Re: účinnost přeprodeje plynu a obohacení se pře prodejem Bohacenného U.

Josef Hrncirik,2025-12-26 20:28:10

Vaclav Dostal, Pavel Hejzlar & Michael J. Driscoll (2006) High-Performance Supercritical Carbon Dioxide Cycle for Next-Generation Nuclear Reactors, Nuclear Technology, 154:3, 265-282, DOI: 10.13182/NT154-265 To link to this article: https://doi.org/10.13182/NT154-265

Supercritical carbon dioxide cycles are a promising power conversion option for future nuclear reactors operating with a reactor outlet temperature in the range of 550 to 650°C. The recompression cycle version operating with 20-MPa turbine inlet pressure achieves similar cycle efficiencies as helium Brayton cycles operating at ;250°C higher turbine inlet temperature. The simplicity and high efficiency of the recompression cycle makes it a prime option from among the family of supercritical carbon dioxide cycles. The elimination of the need for intercooling due to the small required compressor work (because of the high density close to the critical point) makes the recompression cycle even simpler than helium Brayton cycles, which require intercooling to achieve attractive efficiencies. The high operating pressure reduces the size of the plant components significantly, making it a promising power cycle for low-cost modularized electricity-generating nuclear systems. However, the real gas behavior that improves the cycle efficiency presents a challenge for part-load operation. The traditional inventory control used for helium Brayton cycles may not be feasible. Bypass control is thus the prime option for part-load operation, making the cycle less efficient than during base-load operation. Since nuclear power plants are operated almost exclusively in base load, this draw back is not a disqualifying.
Compared to steam cycles, closed cycle gas turbines are simple, compact, and less expensive and facilitate shorter plant construction periods, thus reducing the interest during construction. The most mature among the closed gas turbine cycles is the helium Brayton cycle. However, helium Brayton cycles require turbine inlet temperatures of ;900°C in order to achieve attractive efficiencies ~45 to 48%! The high-temperature environment required for helium Brayton cycles, and for any ideal gas cycle in general, is challenging to structural materials, and metal based nuclear fuels are also precluded. Therefore, a power conversion cycle that would be capable of achieving high efficiencies at temperatures ranging from 500°C to at most 700°C is of considerable interest. The supercritical carbon dioxide ~S-CO2! cycle described in this paper has the potential to fulfill this goal. In what follows: the Au Authors adopt the convention that in S-CO2 cycles the low est. cycle pressure exceeds the critical pressure of CO2 ~7.38 MPa!; others denote this regime as “hypercritical,” and some extend the term “supercritical” to cycles in which only the highest pressure exceeds the critical pressure.

The principal advantage of a S-CO2 Brayton cycle is its reduced compression work compared to an ideal gas such as helium: ;30% of gross power turbine output versus 45% or so. This also permits the simplification of use of a single compressor without intercooling. The requisite high pressure ~;20 MPa! also confers the benefit of more compact heat exchangers and turbines and also lower fractional pressure drops. Finally, CO2 requires significantly fewer turbine and compressor stages than helium, its principal competitor for nuclear gas turbine service. One particular version, the S-CO2 recompression cycle, also offers a more efficient, significantly simpler, and more compact alternative to the superheated steam cycle. It is also considerably simpler than the helium Brayton cycle. At 550°C it achieves 46% thermal efficiency, which is the same as the helium Brayton cycle at 800°C. This allows initial deployment of the cycle at lower temperatures ~550°C! and a subsequent increase of the cycle efficiency after more operating experience and materials compatible with CO2 at higher temperatures become available. For more than 20 yr, CO2 has been used in British advanced gas-cooled reactors ~AGRs! at core exit temperatures up to 650°C ~Ref. 2!. At this system temperature the S-CO2 cycle achieves a thermal efficiency of ;50%. At temperatures and efficiencies this high, electricity generated by this cycle can be competitively used for hydrogen production by high-temperature electrolysis as an alternative to high-temperature thermochemical cycles. The S-CO2 cycles were initially investigated in the 1960s and 1970s but were not deployed in part because light water reactors have too low a core exit temperature and the cycles are not well suited for conventional fossil plant service. In addition, immature compact heat exchanger technology together with the high pressure required ~;20 MPa! presented a significant obstacle that no longer exists today when high-pressure resistant compact heat exchangers such as HEATRICTM printed circuit heat exchangers ~PCHEs! are in industrial service. For details on this type of compact heat exchanger, the reader is referred to Refs. 5 and 6. Furthermore, utilities now have extensive experience with supercritical steam Rankine cycles with temperatures of ;600°C and pressures up to 30 MPa. It is also worth noting that in general steel alloys are more resistant to corrosion by CO2 than by steam at the same temperature and pressure. Even though there has been prior research in the area of S-CO2 cycles, a detailed feasibility study that per forms a full-scope cycle optimization, component design, economic analysis, and control scheme development is lacking. The main objective of this work was to select and analyze the most promising CO2 Brayton cycle suitable for advanced nuclear reactor applications. The cycle should be economically attractive and readily applicable ~in direct or indirect versions! to next-generation nuclear reactors having core outlet temperatures 500°C. Other details of the work summarized here are available in Ref. 7.
... etc., etc. at libidum!

Odpovědět

Re: účinnost

Josef Hrncirik,2025-12-27 20:14:51

"Elektrárny používající páru běžně dosahují přes 80% tohoto limitu, některé stupně i přes 90%, takže výrazné zlepšení odporuje známým fyzikálním zákonům."
Obvkle není opakovaně zdůrazňváno, že Tato Vysoká až podezřele optimistická % nejsou konečná termální účinnost elektrárny, ale jen stupeň přiblížení se teoretickému Maximu (jednoznačného C.c) reálným technicko-ekonomickým kompromisem (s úrokovými sazbami, inflací, využitím zařízení a jeho životností a provozními podmínkami).

Bez uvedení alespoň T2;T1 v Chaotanu to není k ničemu. Ostatně i 2*15 MW el Chaotanu je ve vydatném sporu s ofic. vyjádřením CEO:"... It can generate over 70 million kilowatt-hours of electricity annually, adding about 30 million yuan ($4.26 million) in revenue. ..."

Poněkud překvapivé je zjištění (výpočet), že SCO2 Brayton mezi 8-20 MPa; 40-600-?900°C může být
se svou malou kompresní prací (menším chladícím teplem) zjednodušitelnější a účinnější než konkurenční He Brayton. Vážně se propočítávají i možnosti exotické směsi He+Xe v ?nadkritické oblasti. Vodní cyklus lze částečně carnotisovat přihříváním, při teplotách nad 600°C musí být použity extrémně pevné korozivzdorné drahé slitiny. Koroze tlačí k volbě CO2.

Odpovědět

Re: Re: účinnost

Josef Hrncirik,2025-12-30 11:28:42

Ó sell SCO2!
"...Pro aplikace jako je generátor je taková látka velmi užitečná, protože vzhledem k povaze plynu vytváří nižší odpor a vzhledem k povaze kapaliny zase vytváří větší tah než vodní pára. Klíčové pochopitelně je, že dostat oxidu uhličitý do superkritického stavu spotřebuje podstatně méně energie než uvařit vodu...."
Vodu je často vhodné preventivně uvařit v papiňáku.
Velké výparné teplo vody prochází jako balast zdánlivě pouze škodlivě energetickým cyklem však velmi zvyšuje přestupy tepla při ohřevu i chlazení a umožňuje zmenšit výměníky tepla.

https://stc.fs.cvut.cz/history/2009/sbornik/Papers/pdf/KulhanekMartin-319574.pdf
SUPERCRITICAL CARBON DIOXIDE CYCLES THERMODYNAMIC ANALYSIS AND COMPARISON
Ing. Martin Kulhánek, Ing. Václav Dostál Ph.D.; Ústav mechaniky tekutin a energetiky, České vysoké učení technické v Praze
Abstract
A thermodynamic analysis and comparison of supercritical carbon dioxide cycles have been performed. Analyzed cycles were: simple brayton cycle, pre-compression cycle, recompression cycle, split expansion cycle, partial cooling cycle and partial cooling cycle with improved regeneration. A computer code was developed for each cycle to evaluate all thermodynamic states. Compressor inlet and turbine inlet temperatures were hold constant (32°C and 550°C) and other parameters such as compressor outlet pressure, turbine pressure ratio were varying. From analyses among others has emerged:
- The pre-compression cycle achieves thermal efficiency ~44% at compressor outlet pressure 10MPa. - The re-compression cycle achieves the highest efficiency for an optimal pressure ratio (~45% for 20MPa), which corresponds to compressor inlet pressure about 7.7MPa. With a change of this ratio, the efficiency significantly decreases.
- The split expansion cycle behaves as the recompression cycle but reaches lower thermal efficiency due to pressure reduction in the reactor.
- The partial cooling cycle reaches similar efficiency such as re-compression cycle, however its decrease with change of turbine pressure ratio is less significant. The partial cooling cycle with improved regeneration has a potential for proper condition reach high thermal efficiency, but mostly suffers from pinch points within recuperators.

From the cycles comparison, has emerged: For compressor outlet pressures up to 20MPa seems to be the most effective improvement to simple brayton cycle an addition of pre-compressor, while for higher pressure gives better results the re-compressor with flow dividing. Via splitting the expansion, can be sufficiently reduced pressure in the reactor, without significant reduction of cycle thermal efficiency.

1.1 Why supercritical carbon dioxide?
The supercritical power cycles are taking advantage of real gas behaving in order to achieve high thermal efficiency. There are two main types of supercritical cycles. The supercritical water cycle where a heat addition at super-critical pressures increases the turbine inlet temperature and the supercritical CO2 (S-CO2), where main improvement of cycle efficiency comes from ompressor work reduction due to a properties change, when it is compressed near the critical point (30.98°C, 7.38MPa). Because low critical temperature, it is possible to use water at ambient temperatures such as a coolant.

Other benefits of CO2:
- S-CO2 cycles achieve high efficiency at low temperatures
- High operating pressure allows small size components
- More than twenty years experiences of CO2 application in nuclear reactors
(MAGNOX, AGR)
- Well known thermodynamic properties
- Stability
- Non-toxicity
- Abundance
- Low molecular leak due to higher molecular mass
- Low cost

1.2 Real Gas Behavior
Compression near the critical point requires less compressor input work. It is caused by
a rapid increase of CO2 density at pressure slightly above the critical pressure (pseudo-critical
pressure). The change of compressor work can be seen on Figure 1.1 where is drawn the
work needed to compress the fluid from various inlet pressure to compressor outlet pressure
20MPa. For a comparison on the same figure is drawn turbine work produced by expansion
for the same pressures (pressure losses are neglected). It shows that the turbine is acting such
as for an ideal gas and the highest net work is achieved for the inlet pressure about 7.7MPa.

Another phenomenon of CO2 is a strong dependency of heat capacity on pressure and
temperature (see Figure 1.2), therefore in certain condition a pinch point can occurs
somewhere within the heat exchanger not just on the cold or hot end. Heat capacity plays an
important role in design of heat exchangers. As “pinch point problem” is called a place where
the minimum temperature difference is not satisfied (see Figure 1.3). In order to reach high
cycle thermal efficiency detailed analysis of heat exchanger is necessary to prevent the pinch
point problem.
1.3 Thermodynamic Cycles
During more than fifty years of CO2 power cycles history were designed several cycle
layouts by different authors. Some of them proposed condensation cycles but they left out a
problem to cool the CO2 sufficiently and enough to avoid cavitations in a pump. But in fact
condensation cycles are also applicable in supercritical region i.e. without condensation. In
this work, all cycles are considered to work purely super-critically and the condensation
cycles will be termed cooling cycles. Scientists had to make a compromise between high
thermal efficiency, material limits and a pinch point problem.

A thermodynamic cycle with the highest efficiency is Carnot cycle.

In this ideal cycle compression and expansion are reversible and adiabatic and heat addition or rejection is isothermal. In real cycles all the attempts are concentrated to come closer to this condition. First improvement is usually to introduce heat regeneration. It lowers the heat addition as well as heat rejection according to formula for thermal efficiency.

Methods such as split expansion with reheating or split compression with inter-cooling can increase thermal efficiency as well as net work but the cycle will became very complex and it has a negative effect on manufacturing, control, operating, maintenance, cost etc. An increase of turbine inlet temperature and pressure can be also applied but there are material limits. All methods may be combined in an effort to reach optimum solution but one has to aware of complex and uneconomic proposal.

The analyzed cycles are:
- Simple Brayton cycle .This cycle layout is the backbone of gas cycles. It consists of compressor, turbine, recuperator, heat source (reactor) and chiller. The thermal efficiency is not high; however a comparison various cycles with that of this simple cycle will show clearly a contribution of each arrangement to the cycle thermal efficiency.
- Pre-compression cycle. This cycle layout improves the Brayton cycle by introducing a pre-compressor between turbine and main compressor in order to make turbine exhaust pressure independent on compressor inlet pressure. Heat exchanger has been split into two to avoid pinch point problem. Basic principle is: when the temperature difference comes close to the minimum an
addition compression makes a place for further regeneration.
- Re-compression cycle. Recompression cycle has the same number of component such pre-compression cycle but arrangement is different. Before cooling the flow is split into two streams and one goes to recompression compressor since the other one goes through chiller to the main compressor.
The flow, which pass the low temperature recuperator should has same pressure and temperature as another one and both streams are mixed again into one stream. The pinch point problem is prevented due to lower mass flow at high pressure side of the low temperature recuperator, hence the heat capacity mass flow weighted on both sides are equal. This system rejects less heat and because re-compressor input work is lower than saved heat thermal efficiency is improved.
- Split expansion cycle. This cycle come out from recompression cycle and only difference which can bee seen from T-s diagram is divided expansion. Behind layout of this cycle was an effort to reduce a stress in the hottest component of the system. One additional turbine is introduced to split the expansion. Heat is added after expansion from high pressure in first turbine. Arrangement of other components is same as in recompression cycle.
- Partial cooling cycle. The partial cooling cycle combines the pre-compression cycle with the re-compression cycle. This improvement takes advantage of turbine exhaust pressure independency on the compressor inlet pressure; moreover the flow splitting helps to increase the cycle efficiency due to bypassing the chiller as well as to cope with pinch point problem by reducing the flow in high pressure side of the low temperature recuperator.
- Partial cooling with improved regeneration. For particular cases when the pre-compressor outlet temperature is above the main compressor outlet temperature there is an available heat to regenerate and the partial cooling cycle efficiency can be further improved. By introducing a third recuperator with three streams can be this heat regenerated as well. However three streams recuperator can be substituted by two common recuperators parallel connected.

1.10 Summary
Five cycles were selected for analysis plus simple Brayton cycle. Two of them are simple arrangement (pre-compression. re-compression) and three are more complex (split expansion, partial cooling and improved regeneration). A method of preventing recuperator against pinch point problem is flow dividing at all cases except for the pre-compression cycle where additional compression is applied.

1.11 Expected Results
An Italian scientist Angelino has made great research work in the area of CO2 thermal cycles (all of the analyzed cycles were proposed by him) and had drawn a comparison of some cycles from point of losses to the ideal Carnot cycle. He assumed turbine inlet temperature 700°C and select different compressor inlet pressures for each cycle (recompression 75atm, partial cooling 20atm (i.e. with condensation), and partial cooling with improved regeneration 20atm) and a turbine inlet pressure was varied. On his figure we can roughly see what to expect from the analysis. The re-compression cycle has the lowest losses from the Carnot since the turbine inlet pressure is above 200atm the cycle thermal efficiency grows with increasing pressure. Partial cooling cycle has similar but not so steep trend otherwise the losses are higher. Partial cooling with improved regeneration cycle seems to be independent of turbine inlet pressure and its thermal efficiency is till 250atm the highest at higher pressures is overcame by the re-compression cycle. Figure 1.10
Angelino’s comparison

2 Analysis
Because the compressor inlet pressure and temperature are fixed for reason to minimize the compressor work as was explained in the introduction chapter, an analysis of certain parameters influence on cycle efficiency was performed.

The parameters correspond to relevant cycle:
- turbine pressure ratio rT (all cycles)
- turbine inlet pressure (all cycles)
- turbine inlet temperature (all cycles)
- ratio of pressure ratio rpr (pre-compression, re-compression, partial cooling)
- dividing pressure (split expansion)
- pre-compressor inlet temperature (pre-compression)
- recuperator efficiency (improved regeneration)
In this basic design others parameters were hold constant:
- compressor efficiency 89%
- turbine efficiency 90%
- recuperator efficiency 95%
- turbine inlet temperature 550°C
- compressor inlet temperature 32°C
- pressure losses are neglected
A mathematical model of each cycle was worked out for purpose of analysis. The
calculation itself was made in code of VISUAL FORTRAN6.5 with usage NIST subroutines
for evaluating of CO2 thermodynamic properties.
2.1 The Cycles Comparison
From results of each cycle analysis were selected for comparison those with high
thermal efficiency and wide range of pressure ratios. An effect of varying compressor outlet
pressure and pressure ratio was observed. The results from analysis for particular pressure 10,
15, 20, 25MPa of each cycle are plotted into a graph and correspondent comment is below the
graph.

From the cycles comparison, has emerged:
• The benefit from higher thermal efficiency of partial cooling cycle with improved
regeneration pales in overall cycle complexity, which causes pinch point problems
within recuperators.
• Splitting the expansion, can be sufficiently reduced pressure in the reactor, without
significant reduction of cycle thermal efficiency.
It is difficult to judge, which cycle is generally the best. For instance: When an
application at compressor outlet pressures about 20MPa is considered, from one point of view
the re-compression cycle is the best due to respect of simplicity and high thermal efficiency.
While, from point of load control the partial cooling cycle is better, due to less steep
characteristic, which means lower change of the cycle thermal efficiency in part load
operating. If high thermal efficiency is in the focus, the partial cooling cycle with improved
regeneration is the best, but only for compressor outlet pressure 10 to 15MPa, and proper
combination of recuperators efficiencies. In the future research, more detailed analysis; which
would consider dynamic behaving of the system, technical economic aspects, performance
controls and material requirements should be performed.

Tento Chaotan běží od 1968: Armáda v boji o energii nekompromisně žádá malé modulární zdroje, nejlépe létající.
Angelino G., “Carbon Dioxide Condensation Cycles for Power Production”, ASME Paper
No. 68-GT-23, (1968).
Angelino G., “Real Gas Effects in Carbon Dioxide Cycles”, ASME Paper No. 69-GT-103,
(1969).

Odpovědět

Re: Chaotan 2 udělá jasno v tepelném chaosu.

Josef Hrncirik,2025-12-30 08:32:39

Car Not si spravedlivě Vy sloužil alias "Maxim Sadi"!
Pochopytelně, i Mě učili, že Stirlingův motor probíhá C.c. Podíval jsem se do české Wiky, jak zápasí s přestupy tepla a proč by vlastně ev. He Brayton měl mít problémy oproti SCO2 či oproti Stirlingovi. Je tam toho o S.m. asi 18 s.
"...Teoretická termodynamická účinnost je rovna účinnosti v teoretickém Carnotově cyklu. Ten určuje nejvyšší dosažitelnou účinnost jakýmkoliv tepelným strojem. Jakkoliv je to užitečné pro ilustraci základních principů, učebnicové příklady termodynamických cyklů jen vzdáleně představují skutečný oběh uvnitř reálného Stirlingova stroje a měly by být považovány pouze za počáteční bod analýzy. To, že jsou bez rozmyslu užívány v mnoha standardních knihách technické termodynamiky, je špatnou službou pro studium Stirlingových motorů všeobecně.[47][48]

Účinnost skutečných strojů je snižována ze dvou hlavních důvodů: přenosu tepla vedením přes stěny výměníků a tlakových ztrát při proudění pracovního plynu v potrubí stroje. ..." "...Profesor C. J. Ralis ukázal, že je velmi obtížné představit si nějaké podmínky, kdy se může expanzní a kompresní prostor přiblížit k izotermickému chování a zda není mnohem více realistické představit si je jako adiabatické.[49)....".
"...V protikladu ke spalovacímu motoru může Stirlingův motor snadněji využít tepla z obnovitelných zdrojů, je tišší a spolehlivější s nižšími nároky na údržbu. Je výhodnější v takových aplikacích, kde se uplatní tyto jejich unikátní vlastnosti a také částečně tam, kde je cena za generovanou energii ($/kWh) důležitější než finanční nároky na jednotku výkonu ($/kW). Podle těchto kritérií jsou Stirlingovy motory cenově konkurenční do výkonu asi 100 kW.[54]

Ve srovnání se spalovacím motorem toho samého výkonu mají Stirlingovy motory větší pořizovací náklady, jsou obvykle větší a těžší. Nicméně jsou účinnější než většina spalovacích motorů.[55] Díky jejich nižším nárokům na údržbu jsou celkové náklady na jednotku energie srovnatelné. Tepelná účinnost je také srovnatelná (pro malé motory), v rozsahu od 15 % do 30 %.[54] Pro aplikace jako je mikrokogenerace jsou často Stirlingovy motory preferovány před spalovacími. Další aplikace jsou při čerpání vody, v kosmonautice a generování el. energie z rozptýlených zdrojů energie jako je sluneční záření, biomasa, zemědělské odpady a další odpady například z domácností. Stirlingovy motory jsou také použity pro pohon ponorek třídy Gotland ve Švédsku.[56] Stirlingovy motory však nemohou konkurovat spalovacím motorům při použití v automobilech pro svoji vysokou cenu na jednotku výkonu, malý výkon na jednotku hmotnosti a vysokou cenu materiálu. Základní rozbor je založen na uzavřené formě Schmidtovy analýzy.[57][58]
"...Ve Stirlingových motorech s vysokým výkonem je jak průměrný, tak i minimální tlak nad atmosférickým tlakem. Počáteční natlakování stroje je možné provést kompresorem, z tlakových lahví nebo utěsněním stroje při průměrné teplotě nižší než je průměrná pracovní teplota. Všechny tyto možnosti zvětšují hmotnost pracovního plynu v termodynamickém cyklu. Všechny tepelné výměníky stroje musí být navrženy s nezbytnou velikostí pro zajištění potřebného výkonu přenosu tepla. Pokud jsou tepelné výměníky dobře navrženy, takže zvládnou požadovaný výkon, pak je v prvním přiblížení strojem produkovaný výkon v poměru k průměrnému tlaku určen Westovým a Belaeho číslem. V praxi je maximální tlak také omezen bezpečným tlakem konstrukce stroje. Návrh Stirlingova stroje je určován optimalizací více parametrů, které jsou často ve vzájemném rozporu.[52] Zvětšování výkonu zvyšováním tlaku vyžaduje současné zvyšování přenosu tepla. To je obtížné, protože zvětšování tlaku současně vyžaduje zvětšování tloušťky stěn tlakových částí stroje a to snižuje jejich tepelnou vodivost a přenos tepla...." ...
"Nevýhody. Velikost a cena.
Konstrukce Stirlingova motorů vyžaduje použití výměníků pro přívod a odvod tepla. Výměníky musí být navrženy na tlak pracovního plynu, který je úměrný výkonu stroje. Výměník ohřívače často pracuje při velmi vysokých teplotách, takže jeho materiál musí být odolný vůči těmto teplotám, musí odolávat korozivnímu prostředí hořáku a deformacím. Požadavek na takové materiály obvykle podstatně zvyšuje cenu stroje. Materiál a výrobní náklady výměníku ohřívače obvykle tvoří 40 % ceny celého stroje.[53]
Všechny termodynamické cykly vyžadují pro dosažení vysoké účinnosti vysoké teplotní rozdíly. V motoru s vnějším spalováním je vždy teplota ohřívače vyšší nebo rovna expanzní teplotě pracovního plynu. To znamená, že metalurgické požadavky na ohřívač jsou velmi náročné. To je podobné u spalovací turbíny, ale rozdílné u zážehového nebo vznětového spalovacího motoru, kde expanzní teplota může daleko přesahovat metalurgické limity použitých materiálů, protože teplo neprochází přes stěny motoru a materiál je tak vystaven teplotám blíže průměrným teplotám pracovního plynu a může byt také účinně chlazen. Stirlingův cyklus není v současnosti dosažitelný. Skutečné cykly ve Stirlingových strojích mají menší účinnost než je teoretický limit. Účinnost je také menší, když je okolní teplota vyšší. Motor tak mívá lepší účinnost ve studeném prostředí, jako například v severských zemích v zimě.
Odvod tepla je zvláště obtížný, protože pro zvýšení tepelné účinnosti je nutné teplotu chladiče udržovat co nejnižší. To zvětšuje velikost výměníku chladiče a značně zvětšuje velikost motoru. Spolu s cenou materiálu to byl jeden z důvodů, proč nebyl Stirlingův motor využit při pohonu dopravních prostředků. Pro jiné použití, jako například v lodní dopravě a u stacionárních kogeneračních jednotek, není vysoký výkon na kilogram nutný.[60]
Výkon.
Stirlingovy motory, zvlášť ty, které pracují na malé teplotní diferenci, jsou velmi velké v porovnání s výkonem, který produkují (mají nízký specifický výkon). Hlavním důvodem je nízký součinitel přenosu tepla vedením pro plyny, který omezuje tepelný výkon dosažitelný ve výměnících tepla. Ten je u chladiče obvykle 500 W/(m2·K), a u ohřívače okolo 500–5000 W/(m2·K).[52] Proto je mnohem výhodnější přenášet teplo do a z motoru s pracovním plynem, jak se to děje ve spalovacích motorech. Povrch (a cena) výměníku tepla na 1 kW roste s druhou mocninou 1/delta T (převrácené hodnotě teplotní diference na výměníku) a tu je nutné udržovat co nejmenší kvůli termodynamické účinnosti. Proto je měrná cena motorů s nízkým teplotní rozdílem mezi ohřívačem a chladičem velmi vysoká. Snaha o zvětšování výkonu vede k zvětšování teplotních rozdílu a pracovního tlaku. Výměníky tepla jsou pak navrhovány s vysokým tepelným zatížením, aby byly schopny přenést dostatek tepla.
Stirlingovy motory nemohou startovat okamžitě. Potřebují doslova nahřát. To platí pro všechny motory s vnějším spalování, ale pro Stirlingovy motory může být čas ohřevu delší než pro jiné typy jako třeba pro parní stroj. Nejlepší využití Stirlingova stroje je pro dodávku konstantního výkonu.
Stirlingův stroj udržuje stálý výkon závislý na tlaku pracovního plynu a rozdílu teplot mezi ohřívačem a chladičem. Konstrukce umožňující rychlé změny je proto obtížná a vyžaduje použití dalších mechanismů. Obvykle je výkon řízen změnou zdvihu přehaněče, změnou množství pracovního plynu (změnou jeho tlaku) nebo změnou fázového úhlu mezi pracovním pístem a pístem přehaněče. V jednoduchých případech změnou zatížení motoru. Tato vlastnost není tak nevýhodná v hybridním elektrickém pohonu nebo při stálém zatížení, kde je konstantní výkon žádaný.
Výběr pracovního plynu
Použitý pracovní plyn by měl mít malou tepelnou kapacitu. Dané množství přeneseného tepla pak vede k větší změně tlaku. V souladu s tímto předpokladem by nejlepším pracovním plynem bylo helium pro jeho velmi nízkou tepelnou kapacitu. Vzduch je použitelný pracovní plyn[61], ale kyslík ve velmi stlačeném vzduchu v kombinaci s hořlavými mazadly může způsobit výbuch.[53] Po jednom takovém případě, aby se zabránilo tomuto riziku, propagoval Philips použití jiných plynů.

Vodík s nízkou viskozitou a velkou tepelnou vodivostí je nejlepším pracovním plynem pro dosažení vysokého výkonu, primárně pro možnost vysoké rychlosti motoru. Pro svoji nízkou molekulární hmotnost je snadno absorbován a lehce difunduje, zvláště při vysoké teplotě. H2 tak může unikat i přes kovové materiály ohřívače. Difuze přes uhlíkatou ocel je příliš velká, aby zde byl vodík použitelný. Přijatelný může být pro takové materiály, jako je hliník nebo nerezavějící ocel. Také některé druhy keramiky značně omezují difúzi. Pro udržení tlaku uvnitř stroje bez nutnosti doplňování ztrát pracovního plynu jsou nutné hermetické tlakové nádoby. Pro motory s vysokým teplotním rozdílem mohou být nutné pomocné systémy pro doplňování vysoce stlačeného pracovního plynu. Použitá může být tlaková láhev nebo generátor plynu. Vodík může být generován elektrolyticky z vody nebo reakcí páry se žhavým uhlíkem, zplyněním uhlovodíkového paliva nebo reakcí kyseliny s kovem. Vodík také může způsobit křehnutí kovů. Vodík je hořlavý plyn, který je nebezpečný, pokud se dostane mimo stroj.
Nejdokonalejší Stirlingovy motory, jaké byly vyvinuty ve vládních laboratořích Spojených států, používají jako pracovní plyn helium, protože jeho účinnost a hustota výkonu jsou blízké vodíku s menším omezením na použitý materiál. Helium je inertní plyn, což odstraňuje nebezpečí požáru. Helium je poměrně drahé a musí být dodáváno v tlakových lahvích. Při jednom testu na Stirlingově motoru GPU-3 bylo zjištěno, že při použití vodíku místo hélia byla o 5 % větší absolutní a o 24 % relativní účinnost.[62] Výzkumník Allan Organ předvedl, že dobře navržený vzduchový motor je teoreticky stejně účinný jako vodíkový nebo heliový, ale je mnohokrát méně výkonný na jednotku objemu.
Některé motory používají jako pracovní plyn vzduch nebo dusík. Dosahují sice mnohem menší výkonové hustoty (což zvyšuje cenu), ale, co je praktičtější, minimalizují problémy s udržením a doplňováním plynu (což snižuje cenu). Použití stlačeného vzduchu v kontaktu s mazivy zvyšuje nebezpečí výbuchu kvůli vysokému parciálnímu tlaku kyslíku. Kyslík může být ze vzduchu odstraněn oxidačními reakcemi nebo může být použit stlačený dusík, který je skoro inertní a velmi bezpečný.
Další použitelné plyny lehčí než vzduch jsou methan a čpavek."

V tomto článku byl použit překlad textu z článku Stirling engine na anglické Wikipedii.

Odpovědět