변경하기 위해 팽창기의 입구 밸브 폐쇄 지점을 변경함으로써 충족될 수 있다. (팽창기의 출구 밸브는 항상 2 행정 작동의 복귀 행정에서 개발될 것이다.) 그러나 심지어 가스 온도가 디자인 지점마다 다를 때 일지라도 폐루프 플로우 시트에서는, 압축기의 입구 밸브를 가변 제어할 필요가 없다. 피크 가스 온도가 변함에 따라 시스템의 열역학 상태 방정식으로부터 수학적으로 알 수 있지만, 밸브 설정이 고정되면 베이스 시스템 압력이 압축기 압력 비율이 변하지 않고 있는 새로운 작동 평형을 달성하도록 적응된다. 냉각기 (35)에 의해 달성되는 온도의 변화에 대해서도 마찬가지이다. 즉, 팽창기의 밸브는 고정 설정의 캠 샤프트로 제어할 수 있으며, 팽창기의 입구 밸브 폐쇄 지점을 능동적으로 제어해야 하는 절차보다 구현이 더 간단하고 저렴하다. 수동 밸브 메커니즘에 비해 압력 손실이 감소하는 경우 캠 샤프트 메커니즘에 의해 압축기의 밸브를 작동할 수도 있다.

압력 및 열 손실을 감소시키기 위해, 압축기 (15), 복열기 (20), 히터 (25), 팽창기 (30), 복열기 (20) 및 냉각기 (35)를 연결하는 덕트(duct)는 넉넉한(generous) 단면을 가지며, 단열되며 최소로 구부린다. 마찬가지로, 복열기 (20), 히터 (25) 및 냉각기 (35)는 높은 열전달 효율 및 최소 압력 손실을 위해 디자인되어야 한다. 다른 중요한 디자인 고려 사항은 팽창기 (30)의 데드 스페이스를 최소화하는 것인데, 이는 팽창기의 이러한 데드 스페이스는 성능의 손실에 기여한다는 것을 알 수 있기 때문이다.

도 1에서 설명된 플로우 시트를 사용하면 작업 가스가 질소인 베이스라인 예를 참조하여 설명된 온도의 본래 계층(natural hierarchy)이 있으며 히터로 달성되는 최대 가스 온도는 350℃이고, 압축기 압력 비율은 1.75이고, 압축 및 팽창은 등엔트로피(isentropic)이며, 압축기 입구에서 가스 스트림의 온도는 25℃이며, 복열은 95% 효율이며, 플로우 시트에는 다른 열, 압력 또는 기계적 손실이 없다. 질소의 비열 용량(specific heat capacity)은 300K의 값에서 일정하다고 가정하고 브레이톤 열역학 사이클의 건조한 공기 표준 모델을 사용하여 계산한다. 이 예에서, 비작업 출력(specific work output)은 질소 처리량 kg 당 41.9 kJ이고 복열된 열 기계적 효율은 0.399이다. 열역학적 사이클의 다양한 단계의 온도는 25℃ (입구), 76.5℃ (압축기 출구), 249.1℃ (히터 앞 복열기 출구), 350℃ (히터 뒤), 258.2℃ (팽창기 출구) 및 85.6℃ (냉각기 앞 복열기 출구)이다. 복열이 없는 경우 열 기계적 효율은 0.147이 된다.

적용되는 경우 입구 냉각은 열 회수 엔진의 성능을 향상시킨다. 예를 들어, 베이스라인 경우에 비해 단지 하나의 변형이 이루어지고, 즉 압축기 입구에서 가스 스트림의 온도가 15℃로 설정된다고 가정하자. 이것은 압축 워크로드를 줄이고 질소 처리량 kg 당 43.7 kJ까지 4.3% 만큼 비작업 출력을 증가시킨다. 동시에 복열된 효율은 0.414로 증가한다. 압축기 입구에서 가스 스트림의 온도가 5℃로 더 감소되면, 비작업 출력 및 효율은 개별적으로 질소 처리량 kg 당 45.5 kJ (베이스라인 경우보다 8.6% 더 높음) 및 0.429이다. 엔진의 일정한 회전수에서, 입구 냉각은 압축기 입구 에서의 작업 가스 밀도가 증가될 것이기 때문에 상기에서 표시된 것보다 더 많이 비례하여(commensurately) 파워 출력을 증가시킬 것이다.

양의 변위 메커니즘의 중요성은 베이스라인 경우에 대한 이하의 변형에서 알 수 있다. 압축 및 팽창의 단열 효율이 모두 소형 터보 기계에 전형적인 것인 0.85로 설정되어 있다고 가정한다. 비작업 출력은 질소 처리량 kg 당 18.1 kJ이며 복열 및 복열되지 않은 열 기계적 효율은 각각 0.200과 0.066이다. 높은 피크 온도에서, 압축 또는 압력 비율이 증가할 때 복열되지 않은 브레이톤 사이클엔진의 효율이 증가한다. 그러나, 350℃의 피크 가스 온도와 압축 및 팽창의 85% 단열 효율에서, 압력 비율을 증가 시키면 압력 비율 3.75에서 복열이 아무런 이익을 제공하지 않고 압력 비율 4.2에서 복열되지 않은 시스템의 파워 출력은 0으로 떨어지는 정도까지 실제로 효율 및 비 파워 출력(specific power output)이 감소한다. 요약하면, 브레이톤 사이클과 함께 터보 기계를 사용하는 것은 피크 가스 온도가 높을 때, 특히 서브 유틸리티 규모의 디바이스에서 단지 실행 가능하다.

높은 열 기계적 효율을 달성하려면 복열기가 매우 효과적이어야 한다. 예를 들어, 0.90 또는 0.85 효율에서 복열기를 사용함으로써 베이스 라인 경우를 변형하면 전체 열 기계 효율이 각각 0.366 및 0.338로 떨어진다.

피크 가스 온도 및 압축기 압력 비율이 변함에 따라 열 회수 엔진의 바람직한 실시예의 성능이 도 2에 도시된다. 계산의 기초는 변하지 않고, 작업 가스는 질소이며, 다른 가정은 300K에서 일정한 비열 용량, 등엔트로피 압축 및 팽창, 95%에서의 복열 효율 및 압축기 입구 온도 25℃의 이상적인 가스 이론을 사용한다. 주어진 압축기 압력 비율에서, 효율과 비작업 출력은 항상 피크 온도에 따라 증가한다. 주어진 피크 온도에 대해, 압력 비율이 약 1.75로 감소함에 따라 효율이 증가하고; 그 후 복열기 손실은 효율이 실제로 악화됨을 의미한다. 주어진 피크 온도에서, 압력 비율의 감소는 가스 온도가 매우 낮은 경우를 제외하고는 거의 항상 비작업 감소를 동반한다.

본 출원에서 설명된 열 회수 엔진은 높은 백 워크(back-work) 비율 (팽창기에 의해 수신된 작업으로 나눈 압축기에 의해 소비된 작업의 비율)을 갖는다. 압축기와 팽창기 간의 직접 연결과 관련하여 상기에서 설명한 특징은 압축 및 팽창과 관련된 마찰 손실을 최소화할 수 있는 방법을 보여준다. 양의 변위 메커니즘은 또한 터보 기계와 관련된 압축 및 팽창 손실가 회피되는 것을 보장한다. 그러나, 열 회수 엔진은 특히 팽창기 실린더에서 열 손실의 영향을 받을 것이며, 이것이 이제 논의될 것이다.

도 3을 참조하면, 팽창기 (30)의 실린더로부터의 열 손실을 감소시키기 위한 수단이 본 출원에 개시되어 있으며, 이는 이제 복동식인 것으로 가정된다. 피스톤 로드 (80)는 피스톤 링 (90)으로 피스톤 (85)에 연결된다. 팽창기 (30)의 실린더 (91)에서 발생하는 고온에서 포착되지 않고 단단한 밀봉을 달성하기 위해, 중간 실린더 냉각 존 (95)이 도입된다. 전형적으로 이 중간 실린더 냉각 존은 실린더 벽에 냉각수 통과 덕트를 순환시켜 달성된다. 이들 덕트는 피스톤 링이 실린더 벽과 컨택하는 영역에서 실린더의 중앙에 위치될 것이다. 다른 경우에, 단열재(insulation) (100)는 도 3에는 도시되지 않았지만 밸브 어셈블리 (105)를 갖는 실린더 헤드를 포함하여 실린더의 나머지 표면에 적용된다. 마지막으로 단열 크라운 연장부 (110)가 피스톤 (85)에 장착된다. 전체적인 효과는 실린더 벽의 고온 부분 (실린더 헤드에서 그리고 단열 영역에 인접하여)에서 냉각 영역 (95)으로의 열 전달을 최소화하고, 동시에 피스톤 링 (90)이 포착되지 않고 꼭 맞게 하는 것이다. 크라운 연장부를 만들기 위해 열 전도율이 낮은 재료 (예를 들어, 세라믹 또는 유리)를 사용하고 그리고 크라운 연장부와 실린더 벽 사이의 자유 공간을 최소로 유지하는 것을 보장함으로써 열 전도 손실은 최소화될 것이다.

도 3에 예시된 바와 같이 복동식 팽창기 피스톤을 갖는 열 회수 엔진에 의해 두 가지 구체적인 실제 과제가 해결될 필요가 있다. 첫 번째는 피스톤 로드 (80)가 팽창기의 실린더 (91)를 통과하는 경우 발생한다. 베이스 시스템 압력이 높은 엔진에서, 팽창기의 최대 압력은 20 bar 일 수 있다; 게다가, 팽창기 온도가 높을 수 있으며 피스톤 로드가 상당한 속도로 움직일 수 있다. 이러한 압력, 온도 및 속도 조건 하에서, 피스톤 로드 (80)가 팽창기의 실린더 (91)를 통과하는 시일(seal)은 주의를 기울여야 할 것으로 예상될 수 있다. 두 번째 과제는 임의의 누출이 기계적 에너지와 열 에너지의 손실을 수반하기 때문에 가능한 한 누출이 없는 팽창기 밸브 디자인을 사용하는 것이다.

혐기성 소화로부터의 바이오 가스와 같은 폐기물 가연성 가스로부터 전기를 생산하기위한 바람직한 실시 예에서 엔진의 유용성을 입증하기 위해 비 제한적인 예가 이제 주어진다. 엔진의 디자인 용량이 약 125kW이고 플레어 가스(flare gas)의 연소에서 열이 공급되어 회로의 피크 가스 온도가 450℃라고 가정한다. 이 예에서, 작업 가스는 이제 프리 압축기(pre-compressor) 온도 25℃, 베이스 시스템 압력 900kPa 및 압축기 압력 비율 1.90의 공기로 선택된다. 이 모델은 이전 베이스라인 경우에서 사용된 것과 유사하지만, 이제는 폴리트로픽(polytropic) 압축 및 팽창 (압축의 경우 지수(index) 1.20, 팽창의 경우 1.40)이 사용되고, 팽창기 체적 사전 팽창의 0.10, 데드 스페이스 (압축기 체적 사전 압축의 0.06)에 대한 현실적인 허용이 이루어진다. 복열기 효율은 이제 92 %로 가정하고 다음과 같은 압력 손실을 가정한다 : 입구 및 출구 모두에 대하여 압축기 밸브 10kPa, 입구 및 출구 모두에 대하여 팽창기 밸브 10kPa; 고 압 컴포넌트 5kPa, 저압 컴포넌트 5 kPa.

위의 가정 하에서, 특정 압축기 워크로드는 59.6 kJ/kg이고, 특정 팽창기 출력은 113.9 kJ/kg이며, 순 비작업 출력(specific work output)은 54.3 kJ/kg이다. 복열 효율은 0.389이다.

도 4를 참조하면, 압축기와 팽창기를 위한 피스톤 로드 사이에 쌍으로 강성의 기계적 연결부 (60)를 갖고, 4 개의 복동식 팽창기 실린더 (30)와 수평으로 대향하고 4 개의 복동식 압축기 실린더 (15)를 갖는 바람직한 실시예의 엔진이 여기에 개시되어 있다. 히터 및 냉각기는 도시되어 있지 않으며, 2 개의 큰 구상(bulbous) 형상들은 복열기 (20)를 포함한다. 복열기는 디자인의 편의를 위해 2 개의 컴포넌트로 분할되었지만, 다른 레이아웃이 가능할 것이다. 행정은 170mm이고 보어(bore)은 160mm (압축기) 및 220mm (팽창기)이다. 이 실시예에서, 모든 밸브는 캠 샤프트에 의해 작동되지만, 압축기 밸브가 수동적일 수도 있다. 작동 속도가 10Hz 인 경우, 디자인 지점의 공기 질량 유량(flow-rate)은 2.71kg/s이다. 열역학 모델에 따르면, 이 엔진은 임의의 다른 손실에 앞서 147kW의 기계적 출력을 낼 수 있다. 이들 손실 중에는 구동계에서의 마찰 손실이 있으며, 이는 전술한 바와 같이 왕복 운동 컴포넌트의 질량을 최적으로 선택함으로써 확실히 감소될 수 있다.

도 4의 엔진의 압축 및 팽창에는 오일이 없으며, 모든 윤활은 크랭크 샤프트, 베어링, 연결 로드, 기계식 연결 및 크로스헤드 가이드(crosshead guide)에 한정된다. 팽창기의 피스톤 링이 높은 작동 온도에서 포착되지 않도록 하기 위해, 도 3과 관련하여 설명된 바와 같이, 중간 실린더 냉각 존 (95)이 팽창 실린더에 도입된다. 이 중간 실린더 냉각 존은 팽창기 피스톤에 단열 크라운 연장부(도 4에는 도시되지 않음)을 도입하여 보조된다.

도 1 및 4에 도시된 디자인은 단동식이든 복동식이든 압축기 및 팽창기 실린더의 실린더가 서로 다른 직경을 가지는 것을 예상한다. 전술한 베이스 라인 경우와 같은 실시예에서, 팽창기를 빠져나가는 고온 가스의 체적 플럭스 (예를 들어, 초당 리터)는 압축기로 유입되는 냉각 가스의 체적 플럭스보다 실질적으로 더 크다. 따라서, 압축기와 팽창기는 압축기와 팽창기 피스톤 사이의 강성의 기계적 연결의 사용에 의해 시행되는 것과 동일한 행정을 갖지만, 팽창기 실린더의 직경은 압축기 실린더의 직경 보다 실질적으로 더 크다. 이것이 항상 필요한 것은 아니다. 특별히, 압축 챔버가 실질적인 데드 스페이스를 포함한다면, 팽창기 및 압축기 챔버는 동일한 직경 및 동일한 행정을 가질 수 있다. 이 실시예가 이제 설명된다.

도 5를 참조하면, 복동식 피스톤-실린더 브레이톤-사이클 열 회수 엔진을 위한 메커니즘 (115)이 개시되며, 여기서 압축 및 팽창 챔버는 일정한 직경의 실린더 (125)내 고정된 행정으로 움직이는 피스톤 (120)의 대향 측면상에 있다. 이미 논의된 이 메커니즘의 특징은 크랭크 (130), 연결 로드 (135), 크로스헤드 지지부 (140), 압축기 입구 밸브 (145), 압축기 출구 밸브 (150), 팽창기 입구 밸브 (155), 팽창기 출구 밸브 (160), 중간 실린더 냉각 영역 (165), 단열 (170) 및 단열 피스톤 크라운 연장부(175)를 포함한다. 압축 챔버 (180)는 실질적인 데드 스페이스를 포함하는 반면, 팽창 챔버 (185)의 데드 스페이스는 가능한 작다.

앞서 언급한 바와 같이, 체적 플럭스 엑스-팽창기(ex-expander)는 압축기로의 체적 플럭스보다 실질적으로 더 크거나, 아마도 두 배일 것이다. 이는 도 6의 두개의 P-V 플롯에 의해 예시된 바와 같이 데드 스페이스를 적절하게 사용하여 도 5에 도시된 메커니즘을 사용하여 달성할 수 있고, 하나는 데드 스페이스가 최소이고 다른 하나는 데드 스페이스 비율 - 즉, 압축기 챔버의 총 용량에 대한 데드 스페이스의 비율로 측정된 상당한 데드 스페이스를 갖는다. 도 6에서 두 P-V 플롯의 데드 스페이스 비율은 각각 0.050 및 0.462이며, 작업 가스는 공기이며, 입구 공기 압력은 1MPa 절대치이며, 압축기 압력 비율은 1.9이며 압축에 대한 폴리트로픽 멱급수 법칙 지수(polytropic power law index)는 1.4이다. 두 P-V 플롯에 대한 체적 효율 (제로 데드 스페이스로 전달된 것과 비교하여 전달된 공기의 체적)은 각각 0.969와 0.500 이다. 후자의 경우는 데드 스페이스를 적절하게 사용하여 팽창기와 압축기 챔버가 동일한 보어와 행정을 가질 수 있지만 압축기 입구 체적 플럭스는 앞에서 논의한 베이스라인 경우에서 대략 요구된, 팽창기의 출구 체적 플럭스의 절반이다.

도 5에 도시된 데드 스페이스의 기하학적 구조는 균일한 실린더의 길이 방향 연장으로 제한되지 않는다. 당업자라면 쉽게 인식할 수 있는 다른 기하학적 구조가 가능하다.

요약하면, 브레이튼 사이클 기초(underlying) 엔진 (5) (도 1)의 적어도 바람직한 실시예의 작동은 전술한 특징들에 의해 지원된다. 압축 및 팽창에 양의 변위 방법의 사용은 전형적인 터보 기계에서 발생하는 것보다 압축 및 팽창 손실이 줄어든다는 것을 의미한다. 저압 비율에서의 작동은 팽창기를 빠져 나가는 가스에서 열 에너지의 복열이 효과적이며 전체적인 열 기계적 효율이 높다는 것을 의미한다. 베이스 시스템 압력이 높은 폐쇄 루프 플로우 시트를 사용하면 엔진의 체적 파워 밀도가 높아지고 플로우 시트 전체에서 피할 수 없는 압력 강하가 심각한 결과를 초래하지 않는다. 폐루프 플로우 시트는 또한 피스톤 실린더 팽창기의 입구 밸브를 캠 샤프트로 구동할 수 있으며 압축기 압력 비율을 일정하게 유지한다. 다시 말해서, 밸브를 능동적으로 제어할 필요가 없다. 엔진은 압축기와 팽창기 피스톤을 직접 기계적으로 연결하는 크로스헤드 메커니즘으로 작동한다. 디자인 및 작동 조건을 조정하여 크랭크의 손실 유도 개입 없이 팽창기에 의해 압축기 워크로드 전체가 충족될 수 있다. 팽창기 피스톤 상의 단열 크라운 연장부 및 중간 실린더 냉각을 통해 팽창 피스톤의 효율적인 밀봉 및 축소된 열 손실이 달성될 수 있다. 이러한 일반적인 장점은 도 5와 관련하여 설명된 메커니즘의 경우에서 특정 장점으로 보완된다 - 압축기의 밸브 공간이 충분하고 피스톤 로드가 압축기 헤드를 통과하는 지점이 차갑다.

본 발명은 특정 실시예를 참조하여 설명되었지만, 당업자는 본 발명이 다른 형태로 구현될 수 있음을 이해할 것이다.

Claims

열 회수 엔진(heat recovery engine)에 있어서,
상기 엔진 내의 폐쇄 루프에서 흐르는 가스 스트림의 압력, 밀도 및 온도를 증가시키는 압축기로서, 압축기 입구의 베이스 시스템 압력에서 가스 스트림을 갖는, 상기 압축기;
상기 가스 스트림으로부터 파워를 수신하는 동시에 상기 베이스 시스템 압력 바로 위로 압축될 때 상기 가스 스트림의 압력을 감소시키는 팽창기;
상기 팽창기의 하류(downstream) 가스 스트림으로부터 상기 압축기의 하류 가스 스트림으로 열 에너지를 전달하여 대략 일정한 압력에서 상기 압축기의 상기 하류 가스 스트림의 온도를 증가시키는 복열기(recuperator);
상기 복열기로부터 빠져 나온 후 대략 일정한 압력으로 상기 가스 스트림에 추가 열 에너지를 제공하는 히터;
가열원 및 상기 가열원으로부터 상기 히터로 열 에너지를 전달하기 위한 가열 디바이스;
상기 압축기에서 압축하기 전에 상기 가스 스트림을 냉각시키는 냉각기(cooler);
상기 냉각기로부터 환경(environment)으로 열을 전달하기 위한 열 에너지 전달 디바이스;
상기 압축기 및 상기 팽창기의 작동을 보장하고 기계적으로 또는 전기적으로 잉여 파워를 제거하기 위한 작동 디바이스(operability device);
상기 압축기, 복열기, 히터, 팽창기 및 냉각기 사이에서 상기 가스 스트림을 전달하기 위한 복수의 단열 덕트(insulated duct)를 포함하는, 열 회수 엔진.
제 1 항에 있어서, 상기 열 회수 엔진은 고정된 낮은 압축기 압력 비율로 작동하는, 열 회수 엔진.
제 2 항에 있어서, 상기 압축기 및 팽창기는 양의 변위 디바이스(positive displacement device)인, 열 회수 엔진.
제 3 항에 있어서, 상기 양의 변위 디바이스는 복수의 실린더 및 피스톤을 갖는 피스톤-실린더 메커니즘을 갖는, 열 회수 엔진.
제 4 항에 있어서, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 상기 피스톤의 양측에 챔버 사용을 통해 상기 실린더내에서 복동(double-acting)하는, 열 회수 엔진.
제 4 항에 있어서, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 상기 압축기와 상기 팽창기 사이에 쌍의 다이렉트 링키지(pairwise direct linkage)를 갖는, 열 회수 엔진.
제 4 항에 있어서, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 크랭크 샤프트를 접합하는 연결 로드(connecting rod)를 상기 피스톤의 피스톤 로드에 측방으로(laterally) 제한하는 크로스헤드 메커니즘(crosshead mechanism)을 갖는, 열 회수 엔진.
제 6 항에 있어서, 상기 다이렉트 링키지는 상기 크랭크 샤프트에 의해 인가되는 토크에 의존하지 않고, 가능한 많은 상기 압축기 워크로드가 상기 피스톤에 의해 직접적으로 충족되도록 질량 및 작동 속도에 대해 선택되는, 열 회수 엔진.
제 4 항에 있어서, 상기 피스톤-실린더 메커니즘의 밸브는 상기 팽창기의 실린더 상의 캠 샤프트(camshft)에 의해 작동되는, 열 회수 엔진.
제 4 항에 있어서, 상기 피스톤-실린더 메커니즘은 피스톤 링이 포착(seize)되는 것을 방지하기 위한 냉각 메커니즘을 포함하는, 열 회수 엔진.
제 10 항에 있어서, 상기 냉각 메커니즘은 상기 피스톤으로부터 팽창하기 위해 상기 챔버 내로 연장되는 단열 크라운 연장부(insulating crown extension)를 포함하는, 열 회수 엔진.
제 5 항에 있어서, 상기 복동 피스톤-실린더 메커니즘은 일정한 반경의 단일 실린더 내에서 작동 가능하고, 상기 피스톤의 일 측면에서 압축되고 상기 피스톤의 다른 측면에서 팽창하여, 압축을 위한 상기 챔버의 데드 스페이스(dead space)가 실질적으로 최적화된, 열 회수 엔진.
제 1 항에 있어서, 상기 가열원은 저장된 잠열 또는 현열(sensible thermal) 에너지, 혐기성 소화 또는 매립 가스로부터의 바이오 가스의 연소, 바이오 매스의 연소, 폐기물 산업 프로세스 열, 엔진 배기 열, 지열 에너지 또는 응집된 태양 열 에너지에 의해 제공되는, 열 회수 엔진.
제 1 항의 열 회수 엔진이 사용되는 열 에너지를 전기 에너지로 변환하는 프로세스.