【壓縮機網】摘要：本文簡要介紹了一種全新的氣體壓縮機工作方法原理，可實現最接近理論等溫過程的壓縮與膨脹，已獲得國家方法發明專利（授權公告號：CN 110848151 B）。通過其基本的工作原理、
理論模型、數據、基礎計算方法，論證了等溫壓縮的能效，以及該技術路線實現對機械方面的要求。最后探討了氣態工質（近）等溫壓縮得以實現，對于熱力循環帶來的影響，提出了基于工質等溫壓縮/膨脹時，在各種工況下最理想熱力循環的基本理論模型，以及對熱機熱泵、能源環境變革性的影響。
文/張桂偉
<接上期——>
第2章 等溫壓縮機實例
上一章節筆者簡單介紹了一種新型氣體等溫壓縮/膨脹方法發明專利技術的基本工作原理。本章節我們按照設定條件，依據本技術方案設計一臺具有實用意義的等溫空氣壓縮機，簡單計算一下大略的數據。
根據國標GB 19153-2019《容積式空氣壓縮機能效限定值及能效等級》測試標準，目標為干空氣，進氣壓力0.1MPa溫度20℃（293K）,流量100L/min，出氣口壓力（表壓）1.0MPa，出口溫度設定為40℃（313K）。設定條件下每秒流量0.00167m3
設定工作條件下，絕熱壓縮理論功耗：
壓縮氣體出口溫度：
設定工作條件下，本技術方案理論功耗，以設定出口溫度313K可以倒推出多變系數為1.028
則理論功耗為：
理論等溫壓縮功耗為：
本方案的理論功耗略高于理論等溫壓縮功耗，遠低于904焦耳的絕熱壓縮功耗。重點來了，實現40℃（313K）的出口溫度與1.028的絕熱系數，需要做到哪些必要的指標？先來計算一下需要冷卻風量。首先，100L/min÷60≈1.67L/S，20℃時干空氣密度1.2kg/m3，1.2×0.00167=0.002kg。
然后根據壓力要求計算理論絕熱壓縮后的溫度，絕熱壓縮后溫度為764.58K。
764.58K-293K=471.58K為絕熱壓縮時的溫升
313K-293 K=20K為等溫壓縮時的溫升。
雖然設定溫度比理論溫度要高20K，但是前面說過，等溫壓縮理論功耗包括兩個部分：冷卻風量和散熱面積，因此冷卻風量只能按照一半——10度的溫差進行計算，兩者呈反比關系：
471.58/10=47.1*1.67=78.65L
因此理論上冷卻的風量至少為每秒78.65L，即4719L/min。
散熱器功率不低于0.002（每秒壓縮空氣的質量）*1007（空氣的比熱容）*471.58K（絕熱壓縮升高的溫度）=949.76W。
散熱器效率由三個部分相加組成，壓縮空氣對散熱器內表面的傳熱系數+散熱器材質導熱系數+散熱器外表面積對冷卻空氣的傳熱系數，三者相加不能超過剩余的10度的溫差，因為一般金屬材料導熱系數較高。一般鋁的熱導率為237W/(m*k)，以一般板式散熱器1毫米左右的厚度，散熱器材質和厚度造成的熱阻近乎可以忽略，因此只需要計算兩側的表面傳熱系數。空氣表面傳熱系數因為層流或者紊流以及流速的不同，約為11W/m2·K—58W/m2·K，取中間值約30W/m2·K，我們設定的出口溫度不超過313K，那么單側溫差最多5攝氏度，因此有：
加上設計余量，取6.5平方米。
下面進行機體設計計算演示，首先要滿足的是壓比。等溫壓縮條件下，氣體的壓力與體積呈反比，壓縮液體積不可壓縮，目標壓力為1.0MPa，壓縮結束時，液體與氣體體積之比為1:2比較合適，因此螺旋板散熱器的螺旋基線內周長，與螺旋基線外周長之比為：
1+2:1+20=3:21
螺旋板散熱器的螺旋間隙，由板材厚度、壓縮通道間隙、冷卻通道間隙及組數決定，同時螺旋間隙也等于每層壓縮的絕對量。本次計算演示，以較為簡單的等距螺旋、等距間隙（理想的設計為非等距的），兩組壓縮通道，板材厚度一毫米，壓縮通道、散熱通道寬度均為3毫米，螺旋層數10層為例。
設計螺旋板散熱器板材厚度一毫米，末段壓縮通道和散熱通道均為4毫米，兩組壓縮通道，8層，如圖18。要滿足至少6.5平方米，需要螺旋板散熱器寬度約20厘米，那么壓縮機外觀尺寸大概如圖19，整體大概直徑95厘米，主體寬度30到35厘米的圓柱形。
對于壓縮末段散熱面積相當較小的問題，這個會由壓縮液輔助平衡，壓縮熱會傳遞給散熱器本身的材質比熱中。壓縮液流經時，熱量再傳遞給壓縮液，并帶到螺旋外層散熱，只要保證冷卻風側的面積，散熱就不會出現不平衡的現象。
常規工況下，壓縮液可用普通水，因為溫度變化不大，可以不對水的硬度要求過高。在離心狀態下，液體的壓強與距離公轉中心的距離成正比。每層的有效壓力由高低壓側的液位差，在某公轉速度下液體壓強變化圖上的投影面積確定。每層的投影面積相加（投影位置可疊加），面積之和相加的值加上科氏力，如低于于某個公轉速度下可提供的總面積，則需要增加公轉速度。反之可降低公轉速度，公轉速度越高，機械損耗越大，且需要更高的機體強度應對離心力，因此優化公轉速度是一項很重要的設計原則。優化螺旋間距增加液體比例，使用比重更高的液體都是有效手段之一。
本次設計，很多新計算方式暫時無公式，通過其他方式，例如CAD作圖測量面積等方式獲得結果，因此就不展示計算過程，結論是公轉速度在1400r/min，通過優化可望降低到1000r/min以下。
本技術方案理論功耗中其他的技術功耗，主要為驅動冷卻風的功耗，包括支撐系統公轉的兩個軸承（高轉速）；三組共六個自轉軸承（高負荷（承受整個螺旋板散熱器離心力）低轉速）；驅動冷卻風的功耗，壓縮完成的氣體從壓縮機導出，需要經過兩次滑動密封，滑動密封需要消耗一定的功耗；連接螺旋板散熱器和液體循環泵的齒鏈結構有一定功耗；壓縮液流動損失，經過循環泵也有一定的損失。以上損失，無法精確計算，根據經驗估計，不高于或者略高于普通活塞壓縮機的機械損耗。因此整體上比常規壓縮機節能，還是很有研究價值的（見表2）。
本技術方案的理論功耗為413W，實際功耗未知，沒有機械摩擦損失，壓縮過程無需潤滑，機械損失預計較低，即使加上電動機效率，最終整體功耗預計為600W～800W。該級別目前的壓縮機國家等效標準中，一級能效比為11，代入本次計算，則能耗為1100W，二級能效比1220W，三級能效比1380W，本技術方案節能優勢明顯。且可以確定，成本比目前的活塞或者螺桿壓縮機要低。本技術方案只要保證三個螺旋板散熱器重量一樣，旋轉穩定，不需要高精度加工，對潤滑要求低，投產和使用門檻都比較低。
第3章 等溫壓縮機用途
本發明用途非常廣泛，等溫壓縮機可單獨用于壓縮氣體，部分替代主流的活塞式及螺桿式空壓機。相較于多級中冷空壓機，其結構簡單便宜，氣體流動損失小，因為具有所有壓縮機中最大的散熱面積，因此最接近理論等溫壓縮線，具有最小的理論功耗。相比單級或者多級壓縮機，預計具有約10%～40%的理論節能效果。
如果用水做壓縮液，壓縮空氣可以做到無油；用某些低粘度油類做壓縮液，可以做到壓縮空氣無水，也可用于一些高溫易發生危險或者變質的特殊氣體壓縮。在作為空氣儲能壓縮機以及膨脹機時，使壓縮空氣儲能壓縮端熱損耗降低，膨脹機免補燃，整體效率可提高10到20個百分點。
除了可單獨作為氣體壓縮機，更大的作用是作為熱力循環中的氣態工質壓縮機，參與熱力循環，可以最大效率的完成理想熱力循環。雖然卡諾循環中同樣有對氣態工質進行等溫壓縮的過程，但卡諾循環對于熱源的要求是等溫放熱，這在實際中是極少有的，多數熱源的熱源與溫度都呈函數正比關系，如果有可以等溫放熱的熱源，直接應用卡諾循環即可。
本文只籠統簡略的介紹變溫熱源（燃料或者熱源）與恒溫熱源（大氣環境）之間進行的理想熱力循環，內容涵蓋了大多數實際應用工況，較為寬泛和基礎，其中不乏不適用于氣態工質等溫壓縮循環的工況，只是讓大家對于本等溫壓縮技術，應用于熱力循環的可能性前景有個大致了解。與卡諾循環只有正循環與逆循環不同，等溫壓縮熱力循環，更細致的區分了四種基礎循環模式，根據實際工況以及技術難度和經濟性，可能還需要對這四種循環進行修正或者聯合。
熱機循環，等溫壓縮-等壓吸熱-絕熱膨脹
制冷循環，等溫壓縮-絕熱膨脹-等壓吸熱
制熱循環，等溫膨脹-絕熱壓縮-等壓放熱
冷機循環，等溫膨脹-等壓放熱-絕熱壓縮
先解釋一下什么是冷機，冷機是指以低于環境溫度的物質為低溫熱源的正循環，以大氣環境溫度為高溫熱源，輸出凈功的熱機。例如低溫過冷海水，為了與熱機以及制冷區分，稱其為冷機。這不是正式學術名詞，且實際來源極少，溫差不大，利用價值較低，但是作為理論的一部分，還是要提出的。下面對理論做出簡單的概括性和定性分析說明。
其中的熱機循環已經有人做過研究，稱為三角循環（TLC），研究結果表明，三個過程的熱機循環具有最高的熱功轉化效率，這和卡諾循環具有最高的熱效率并不矛盾。卡諾循環是純理論循環，三角循環（TLC）則考慮了現實中熱環境、時間等現實因素，兩者是等效的，并不存在矛盾。而等溫熱力循環，不止包括熱機三角循環（TLC)，還包括制冷制熱以及冷機循環，以及修正循環與聯合循環。等溫熱力循環更全面系統地闡述了各種工況下的理想熱力循環。
外熱源熱機
外熱源熱機系統由三個主要部分組成，本發明的等溫壓縮機、絕熱膨脹機、逆向換熱器，使用氣態工質，循環過程中工質無相變，循環過程為：等溫壓縮-等壓吸熱-絕熱膨脹，主要用于中低溫非相變和非燃燒熱源的利用（相變熱源直接用朗肯循環即可）。例如各種工業余熱、太陽能、地熱等。理論效率高于有機朗肯循環（ORC）、斯特林循環、封閉式布雷頓循環等，也可用于核反應堆（高溫氣冷堆）發電或者直接輸出動力（例如核潛艇動力）。絕熱膨脹機從現在成熟的技術里面優選即可。逆向換熱器上面流過的是熱源，下面流過的是工質。
這只是示意了一個理想的，只有5度傳熱溫差的逆向換熱器。事實上傳熱是很復雜的，除了熱的傳遞，還包括流體力學、熱源之間的熱對流、表面傳熱、換熱器材質熱傳導等，這里就不深入探討了。只是表明，這種換熱在準靜態條件下是可以發生的，只是溫差越小，需要的散熱器面積的越大，需要在短期成本和長期成本之間做出一個平衡的選擇。以下是TS圖和PV圖，高溫熱源T1與低溫熱源T2，T2通常為大氣環境溫度。
大多數熱源的理論極限就是上圖左邊構成的近似三角形。有機朗肯循環、斯特林循環以及布雷頓循環，都存在的不可逆損失。
我們以朗肯循環來對比一下其平均吸熱溫度與放熱溫度，以及吸熱量，就可以明白為什么等溫循環的效率高于其他循環模式。這里不應當與卡諾循環對比，因為對于有限熱源來說，其放熱溫度并不能恒定，不滿足卡諾循環條件。
這里說明一下換熱器，液體的表面傳熱系數遠高于氣體，大約高50到100倍量級，但是氣體工質的換熱器不會比液體工質的熱交換換熱面積高那么多倍數。液體工質大部分情況下冷卻介質也是氣體，代表性的是管翅式換熱器，液體工質的內表面相比翅片面積小很多，換成板式兩側都是氣態工質的工況，兩側面積相差不多，所以純氣態工質熱力循環換熱器可能要大于相變循環，但這和表面傳熱系數關系不大。
準靜態條件下，與現有循環對比，三個過程的等溫熱力循環的效率大約提高10%到50%，并且這是理論極限值。超過等溫熱力循環的理論值，是違反熱力學第二定律的。
內/外燃機循環
內燃機燃燒過程非常復雜，燃料的成分復雜，燃燒過程包含多個放熱吸熱（燃燒生成物的熱分解）、熱容變化、物化特性變化。這里只以氣態工質燃燒（例如一氧化碳燃燒生成二氧化碳）為例，汽柴油等含氫燃料燃燒過程包含部分液體汽化熱力過程，以及燃燒產物（水蒸氣)的凝結等熱力過程更加復雜，限于篇幅就不一一詳細列舉了。對包含燃燒過程的熱力循環，大體上仍然和外熱熱源熱機循環方式一樣，但有一些特殊的情況，需要對循環過程進行修正，修正的主要因素是燃料的自燃點。內燃機修正以后的循環增加一個回熱過程，用預留的尾氣熱對已經經過等溫壓縮的新鮮空氣和燃料進行加熱，溫度越接近燃料的自燃點越好，回熱是為了避免燃燒時產生的熱量，從最高溫處傳遞給還沒開始燃燒過程的燃料。這是個高溫差傳熱，是不可逆損失，理論上可以不用回熱，用絕熱壓縮替代也可以，只是那樣系統壓力會更高。
與目前循環的對比：
實現內燃機修正循環，不能使用傳統內燃機那樣壓縮燃燒膨脹在一個汽缸內完成的結構，等溫壓縮機本身就不能做絕熱膨脹，需要像燃氣輪機那樣工質移缸，由等溫壓縮機預先壓縮參與燃燒的空氣，讓空氣熵降焓不降，預先等溫排出燃燒會產生的等量多的熱量，然后通過熱交換，獲得部分尾氣預留的熱量，讓空氣和燃料燃燒時的溫度，盡可能接近自燃點定壓燃燒。可以忽視汽油的易爆性，不會有爆震問題，讓汽油機至少達到柴油機的效率水平，對油料要求低，但是因為可預期的等溫壓縮機結構重量，該循環不適合渦噴和渦扇以及渦軸類發動機，乘用車的裝機性可能也不好，最高系統壓力也顯著超過柴油機，對材料的要求是個不小的挑戰。
該循環方式從理論上講，降低了排熱溫度，減少了排熱損失，排熱已經在對參與燃燒的空氣時預先等溫壓縮完成，因為要求冷卻風量和壓縮空氣存在反比關系，所以可以以極低的溫差完成。通俗的解釋就是，假如不進行等溫壓縮，絕熱壓縮空氣會升高1000度，那么用100倍量的空氣來為等溫壓縮過程降溫，被壓縮的空氣和冷卻它的空氣，溫度只都約升高10度（約值，還要算比熱容的），所以等溫循環的排熱溫度只有10度283K，遠低于目前發動機排出的尾氣溫度約800到1000K，尾氣的溫度也基本接近于環境溫度了，減低了排熱損失就是提高了有效輸出的效率。
這個多倍量的冷卻空氣是完成整個熱力循環，比其他內燃機效率更高的必備條件，空氣無處不在且免費，所以不算特殊條件，只要在地球上就可以滿足。如果是潛艇可以用海水來冷卻，效果更好，理論上本循環方式對燃料的節約幅度約為10%～40%左右。
〈注：本文未完待續，更多精彩見下期——〉
來源：本站原創
【壓縮機網】摘要：本文簡要介紹了一種全新的氣體壓縮機工作方法原理，可實現最接近理論等溫過程的壓縮與膨脹，已獲得國家方法發明專利（授權公告號：CN 110848151 B）。通過其基本的工作原理、
理論模型、數據、基礎計算方法，論證了等溫壓縮的能效，以及該技術路線實現對機械方面的要求。最后探討了氣態工質（近）等溫壓縮得以實現，對于熱力循環帶來的影響，提出了基于工質等溫壓縮/膨脹時，在各種工況下最理想熱力循環的基本理論模型，以及對熱機熱泵、能源環境變革性的影響。
文/張桂偉
<接上期——>
第2章 等溫壓縮機實例
上一章節筆者簡單介紹了一種新型氣體等溫壓縮/膨脹方法發明專利技術的基本工作原理。本章節我們按照設定條件，依據本技術方案設計一臺具有實用意義的等溫空氣壓縮機，簡單計算一下大略的數據。
根據國標GB 19153-2019《容積式空氣壓縮機能效限定值及能效等級》測試標準，目標為干空氣，進氣壓力0.1MPa溫度20℃（293K）,流量100L/min，出氣口壓力（表壓）1.0MPa，出口溫度設定為40℃（313K）。設定條件下每秒流量0.00167m3
設定工作條件下，絕熱壓縮理論功耗：
壓縮氣體出口溫度：
設定工作條件下，本技術方案理論功耗，以設定出口溫度313K可以倒推出多變系數為1.028
則理論功耗為：
理論等溫壓縮功耗為：
本方案的理論功耗略高于理論等溫壓縮功耗，遠低于904焦耳的絕熱壓縮功耗。重點來了，實現40℃（313K）的出口溫度與1.028的絕熱系數，需要做到哪些必要的指標？先來計算一下需要冷卻風量。首先，100L/min÷60≈1.67L/S，20℃時干空氣密度1.2kg/m3，1.2×0.00167=0.002kg。
然后根據壓力要求計算理論絕熱壓縮后的溫度，絕熱壓縮后溫度為764.58K。
764.58K-293K=471.58K為絕熱壓縮時的溫升
313K-293 K=20K為等溫壓縮時的溫升。
雖然設定溫度比理論溫度要高20K，但是前面說過，等溫壓縮理論功耗包括兩個部分：冷卻風量和散熱面積，因此冷卻風量只能按照一半——10度的溫差進行計算，兩者呈反比關系：
471.58/10=47.1*1.67=78.65L
因此理論上冷卻的風量至少為每秒78.65L，即4719L/min。
散熱器功率不低于0.002（每秒壓縮空氣的質量）*1007（空氣的比熱容）*471.58K（絕熱壓縮升高的溫度）=949.76W。
散熱器效率由三個部分相加組成，壓縮空氣對散熱器內表面的傳熱系數+散熱器材質導熱系數+散熱器外表面積對冷卻空氣的傳熱系數，三者相加不能超過剩余的10度的溫差，因為一般金屬材料導熱系數較高。一般鋁的熱導率為237W/(m*k)，以一般板式散熱器1毫米左右的厚度，散熱器材質和厚度造成的熱阻近乎可以忽略，因此只需要計算兩側的表面傳熱系數。空氣表面傳熱系數因為層流或者紊流以及流速的不同，約為11W/m2·K—58W/m2·K，取中間值約30W/m2·K，我們設定的出口溫度不超過313K，那么單側溫差最多5攝氏度，因此有：
加上設計余量，取6.5平方米。
下面進行機體設計計算演示，首先要滿足的是壓比。等溫壓縮條件下，氣體的壓力與體積呈反比，壓縮液體積不可壓縮，目標壓力為1.0MPa，壓縮結束時，液體與氣體體積之比為1:2比較合適，因此螺旋板散熱器的螺旋基線內周長，與螺旋基線外周長之比為：
1+2:1+20=3:21
螺旋板散熱器的螺旋間隙，由板材厚度、壓縮通道間隙、冷卻通道間隙及組數決定，同時螺旋間隙也等于每層壓縮的絕對量。本次計算演示，以較為簡單的等距螺旋、等距間隙（理想的設計為非等距的），兩組壓縮通道，板材厚度一毫米，壓縮通道、散熱通道寬度均為3毫米，螺旋層數10層為例。
設計螺旋板散熱器板材厚度一毫米，末段壓縮通道和散熱通道均為4毫米，兩組壓縮通道，8層，如圖18。要滿足至少6.5平方米，需要螺旋板散熱器寬度約20厘米，那么壓縮機外觀尺寸大概如圖19，整體大概直徑95厘米，主體寬度30到35厘米的圓柱形。
對于壓縮末段散熱面積相當較小的問題，這個會由壓縮液輔助平衡，壓縮熱會傳遞給散熱器本身的材質比熱中。壓縮液流經時，熱量再傳遞給壓縮液，并帶到螺旋外層散熱，只要保證冷卻風側的面積，散熱就不會出現不平衡的現象。
常規工況下，壓縮液可用普通水，因為溫度變化不大，可以不對水的硬度要求過高。在離心狀態下，液體的壓強與距離公轉中心的距離成正比。每層的有效壓力由高低壓側的液位差，在某公轉速度下液體壓強變化圖上的投影面積確定。每層的投影面積相加（投影位置可疊加），面積之和相加的值加上科氏力，如低于于某個公轉速度下可提供的總面積，則需要增加公轉速度。反之可降低公轉速度，公轉速度越高，機械損耗越大，且需要更高的機體強度應對離心力，因此優化公轉速度是一項很重要的設計原則。優化螺旋間距增加液體比例，使用比重更高的液體都是有效手段之一。
本次設計，很多新計算方式暫時無公式，通過其他方式，例如CAD作圖測量面積等方式獲得結果，因此就不展示計算過程，結論是公轉速度在1400r/min，通過優化可望降低到1000r/min以下。
本技術方案理論功耗中其他的技術功耗，主要為驅動冷卻風的功耗，包括支撐系統公轉的兩個軸承（高轉速）；三組共六個自轉軸承（高負荷（承受整個螺旋板散熱器離心力）低轉速）；驅動冷卻風的功耗，壓縮完成的氣體從壓縮機導出，需要經過兩次滑動密封，滑動密封需要消耗一定的功耗；連接螺旋板散熱器和液體循環泵的齒鏈結構有一定功耗；壓縮液流動損失，經過循環泵也有一定的損失。以上損失，無法精確計算，根據經驗估計，不高于或者略高于普通活塞壓縮機的機械損耗。因此整體上比常規壓縮機節能，還是很有研究價值的（見表2）。
本技術方案的理論功耗為413W，實際功耗未知，沒有機械摩擦損失，壓縮過程無需潤滑，機械損失預計較低，即使加上電動機效率，最終整體功耗預計為600W～800W。該級別目前的壓縮機國家等效標準中，一級能效比為11，代入本次計算，則能耗為1100W，二級能效比1220W，三級能效比1380W，本技術方案節能優勢明顯。且可以確定，成本比目前的活塞或者螺桿壓縮機要低。本技術方案只要保證三個螺旋板散熱器重量一樣，旋轉穩定，不需要高精度加工，對潤滑要求低，投產和使用門檻都比較低。
第3章 等溫壓縮機用途
本發明用途非常廣泛，等溫壓縮機可單獨用于壓縮氣體，部分替代主流的活塞式及螺桿式空壓機。相較于多級中冷空壓機，其結構簡單便宜，氣體流動損失小，因為具有所有壓縮機中最大的散熱面積，因此最接近理論等溫壓縮線，具有最小的理論功耗。相比單級或者多級壓縮機，預計具有約10%～40%的理論節能效果。
如果用水做壓縮液，壓縮空氣可以做到無油；用某些低粘度油類做壓縮液，可以做到壓縮空氣無水，也可用于一些高溫易發生危險或者變質的特殊氣體壓縮。在作為空氣儲能壓縮機以及膨脹機時，使壓縮空氣儲能壓縮端熱損耗降低，膨脹機免補燃，整體效率可提高10到20個百分點。
除了可單獨作為氣體壓縮機，更大的作用是作為熱力循環中的氣態工質壓縮機，參與熱力循環，可以最大效率的完成理想熱力循環。雖然卡諾循環中同樣有對氣態工質進行等溫壓縮的過程，但卡諾循環對于熱源的要求是等溫放熱，這在實際中是極少有的，多數熱源的熱源與溫度都呈函數正比關系，如果有可以等溫放熱的熱源，直接應用卡諾循環即可。
本文只籠統簡略的介紹變溫熱源（燃料或者熱源）與恒溫熱源（大氣環境）之間進行的理想熱力循環，內容涵蓋了大多數實際應用工況，較為寬泛和基礎，其中不乏不適用于氣態工質等溫壓縮循環的工況，只是讓大家對于本等溫壓縮技術，應用于熱力循環的可能性前景有個大致了解。與卡諾循環只有正循環與逆循環不同，等溫壓縮熱力循環，更細致的區分了四種基礎循環模式，根據實際工況以及技術難度和經濟性，可能還需要對這四種循環進行修正或者聯合。
熱機循環，等溫壓縮-等壓吸熱-絕熱膨脹
制冷循環，等溫壓縮-絕熱膨脹-等壓吸熱
制熱循環，等溫膨脹-絕熱壓縮-等壓放熱
冷機循環，等溫膨脹-等壓放熱-絕熱壓縮
先解釋一下什么是冷機，冷機是指以低于環境溫度的物質為低溫熱源的正循環，以大氣環境溫度為高溫熱源，輸出凈功的熱機。例如低溫過冷海水，為了與熱機以及制冷區分，稱其為冷機。這不是正式學術名詞，且實際來源極少，溫差不大，利用價值較低，但是作為理論的一部分，還是要提出的。下面對理論做出簡單的概括性和定性分析說明。
其中的熱機循環已經有人做過研究，稱為三角循環（TLC），研究結果表明，三個過程的熱機循環具有最高的熱功轉化效率，這和卡諾循環具有最高的熱效率并不矛盾。卡諾循環是純理論循環，三角循環（TLC）則考慮了現實中熱環境、時間等現實因素，兩者是等效的，并不存在矛盾。而等溫熱力循環，不止包括熱機三角循環（TLC)，還包括制冷制熱以及冷機循環，以及修正循環與聯合循環。等溫熱力循環更全面系統地闡述了各種工況下的理想熱力循環。
外熱源熱機
外熱源熱機系統由三個主要部分組成，本發明的等溫壓縮機、絕熱膨脹機、逆向換熱器，使用氣態工質，循環過程中工質無相變，循環過程為：等溫壓縮-等壓吸熱-絕熱膨脹，主要用于中低溫非相變和非燃燒熱源的利用（相變熱源直接用朗肯循環即可）。例如各種工業余熱、太陽能、地熱等。理論效率高于有機朗肯循環（ORC）、斯特林循環、封閉式布雷頓循環等，也可用于核反應堆（高溫氣冷堆）發電或者直接輸出動力（例如核潛艇動力）。絕熱膨脹機從現在成熟的技術里面優選即可。逆向換熱器上面流過的是熱源，下面流過的是工質。
這只是示意了一個理想的，只有5度傳熱溫差的逆向換熱器。事實上傳熱是很復雜的，除了熱的傳遞，還包括流體力學、熱源之間的熱對流、表面傳熱、換熱器材質熱傳導等，這里就不深入探討了。只是表明，這種換熱在準靜態條件下是可以發生的，只是溫差越小，需要的散熱器面積的越大，需要在短期成本和長期成本之間做出一個平衡的選擇。以下是TS圖和PV圖，高溫熱源T1與低溫熱源T2，T2通常為大氣環境溫度。
大多數熱源的理論極限就是上圖左邊構成的近似三角形。有機朗肯循環、斯特林循環以及布雷頓循環，都存在的不可逆損失。
我們以朗肯循環來對比一下其平均吸熱溫度與放熱溫度，以及吸熱量，就可以明白為什么等溫循環的效率高于其他循環模式。這里不應當與卡諾循環對比，因為對于有限熱源來說，其放熱溫度并不能恒定，不滿足卡諾循環條件。
這里說明一下換熱器，液體的表面傳熱系數遠高于氣體，大約高50到100倍量級，但是氣體工質的換熱器不會比液體工質的熱交換換熱面積高那么多倍數。液體工質大部分情況下冷卻介質也是氣體，代表性的是管翅式換熱器，液體工質的內表面相比翅片面積小很多，換成板式兩側都是氣態工質的工況，兩側面積相差不多，所以純氣態工質熱力循環換熱器可能要大于相變循環，但這和表面傳熱系數關系不大。
準靜態條件下，與現有循環對比，三個過程的等溫熱力循環的效率大約提高10%到50%，并且這是理論極限值。超過等溫熱力循環的理論值，是違反熱力學第二定律的。
內/外燃機循環
內燃機燃燒過程非常復雜，燃料的成分復雜，燃燒過程包含多個放熱吸熱（燃燒生成物的熱分解）、熱容變化、物化特性變化。這里只以氣態工質燃燒（例如一氧化碳燃燒生成二氧化碳）為例，汽柴油等含氫燃料燃燒過程包含部分液體汽化熱力過程，以及燃燒產物（水蒸氣)的凝結等熱力過程更加復雜，限于篇幅就不一一詳細列舉了。對包含燃燒過程的熱力循環，大體上仍然和外熱熱源熱機循環方式一樣，但有一些特殊的情況，需要對循環過程進行修正，修正的主要因素是燃料的自燃點。內燃機修正以后的循環增加一個回熱過程，用預留的尾氣熱對已經經過等溫壓縮的新鮮空氣和燃料進行加熱，溫度越接近燃料的自燃點越好，回熱是為了避免燃燒時產生的熱量，從最高溫處傳遞給還沒開始燃燒過程的燃料。這是個高溫差傳熱，是不可逆損失，理論上可以不用回熱，用絕熱壓縮替代也可以，只是那樣系統壓力會更高。
與目前循環的對比：
實現內燃機修正循環，不能使用傳統內燃機那樣壓縮燃燒膨脹在一個汽缸內完成的結構，等溫壓縮機本身就不能做絕熱膨脹，需要像燃氣輪機那樣工質移缸，由等溫壓縮機預先壓縮參與燃燒的空氣，讓空氣熵降焓不降，預先等溫排出燃燒會產生的等量多的熱量，然后通過熱交換，獲得部分尾氣預留的熱量，讓空氣和燃料燃燒時的溫度，盡可能接近自燃點定壓燃燒。可以忽視汽油的易爆性，不會有爆震問題，讓汽油機至少達到柴油機的效率水平，對油料要求低，但是因為可預期的等溫壓縮機結構重量，該循環不適合渦噴和渦扇以及渦軸類發動機，乘用車的裝機性可能也不好，最高系統壓力也顯著超過柴油機，對材料的要求是個不小的挑戰。
該循環方式從理論上講，降低了排熱溫度，減少了排熱損失，排熱已經在對參與燃燒的空氣時預先等溫壓縮完成，因為要求冷卻風量和壓縮空氣存在反比關系，所以可以以極低的溫差完成。通俗的解釋就是，假如不進行等溫壓縮，絕熱壓縮空氣會升高1000度，那么用100倍量的空氣來為等溫壓縮過程降溫，被壓縮的空氣和冷卻它的空氣，溫度只都約升高10度（約值，還要算比熱容的），所以等溫循環的排熱溫度只有10度283K，遠低于目前發動機排出的尾氣溫度約800到1000K，尾氣的溫度也基本接近于環境溫度了，減低了排熱損失就是提高了有效輸出的效率。
這個多倍量的冷卻空氣是完成整個熱力循環，比其他內燃機效率更高的必備條件，空氣無處不在且免費，所以不算特殊條件，只要在地球上就可以滿足。如果是潛艇可以用海水來冷卻，效果更好，理論上本循環方式對燃料的節約幅度約為10%～40%左右。
〈注：本文未完待續，更多精彩見下期——〉
來源：本站原創
網友評論
條評論
最新評論