DE4234678C2 - Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine - Google Patents
Reversible Schwingrohr-WärmekraftmaschineInfo
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Description
Die Erfindung betrifft eine reversible Schwingrohr-Wärmekraft
maschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1. Sie ermöglicht es,
eine Kältemaschine oder
eine Antriebsmaschine von einfachem Aufbau, von hoher Lei
stung bzw. von hohem Wirkungsgrad, von hoher Zuverlässigkeit
und von niedrigen Kosten zu schaffen, wobei ein Schwingrohr,
das die wesentliche oder hauptsächliche Vorrichtung ist,
die in dem adiabatischen Prozeß einer Schwingrohr-Kältema
schine verwendet wird, in eine Stirling-Kreisprozeßmaschine
eingefügt wird, um einen geschlossenen oder thermischen
Kreisprozeß (einen Pseudo-Stirling-Kreis) zu konstruieren,
der hinsichtlich seiner theoretischen Arbeitsweise zwei
isovolumetrische Prozesse sowie zwei adiabatische Prozesse
umfaßt, wobei ein Expansionskolben oder Verdränger, der bei
niedriger oder hoher Temperatur hin- und herbewegt wird und
bisher in Kälte- oder Arbeitsmaschinen des Stirling-Typs
unabdingbar war, nicht länger notwendig ist.
Im Stand der Technik ist ein Stirling-Kreisprozeß bekannt,
der zwei isothermische und isovolumetrische Prozesse umfaßt
sowie eine Vorrichtung mit einem geschlossenen Kreislauf dar
stellt, die ein Arbeitsfluid (Helium, Argon, Wasserstoff
usw.) verwendet und als ein externer Verbrennungsmotor oder
eine Kältemaschine entwickelt worden ist. Ein Nachteil, der
bei Kältemaschinen, die diesen Stirling-Kreisprozeß anwen
den, vorliegt, ist derjenige, daß eine mechanische Vibration,
welche durch die Hin- und Herbewegung eines vergleichsweise
langen Niedertemperatur-Expansionskolbens erzeugt wird, auf
einen kalten Bereich oder kalten Kopf übertragen wird und
bewirkt, daß ein Fühler od. dgl. Geräusche erzeugt. Ein
anderes Problem liegt darin, daß ein Kontakt zwischen der
Außenumfangsfläche des vergleichsweise langen Expansionskol
bens und der Innenumfangsfläche eines Zylinders Abriebstaub
produziert, der das Arbeitsfluid und einen Regenerator kon
taminiert. Das führt zu Fehlfunktionen und einer Verschlech
terung in der Leistung der Kältemaschine.
Um diese Nachteile von Kältemaschinen, die den Stirling-
Kreisprozeß anwenden, zu beseitigen, wurde in "Low-Temperature
Engineering", Vol. 26, No. 2 (1991) von Tatsuo Inoue eine
Schwingrohr-Kältemaschine beschrieben. In diesem System sind
ein Radiator, ein Regenerator, ein kalter Bereich (kalter
Kopf), ein Schwingrohr und eine Drosselstelle in Reihe zwi
schen einen Kompressionsraum und eine Pufferkammer geschal
tet, um unter Verwendung eines Arbeitsgases, wie z. B. Helium
als das Medium, niedrige Temperaturen zu erzeugen.
Eine Schwingrohr-Kältemaschine wurde zuerst von W. E. Gifford
im Jahr 1963 vorgeschlagen. Dieses Niedertemperatur-Erzeugungs
system zeichnet sich durch einfach ausgestaltete Bauteile aus,
und da es in seiner Niedertemperatursektion keine sich bewe
genden Teile besitzt, tritt im Wärmeabsorber (der auch als
kalter Bereich oder kalter Kopf bezeichnet wird) keine mecha
nische Vibration auf. Aus diesen Gründen waren die Erwartun
gen, daß dieses System praktische Verwendung als eine hoch
zuverlässige Kältemaschine findet, hoch. Da jedoch das Nie
dertemperatur-Erzeugungssystem ein auf dem Merkmal eines
nicht im Gleichgewicht befindlichen Zustand eines Arbeits
fluids beruhendes Arbeitsprinzip verwendet, ist es schwie
rig, Gleichungen im tatsächlichen Betriebszustand abzulei
ten und den Arbeitskreisprozeß zu analysieren. Obwohl die
technische Schrift aus thermoakustischen und anderen Ge
sichtspunkten heraus veröffentlicht worden ist, sind jedoch
viele Zustands- oder Bedingungsannäherungen darin enthalten
und ist das Arbeitsprinzip nicht theoretisch begründet wor
den. Obgleich der Wirkungsgrad in der tatsächlichen Praxis
niedrig ist, wurde darüber hinaus bewiesen, daß eine Nieder
temperaturerzeugung möglich ist.
Wenngleich das Arbeitsprinzip hier nicht berührt wird, so
ist klar, daß ein einfach gestaltetes Schwingrohr, das ein
hohlzylindrisches, aus Metall oder einem Verbundmaterial
gefertigtes Rohr ist, das Hauptelement unter den Bauteilen
des Kreislaufs ist und dieses Rohr die Hauptlast des adia
batischen Prozesses trägt. Im Betrieb des Kreisprozesses wird
davon ausgegangen, daß aufgrund einer Verschiebung in der
Phase einer Druckänderung innerhalb des Schwingrohrs, wenn
ein Fluid in einem Kompressionsraum sowie einer Pufferkammer
fließt, niedrige Temperaturen erzeugt werden.
Das Verdienst dieses Systems ist, daß selbst dann, wenn mit
dieser Maschinenanordnung allein ein Betrieb als eine Antriebs
maschine unmöglich ist, niedrige Temperaturen ohne die Ver
wendung eines bei niedriger Temperatur hin- und herbewegten
Expansionskolbens erzeugt werden können.
Diese Erfindung befaßt sich mit einer neuartigen Stirling-
Kreislauf-Wärmekraftmaschine, wobei das oben erwähnte
Schwingrohr in die Bauteile des Stirling-Kreislaufs, wie
später beschrieben werden wird, eingefügt ist.
Der Stirling-Kreisprozeß ist ein idealer Kreisprozeß, der
theoretisch zwei isothermische Prozesse und zwei isovolume
trische Prozesse umfaßt. In einer tatsächlichen Arbeitsma
schine ist diese vom Typ des geschlossenen Kreislaufs, in
welchem als das Arbeitsfluid Helium oder Wasserstoff ver
wendet wird, wobei andere Beispiele hierfür Neon, Argon,
Stickstoff, Luft oder Gasgemische sind. Im Betrieb als eine
Kältemaschine ist die Leistungsfähigkeit höher als diejenige
bei allen anderen Kältemaschinenkreisläufen. Es ist bekannt,
daß selbst in einem Betrieb als eine Antriebsmaschine das
Vibrationsgeräusch im Vergleich mit anderen Maschinen nie
driger und die Leistungsfähigkeit höher sind.
Ein konstruktives Merkmal oder Charakteristikum der Schwing
rohr-Kältemaschine ist die Verwendung eines zylindrischen
Schwingrohrs, das aus einem Metall oder einem Keramikmateri
al oder einem Verbundmaterial aus diesen besteht. Während
eines Kühlbetriebs zeigt dieses Schwingrohr einen vergleichs
weise großen Temperaturgradienten und trägt die Last des
adiabatischen Effekts. Jedoch ist allgemein bekannt, daß
eine Kältemaschine, die ein Schwingrohr verwendet, nicht
immer leistungsfähig ist.
Die Verwendung als eine Kältemaschine wird unter Bezugnahme
auf die beigefügte Fig. 1, die den Aufbau eines kinemati
schen Stirling-Kreislaufs zeigt, und die beigefügte Fig.
2, die P-V- und T-S-Kurven darstellt, beschrieben.
Wie in Fig. 1 gezeigt ist, ist ein Kompressionsraum 1 einer
von einem (nicht dargestellten) Motor getriebenen Kurbelwel
le 2 zugeordnet. Das Volumen des Kompressionsraumes 1 kann
in einem Kompressionszylinder 4 durch eine Pleuelstange 12
und einen hin- und hergehenden Kompressionskolben 3 verän
dert werden. Ein Radiator 5, ein Regenerator 6 und ein Wär
meabsorber 7 (im Fall einer Antriebsmaschine kann das auch
ein Hochtemperatur-Wärmetauscher oder eine Hochtemperatur-
Heizvorrichtung, der bzw. die durch eine Flamme auf eine
Temperatur von 900 bis 1000 K angehoben wird, sein) sind
zwischen den Kompressionsraum 1 und einen Expansionsraum
10, der durch einen Expansionszylinder 8 sowie einen Expan
sionskolben 9 abgegrenzt wird, geschaltet. Im Kompressions
raum 1 wird ein Phasenunterschied im sich ändernden Volumen
vorverlegt, während ein konstanter Phasenwinkelunterschied
in einem Bereich von 70° bis 110° gehalten wird (der optima
le Phasenunterschied ist annähernd 90°). Was das Arbeits
prinzip angeht, so wird theoretisch das Fluid im Kompres
sionsraum 1 isothermisch verdichtet, während im Radiator
5 Wärme abgegeben wird (das ist ein isothermischer Kompressionsprozeß,
der durch a-b1 in Fig. 2 angegeben ist).
Dann bewegt sich der Kompressionskolben 3 zum oberen Tot
punkt hin, und als Ergebnis dessen wird das Fluid durch das
Regeneriermaterial des Regenerators 6 auf 30 K (-243°C)
gekühlt. Das gekühlte Fluid tritt in den Wärmeabsorber 7
und dann in den Expansionsraum 10 mit einem festen Volumen
ein (das ist ein isovolumetrischer Prozeß, der durch b1-c
angegeben ist). Da das Fluid eine Druckwirkung auf den Ex
pansionskolben 9 ausübt, wird dann durch die Kurbelwelle
2 über die Pleuelstange 12 eine Leistung gewonnen (das ist
ein isothermischer Expansionsprozeß, der durch c-d1 angege
ben ist und in welchem das Obige vor sich geht, während Wär
me von dem zu kühlenden Objekt absorbiert wird, d. h., während
das Objekt durch den Wärmeabsorber 7 gekühlt wird). Schließ
lich wird das Fluid, das die Expansionsarbeit ausgeführt
hat und im Expansionsraum 10, der gegenwärtig auf seinem
maximalen Volumen ist, verbleibt, unter Zwang vom Regenera
tor 6 und vom Wärmeabsorber 7, wenn der Expansionskolben
9 vom unteren Totpunkt zum oberen Totpunkt bewegt wird
(das ist ein isovolumetrischer Prozeß, der durch d1-a ange
ben ist), zum Kompressionsraum zurückgeführt. Damit endet
ein Zyklus. Gemäß Fig. 1 sind die Kolben mit Kolbenringen
11 ausgestattet.
Ein Nachteil dieser Kältemaschine (und genauso der Antriebs
maschine) ist, daß der Expansionskolben 9 mit dem Expan
sionszylinder 8 in Berührung ist und auch aufgrund der
Hin- und Herbewegung des Expansionskolbens, welcher ver
gleichsweise lang ist (35-45 cm einschließlich eines
(nicht dargestellten) Führungskolbens im Fall, da ein ein
ziger Expansionsraum vorhanden und die Kühlleistung 200 W
bei 80 K ist), mitschwingt. Als Ergebnis wird eine mechanische Vibration
hervorgerufen, und diese hat eine nachteilige Wirkung auf
das durch den Wärmeabsorber 7 zu kühlende Objekt. Wenn bei
spielsweise diese Vibration auf einen elektronischen Fühler
übertragen wird, so wird dieser Fühler Geräusche erzeugen.
Obwohl Stirling-Maschinen, einschließlich von Kälte- und
Antriebsmaschinen, des Verdrängertyps bekannt sind, bei de
nen eine mechanische Vibration dadurch vermindert wird, daß
der Expansionskolben 9 keine Arbeit ausführt, wird aufgrund
der großen Änderungen in der Temperatur die Maßgenauigkeit
verschlechtert. Selbst wenn ein vergleichsweise langer Ver
dränger, der hohen oder extrem niedrigen Temperaturen bei
seiner Verwendung ausgesetzt ist, mit hoher mechanischer
Genauigkeit hergestellt wird, so treten folglich häufig
während der Hin- und Herbewegung Kontaktpannen oder -stö
rungen auf. Als Ergebnis dessen werden mechanische Schwingun
gen hervorgerufen, und Staub sowie Gase werden durch den
auf dem Berührungsabrieb des Verdrängers beruhenden Abtrag
erzeugt. Das Fluid wird somit kontaminiert, was zu einer
Verschlechterung in der Leistung führt. Ferner kann der Re
generator 6, der unzählige kleine Kugeln oder ein Drahtgit
ter enthält, durch den Staub oder das Gemisch von unreinen
Gasen und dem Fluid (in einer Kältemaschine können eine
Kondensation und ein Festwerden von Gasen, die einen hohen
Siedepunkt haben, auftreten) verstopft werden. Darüber hinaus
sind die Herstellungskosten für die Expansionskolben oder
Verdränger, die eine hohe Herstellungsgenauigkeit für die
Feinbearbeitung der Innenwandfläche der betroffenen Zylin
der erfordern, sehr hoch, wie auch die Herstellungskosten
für den Antriebsmechanismus hoch sind. Als Ergebnis führt
die Verwendung eines vergleichsweise langen Expansionszylin
ders oder Verdrängers zu einer Verminderung in der Zuverläs
sigkeit der Stirling-Maschine.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine
reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine zu schaffen,
deren Zuverlässigkeit bei verminderten Herstellungskosten
verbessert ist.
Diese Aufgabe wird mit einer reversiblen Schwingrohr-
Wärmekraftmaschine mit den Merkmalen von Patentanspruch 1
gelöst.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den
abhängigen Patentansprüchen aufgezeigt.
Weitere Vorteile der Erfindung werden
aus der folgenden, auf die Zeichnungen Bezug nehmenden Be
schreibung deutlich. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung des Aufbaus eines kine
matischen Stirling-Kreisprozesses;
Fig. 2 ein P-V- und T-S-Diagramm;
Fig. 3 das Schema des Strömungsverlaufs und der aus mehre
ren Teilen bestehenden Schwingrohr-Wärmekraftma
schine in einer erfindungsgemäßen Ausführungsform;
Fig. 4 ein Schema des Strömungsverlaufs und der aus mehre
ren Teilen bestehenden Schwingrohr-Wärmekraftmaschi
ne gemäß einer anderen Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 5 eine Kurve (a) der Beziehung zwischen einem Phasen
unterschied (α) und der erlangten Minimaltemperatur
(Tmin), die durch Testen einer durch die Wärmekraft
schine dieser Erfindung verwirklichten Kältemaschine
erhalten wurden, und einer Kurve (b) der Beziehung
zwischen dem Phasenunterschied (α) und der erlangten
Minimaltemperatur (Tmin) in einer geteilten
Kältemaschine des Stirling-Kreisprozesses;
Fig. 6 eine schematische Darstellung einer Ausführungsform
einer Schwingrohr-Kältemaschine gemäß dieser Erfin
dung;
Fig. 7 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausfüh
rungsform gemäß der Erfindung;
Fig. 8 eine Schnittdarstellung zum detaillierten Aufbau
eines erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiels;
Fig. 9 eine Schnittdarstellung zum detaillierten Aufbau
eines weiteren erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiels;
Fig. 10 eine Längsschnittdarstellung von Zylindern, einem
Kurbelgehäuse und einer Kurbelwelle;
Fig. 11 den Querschnitt zur Fig. 10;
Fig. 12 eine Schnittdarstellung einer Ausführungsform, wobei
ein Linearmotor verwendet wird;
Fig. 13 eine Schnittdarstellung einer weiteren Ausführungs
form, bei der ein Linearmotor verwendet wird;
Fig. 14 eine schematische Draufsicht einer weiteren Ausfüh
rungsform, wobei ein Motor für die Bewegung der Kol
ben zum Einsatz kommt;
Fig. 15 eine schematische Darstellung noch einer weiteren
erfindungsgemäßen Ausführungsform;
Fig. 16 ein Diagramm zur Beziehung zwischen einem Kurbel
winkel und einem Leistungskoeffizienten oder
Kältefaktor.
Bevorzugte Ausführungsformen gemäß der vorliegenden Erfin
dung werden im folgenden anhand der Zeichnungen beschrieben.
Die Fig. 3 zeigt ein Beispiel, das sich auf den Strömungs
verlauf und den aus mehreren Teilen bestehenden Aufbau einer
Schwingrohr-Wärmekraftmaschine gemäß der Erfindung bezieht,
wobei der Zweck darin zu sehen ist, den Aufbau der die Ma
schine bildenden Elemente zu vereinfachen. Wenngleich die
T-S-Kurve von Fig. 2 als ein Beispiel des thermodynamischen
Arbeitsprozesses angeführt werden kann, so ist die Maschine
theoretisch eine Pseudo-Stirling-Kreislauf-Wärmekraftma
schine, die zwei adiabatische Prozesse (a-b, c-d) und zwei
isovolumetrische Prozesse (b-c, d-a) umfaßt. Der tatsäch
liche Betrieb wird von zum Teil irreversiblen Stufen beglei
tet, so daß die Übergänge diejenigen sind, die durch die
gestrichelten Linien (a-bx, c-dx) angegeben sind.
Ein ganz wesentlicher Vorteil dieser Wärmekraftmaschine ist
die Beseitigung des Expansionszylinders 8 sowie des Expan
sionskolbens 9, der bei hoher Temperatur oder sehr niedri
ger Temperatur in der Stirling-Maschine von Fig. 1 hin und
herbewegt wird. Statt dessen wird ein Schwingrohr 21, von
dem vorausgesetzt wird, daß es einem adiabatischen Prozeß
in einer Schwingrohr-Kältemaschine unterliegt, in die Bau
teile des Kreislaufs eingefügt, und das wird dazu herangezo
gen, als ein Gaskolben anstelle des soliden, massiven Kolbens
einer Stirling-Maschine aufgrund der synergistischen Funk
tion des Schwingrohres und eines Expansionsraumes 26, der
sich auf einen (kalten) Kolben 24 von gewöhnlicher Tempera
tur stützt, zu arbeiten, so daß der adiabatische und der
expansive Prozeß erlangt werden. Als Ergebnis dessen werden
kalte Bereiche, wie der Expansionsraum 10 und der Kurbel
mechanismus in Fig. 1, der bei hoher Temperatur oder sehr
niedriger Temperatur hin- und herbewegte Kolben sowie die
Notwendigkeit für lange Wege zu adiabatischen Zwecken in
den anderen Anlageteilen eliminiert. Auf diese Weise wer
den sämtliche Nachteile der früheren Stirling-Maschine be
seitigt.
Eine Ausführungsform, wobei der Erfindungsgegenstand auf
eine Kältemaschine Anwendung findet, wird im folgenden be
schrieben.
Gemäß Fig. 3 wird ein Fluid-Kompressionsraum 13 durch einen
Zylinder 17 sowie einen mechanisch über eine Pleuelstange
15 und einen (nicht dargestellten) Führungskolben mittels
einer Drehung einer von einem (nicht dargestellten) Motor
od. dgl. angetriebenen Kurbelwelle 14 hin- und herbewegten
Kompressionskolben 16 gebildet. Da der Kompressionsraum als
ein Verdichter wirkt, der kein Auslaß- und Ansaugventil hat,
wird dieser Raum 13 auch als Kompressionskammer bezeichnet.
Der Kompressionsraum 13 ist nicht auf einen Kolbenzylinder
begrenzt, sondern kann auch durch eine Membran, Faltenbalg
od. dgl. ausgebildet sein. Der Expansionsraum 26 wird durch
einen kalten Expansionszylinder 23 sowie den Expansionskol
ben 24, der über eine Pleuelstange 25 sowie einen (nicht
dargestellten) Führungskolben mit der Kurbelwelle 14 gekop
pelt ist, gebildet. Der kalte Expansionszylinder 23 arbei
tet bei einem festen Phasenunterschied im voraus zur volu
metrischen Änderung im Kompressionsraum 13. Dieser feste
Phasenunterschied liegt in einem Bereich von 0° bis 60° mit
Bezug zur volumetrischen Änderung im Kompressionsraum 13,
wobei der optimale Phasenunterschied etwa 20° beträgt. Das
schwankt in Abhängigkeit von den Betriebsbedingungen und
wird auch als ein Phasenwinkelunterschied oder Kurbelwinkel
bezeichnet, wobei das System arbeitet, während die volumetri
sche Änderung im Expansionsraum auf einem festen Phasenunter
schied vor der volumetrischen Änderung im Kompressionsraum
gehalten wird. Der Kompressionsraum 13 und der Expansions
raum 26 sind durch einen Radiator 18, der durch ein Kühl
mittel 27 (Luft oder Flüssigkeit) gekühlt wird, einen mit
einem Regeneriermaterial, das ein Gitter oder Netzwerk aus
rostfreiem Stahl oder Bronze, unzählige kleine Bleikugeln
oder ein Seltenerdenelement umfaßt, gefüllten Regenerator 19, einen Wärmeabsorber 20,
der auch als kalter Kopf oder kalter Bereich bezeichnet
wird, um eine niedrige Temperatur durch Kühlen eines zu
kühlenden Mediums zu erzeugen, und das Schwingrohr 21 ver
bunden.
Alternativ können, wie in Fig. 4 gezeigt ist, das Schwing
rohr 21 und der Expansionsraum 26 mittels eines als ein
einstückiges Teil des Radiators 18 von Fig. 3 hergestellten
Wärmetauschers 28 verbunden sein. Dieser Wärmetauscher 28
verhindert, daß die Temperatur des Fluids unter diejenige
des kalten Expansionsraumes 26 abfällt, was auf die Irre
versibilität, die in dem adiabatischen und expansiven Prozeß
hervorgerufen wird, zurückzuführen ist. Gleichzeitig gewinnt
der Wärmetauscher 28 Wärme sowie Kälte zurück und vermindert
die Belastung der Wärmeabstrahlung durch das Kühlmittel 27
am Radiator 18. Eine mechanische Vibration am Wärmeabsorber
20 kann gänzlich eliminiert werden, wenn die Rohrleitungen
22-1 und 22-2 zwischen dem Expansionsraum 26 und dem Wärme
tauscher 28 sowie die Rohrleitungen 22-3 und 22-4 zwischen
dem Kompressionsraum 13 und dem Wärmetauscher 28 flexibel
gestaltet werden.
Gemäß Fig. 3 ist der Abstand zwischen dem Kompressionsraum
13 und dem Expansionsraum 26 kurz, weil diese vom selben
(nicht dargestellten) Kurbelgehäuse gebildet werden. Wenn
als die Rohrleitungen 22a und 22b in Fig. 3 konzentrisch
angeordnete Doppelrohre verwendet werden, so werden diese
Rohre jeweils einen Wärmetausch durchführen, um eine glei
che Wirkung wie diejenige des Wärmetauschers 28 (Fig. 4)
hervorzurufen. Darüber hinaus kann ganz offenbar das Rohr
system als ein Einzelrohr gefertigt werden, so daß die gesam
te Anlage oder Vorrichtung kompakter ausgestaltet werden
kann.
Der Betrieb in einem idealen Betriebszustand wird unter Be
zugnahme auf die T-S- und P-V-Kurven von Fig. 2 sowie auf
die Fig. 3 beschrieben. Das Fluid im Kompressionsraum 13
wird isentropisch vom Punkt a der Normaltemperatur kompri
miert (der adiabatische Verdichtungsprozeß) und erreicht
den Punkt b von hoher Temperatur und hohem Druck. Dann
wird in der Stufe konstanten Volumens Wärme an das Kühlmit
tel 27 des kalten Bereichs am Wärmetauscher 18 abgegeben,
wodurch der Punkt b1 erlangt wird, und das Fluid tritt in den Re
generator 19 ein, in welchem es vom Punkt b1 zum Punkt c
gekühlt wird. Das ist der isovolumetrische Prozeß. Wenn
sich der Expansionskolben 24 zum unteren Totpunkt hin be
wegt, so expandiert dann das Fluid im Regenerator 19 und
im Wärmeabsorber 20, während das Fluid im Schwingrohr 21
und Expansionsraum 23 eine Arbeit ausführt, indem auf den
Kolben 24 Druck ausgeübt wird, um die Kurbelwelle 14 zu dre
hen, und folglich wird der Punkt d erreicht. Das ist der
adiabatische Expansionsprozeß, in welchem das Volumen maxi
miert wird. Das Fluid im Expansionsraum 26 fließt dann iso
volumetrisch durch die Rohrleitung 22 und kühlt zusammen
mit dem Fluid im Schwingrohr 21 das (nicht dargestellte)
Objekt, das mittels des Wärmeabsorbers 20 zu kühlen ist
(d-d1). Das Fluid fließt in den Regenerator 19 sowie den
Radiator 18, es wird vom Punkt d1 zum Punkt a erwärmt, und
es kehrt dann zum Kompressionsraum 13 zurück (das ist der
isovolumetrische Prozeß), worauf ein Zyklus endet. Der tat
sächliche Arbeitsprozeß wird von teilweise irreversiblen
Stufen begleitet, so daß die Übergänge solche sind, wie sie
durch die gestrichelten Linien bei a-bx und c-dx dargestellt
sind.
Im Betrieb als eine Antriebsmaschine ist jeder Prozeß auf
der T-S-Kurve die Umkehrung von demjenigen, der in einer
Kältemaschine vorherrscht. Die Prozesse sind eine adiaba
tische Kompression (d-c) und die isovolumetrische Stufe
(c-b), wobei der Punkt a als die gewöhnliche Temperatur
dient. Jedoch wird im Wärmeabsorber 20 ein Erhitzen bis
auf 700-1000 K vom Punkt b1 zum Punkt b durchgeführt.
Dann läuft die adiabatische Expansion ab, es wird Lei
stung erzeugt (der adiabatische Expansionsprozeß, der bei
b-a angegeben ist), und es wird von der Kurbelwelle 14
eine Leistung erhalten. Schließlich wird im isovolumetrischen
Prozeß von a-d das Fluid zum Kompressionsraum 13 zurückge
führt, und ein Zyklus endet damit.
Das Volumen des Expansionsraumes liegt zu dieser Zeit in
nerhalb eines Bereichs von 50% bis 120% des Kompressionsrau
mes. Je höher die Temperatur des Wärmeabsorbers 20 ist, der
auch als ein Hochtemperatur-Wärmetauscher oder -Heizrohr
bezeichnet wird, umso größer kann das Volumen gemacht wer
den. Der Wirkungsgrad steigt ebenfalls mit einem Anstieg
in der Ausgangsleistung an. Es ist zu bemerken, daß diese
Prozesse polytropische Zustandsänderungen sind, die von
einem niedrigen Wirkungsgrad zur Zeit eines tatsächlichen
Betriebs begleitet sind. Bei Ausdrücken mittels einer P-V-
Kurve würden die spitzwinkligen Teile in jedem Prozeß abge
schnitten und geglättet.
Es wird auf Fig. 5 Bezug genommen, um eine Kurve (a) der
Beziehung zwischen einem Phasenunterschied (α) und einer
erlangten Minimaltemperatur (Tmin), die durch Testen einer
durch die Wärmekraftmaschine der vorliegenden Erfindung ver
wirklichten Kältemaschine erlangt wurden, sowie eine Kurve
(b) der Beziehung zwischen dem Phasenunterschied (α) und
einer erlangten Minimaltemperatur (Tmin) in einer unter
teilten oder getrennten Kältemaschine nach dem Stirling-
Kreislauf zu vergleichen.
Bei der vorliegenden Erfindung ist der optimale Phasenunter
schied 20° und besteht das Regeneriermaterial allein aus
einem Bronze-Maschennetz. Selbst wenn die erlangte Minimal
temperatur in Abhängigkeit von den Spezifikationen der An
lage und den Arbeitsbedingungen unterschiedlich ist, be
trägt diese Temperatur 33 K, 38 K und 42 K, wenn das Vo
lumen des Expansionsraumes 10%, 15% und 20% desjenigen
des Kompressionsraumes beträgt, wie jeweils durch die
Kurven , und in Fig. 5 angegeben ist. Die
maximale Leistungsfähigkeit kann innerhalb von -15° und
+25° erlangt werden, wobei 20° als die Mitte genommen wird.
Das heißt mit anderen Worten, daß der Phasenunterschiedswin
kel innerhalb eines Bereichs von 5° bis 45° erhalten werden
kann. In Fig. 5 ist die erlangte Temperatur etwa 33 K, wie
durch die Kurve angegeben ist. Der Phasenwinkelunter
schied ist zu dieser Zeit 20°. Der Bereich der Phasenwinkel,
über welchen niedrige Temperaturen erzeugt werden können,
reicht von 0°, d. h. derselben Phase, bis 60°. Das bedeutet,
daß eine angemessene Kälteleistung innerhalb dieses Be
reichs erlangt wird, was heißt, daß die Tmin, die erlangt
wird, wenn 20° verlassen werden und eine Annäherung an 60°
erfolgt, sanft ansteigt, so daß sowohl die Leistungsfähig
keit als auch die Kälteleistung abnehmen. Die Kurve von
weniger als 20° bis -5° bestimmt einen spitzen Winkel, so
daß sich die Kälteleistung plötzlich verschlechtert. Wenn
-15° erreicht werden, steigt Tmin plötzlich an und über
100 K auf, obwohl das nicht gezeigt ist.
Im Betrieb der Kältemaschine auf der Grundlage der Wärme
kraftmaschine dieser Erfindung ist -5° die Grenze der Wer
te unterhalb von 0°. Das bedeutet, daß eine Kälteleistung
in zufriedenstellender Weise unterhalb dieses Werts nicht
erlangt werden kann. Im Stirling-Kreisprozeß (b) der Fig. 5
beträgt der optimale Phasenwinkel annähernd 90° und ist der
Bereich ±30° (60-120°) um diesen Winkel als Mitte herum.
Insofern ist die Erzeugung von einer niedrigen Temperatur
über einen Bereich möglich, der weiter ist als derjenige
der Maschine gemäß dieser Erfindung. Darüber hinaus wird
eine Kälteleistung über einen sanften Kurvenverlauf erhal
ten. Jedoch ist eine Leistungsfähigkeit innerhalb eines Be
reichs von 90° ± 10° hoch, obwohl das in Abhängigkeit von
den Betriebsbedingungen verschieden ist. Bei einer Stirling-
Antriebsmaschine ist es bekannt, daß der Phasenunterschied
(α) gleichartig ist und daß die maximale Leistung bei etwa
90° erlangt wird.
Gemäß der vorliegenden Erfindung wird, wie oben beschrieben
wurde, somit eine adäquate niedrige Temperatur erreicht,
selbst wenn ein bei niedriger Temperatur hin- und herbeweg
ter Expansionskolben oder Verdränger eliminiert wird, und
es wird auch aus der Beziehung des Phasenunterschieds (α)
und der erlangten Minimaltemperatur (Tmin) in Fig. 5 deut
lich, daß die vorliegende Erfindung thermodynamisch zu be
stehenden Stirling-Maschinen unterschiedlich ist.
Wenngleich das Schwingrohr aus einem Verbund- oder Keramik
material gefertigt werden kann, so wird in der Hauptsache
von einem hohlen, zylindrischen Rohr Gebrauch gemacht, das
aus einem Material, wie z. B. rostfreiem Stahl, das ein
schlechter Wärmeleiter ist, besteht. Für eine Kälteleistung
von 100 W bei 77 K beträgt die Rohrlänge 25-32 cm und der
Innendurchmesser 2,5 cm ± 0,5 cm. Obwohl das nicht gezeigt
ist, gibt es Fälle, wobei ein fluidischer Gleichrichter,
der ein Maschennetz od. dgl. umfaßt, im Einlaß und Auslaß
vorgesehen wird. Bei einer Antriebsmaschine wird der
Gleichrichter auf der Seite des Expansionsraumes 26 gekühlt.
Es gibt auch Fälle, in welchen eine Mehrzahl von Schwing
rohren in Parallelanordnung verwendet werden, z. B. wenn die
Maschine in ihrer Größenabmessung erweitert oder ihre Ge
schwindigkeit angehoben wird. Hinsichtlich seiner Gestalt
ist das Schwingrohr nicht auf ein kreisförmiges Rohr begrenzt,
denn es ist möglich, ein Schwingrohr von elliptischer, drei
eckiger oder konischer Gestalt zu verwenden. Jedoch ist das
kreisförmige Rohr zweckmäßig, weil seine Wanddicke vermin
dert werden kann, wenn das Fluid auf einen hohen Druck ange
hoben wird. Als Ergebnis wird ein Wärmeintrusionsabfall
von einer gewöhnlichen Temperatur vermindert.
Das Volumen des Expansionsraumes 26 liegt im Bereich von
6,6%-30% des Volumens des Kompressionsraumes 13 in der
Kältemaschine, und es ist möglich, mit hoher Wirksamkeit
durch die Kühltemperatur niedrige Temperaturen zu erzeugen.
Je niedriger die geforderte Kühltemperatur ist, desto näher
liegt das Volumen an 6,6%. Das ideale Verhältnis schwankt
in Abhängigkeit von der Kühltemperatur am Wärmeabsorber 20
und von der Ausgangsleistung. Ferner schwankt das ideale Ver
hältnis in Abhängigkeit von solchen Betriebsbedingungen,
wie dem mittleren Arbeitsdruck des Fluids, der Drehzahl pro
Minute sowie dem Phasenunterschied wie auch von der Rohr
leitungslänge (totes Volumen und Druckabfall innerhalb der
Rohrleitung).
Das Verhältnis des Expansionsraumes 26 zum Kompressionsraum
13 beträgt etwa 30% bei einer Kühltemperatur von 200 K,
20% bei einer Kühltemperatur von 150 K, 16% bei einer
Kühltemperatur von 100 K, 10% bei einer Kühltemperatur von
77 K und 8% bei einer Kühltemperatur von 30 K. Dieses Ver
hältnis nähert sich unterhalb von 30 K an 6,6%. Obwohl die
Erzeugung von niedrigen Temperaturen auch unter 6,6% mög
lich ist, verschlechtert sich der Leistungskoeffizient.
In einer Antriebsmaschine nähert sich das Volumen des Ex
pansionsraumes an 120% von demjenigen des Kompressionsrau
mes, wenn die Heiztemperatur ansteigt.
Ein Beispiel für Spezifikationen, wenn die Kühlleistung
100 W bei 77 K beträgt, ist das folgende:
Schwingrohr: rostfreier Stahl, 3 cm Durchmesser, 30 cm Länge; Regenerator: 800 Lagen von rostfreiem Stahl eines 200er-Maschennetzes mit einem Durchmesser von 3,8 cm; Volumen des Kompressionsraumes: 900 cm3; Volumen des Expansionsraumes: 90 cm3; Drehzahl: 240 U/min; mittlerer Arbeitsdruck (He): 17,67 bar (17,5 ata); Phasenunterschied: 21°; erlangte Minimaltemperatur: 32 K; Eingangs leistung: 3,3 kW; Güteziffer: 3300/100 = 33; Leistungskoef fizient: 1/33 = 0,03.
Schwingrohr: rostfreier Stahl, 3 cm Durchmesser, 30 cm Länge; Regenerator: 800 Lagen von rostfreiem Stahl eines 200er-Maschennetzes mit einem Durchmesser von 3,8 cm; Volumen des Kompressionsraumes: 900 cm3; Volumen des Expansionsraumes: 90 cm3; Drehzahl: 240 U/min; mittlerer Arbeitsdruck (He): 17,67 bar (17,5 ata); Phasenunterschied: 21°; erlangte Minimaltemperatur: 32 K; Eingangs leistung: 3,3 kW; Güteziffer: 3300/100 = 33; Leistungskoef fizient: 1/33 = 0,03.
Wenn der Wirkungsgrad als der Carnot-Wert ausgedrückt wird,
so erhält man η% = ((300 - 77)/77/33).100% = 8,8%. Dieser
Wert ist annähernd derselbe wie derjenige einer Kältemaschi
ne mit derselben Ausgangsleistung vom Gifford-McMahon-Kreis
prozeß.
Es ist augenscheinlich, daß der Wirkungsgrad einer auf der
Maschine dieser Erfindung beruhenden Kältemaschine sehr
hoch ist, selbst wenn die Maschine in den Anfangsstufen der
Entwicklung noch ist.
Um mechanische Schwingungen des Wärmeabsorbers 20 von den
Mechanismen des Expansionsraumes 26 und des Kompressionsrau
mes 13 zu verhindern, sollte die kalte Rohrleitung 22a und
22b, die in Fig. 3 gezeigt ist, als flexible Rohrleitung
mit einer Länge von 1-2 m ausgeführt werden. Das ist für
die Eliminierung von Vibrationen wirksam. Wenn jedoch die
Längen der flexiblen Rohrleitungen zu groß gemacht werden,
so wird das tote Volumen innerhalb der Rohrleitungen grö
ßer werden. Darüber hinaus wird eine Verschlechterung im
Kompressionsverhältnis des Fluids innerhalb des Kompressions
raumes 13 aufgrund des Druckverlusts, der durch die übermäßi
ge Länge hervorgerufen wird, in Erscheinung treten. Als Er
gebnis dessen verschlechtert sich die Kälteleistung mit einer
Vergrößerung der Rohrlängen. Jedoch können mehrere Mikron
bis mehrere 10er Mikron einer mechanischen Schwingung des
Wärmeabsorbers, welche Schwingung auch in Kältemaschinen
anderer Kreisprozesse auftritt, völlig durch die Verwen
dung der flexiblen Rohrleitung und durch Verzicht auf die
Notwendigkeit für bewegbare Mechanismen, wie Niedertempera
turkolben, nahe dem Wärmeabsorber eliminiert werden.
In einer Antriebsmaschine vermindert die Verwendung der
flexiblen Rohrleitung die Leistungsfähigkeit in hohem Maß,
d. h., je kürzer die flexible Rohrleitung ist, desto höher
ist die Leistungsfähigkeit oder der Wirkungsgrad. Ferner
wird in dem Fall, da die geforderte Kühltemperatur gerin
ger als 30 K ist, das ohne Schwierigkeiten erlangt, wenn
der Regenerator 19 mit einem Regeneriermaterial gefüllt ist,
das aus unzähligen kleinen Bleikugeln oder einem Seltener
denelement besteht, und wenn das Verhältnis des Volumens
des Expansionsraumes 26 zum Volumen des Kompressionsraumes
13 vermindert wird. Jedoch verringert sich das Verhältnis
der Volumina und die Leistungsfähigkeit um eine große Span
ne mit einer Abnahme der geforderten Kühltem
peratur.
In Fig. 4 bezeichnet die Bezugszahl 29 Kolbenringe. Der Re
generator 19, der Wärmeabsorber 20 und das Schwingrohr 21
werden in mehreren Schichten gegen Strahlung abgeschirmt
und durch ein Vakuum isoliert. Im Fall einer Antriebsmaschi
ne kann jedoch eine kalte adiabatische Methode zur Anwen
dung gelangen.
Das Volumen des Kompressionsraumes ist im Vergleich zu demje
nigen des Expansionsraumes sehr groß. Wenn das Volumen des
Kompressionsraumes 13 in zwei Teile unterteilt wird und
zwei Kompressionskolben, die diesen Kompressionsraum bil
den, in horizontal entgegengesetzter Weise angeordnet sowie
angetrieben werden, wie das bei einer Stirling-Maschine der
Fall ist, werden die Änderungen in den Volumina die
ser beiden Kompressionsräume in Phase sein. Als Ergebnis
dessen kann die Vibration der Niedertemperatur-Kompres
sionssektion noch weiter dank des ausgezeichneten mechani
schen, dynamischen Ausgleichs oder Gleichgewichts vermin
dert werden. Ferner wird ohne weiteres einzusehen sein,
daß dann, wenn eine Mehrzahl von Wärmekraftmaschinen gemäß
der vorliegenden Erfindung in zusammengebauter Form
gefertigt werden, die Verminderung in der Vibration von
einer höheren Leistungsfähigkeit begleitet sein wird.
Um die Maschine als eine Niedertemperatur-Antriebsmaschine
zu betreiben, wird das Fluid im Expansionsraum 26, wenn die
Maschine als eine Kältemaschine arbeitet, komprimiert, der
Wärmeabsorber 20 durch verflüssigtes Erdgas gekühlt (der Sie
depunkt von Methan bei einer Atmosphäre ist 112 K) und der
Radiator durch Meerwasser oder warmes Wasser auf 274-373 K
erwärmt, worauf der Kompressionsraum 13 als ein adiabati
scher Expansionsraum wirkt und der Kompressionskolben 16
eine Expansionsarbeit leistet. Als Ergebnis dessen wird die
Kurbelwelle 14 gedreht, was bedeutet, daß Leistung erzeugt
wird. Was das Verhältnis des Expansionsraumes zum Kompres
sionsraum zu dieser Zeit betrifft, wird der Zyklus zu einem
im Uhrzeigersinn ablaufenden Kreislauf umgekehrt, und des
halb ist es ausreichend, den Kompressionsraum im Fall einer
Kältemaschine zum Expansionsraum und den Expansionsraum zum
Kompressionsraum zu machen.
Wenn für die Heiztemperatur angenommen wird, daß sie 373 K
beträgt, wird der theoretische Wirkungsgrad
η = 1 - (112/373) = 0,7 werden und die tatsächlich erhal
tene Leistungsfähigkeit 30% sein, was annähernd die Hälfte
davon ist, wie in einer Stirling-Maschine. Die vorliegende
Erfindung kann auf ein Elektrizität erzeugendes Verdampfer
system, um verflüssigtes Methan zu verdampfen und als Stadt
gas zu liefern, Anwendung finden. Dieses System ist imstande,
in praktischen Gebrauch anstelle einer Stirling-Maschine
genommen zu werden.
Im folgenden werden die Vorteile dieses Erfindungsgegenstan
des im Vergleich mit einer Stirling-Maschine und anderen
Kältemaschinen herausgestellt.
- a) Eine hohe Arbeitsleistung wird ohne die Verwendung eines vergleichsweise langen Verdrängers oder Expansionskolbens, der bei niedriger Temperatur oder sehr hoher Temperatur hin- und herbewegt wird, erlangt.
- b) Es gibt keine bewegbaren Niedertemperatur-/Hochtemperatur teile und keine Antriebsmechanismen für diese Zwecke, und deshalb wird durch eine Berührung zwischen Zylinder und Kol ben kein Staub erzeugt. Demzufolge wird eine Kontaminierung des Arbeitsfluids eliminiert, und die Leistung ist über lan ge Zeiträume stabil. Zusätzlich wird die Zuverlässigkeit in hohem Maß mit einer geringeren Anzahl von mechanischen Teilen verbessert.
- c) Die Expansions- und Kompressionskolben bewegen sich ledig lich in den kalten Bereichen hin und her, und Schwingungen sowie Geräusche der kalten Teile werden im Vergleich zu bestehenden Maschinen in hohem Maß vermindert.
- d) In der Kältemaschine wird eine mechanische Vibration, die der Wärmeabsorber auf das zu kühlende Objekt aufbringt, rest los eliminiert. Dadurch wird die Möglichkeit einer Anwendung auf elektronische Systeme verbessert.
- e) Dank der Vereinfachung des Aufbaus der Kältemaschine ist eine Verbesserung in der Zuverlässigkeit und Betriebssicher heit der Systeme, bei welchen die Kältemaschine Anwendung findet, zu erwarten.
- f) Da bei dem Erfindungsgegenstand sich bewegende Niedertempe raturteile nicht erforderlich sind, ist eine einfache Herstel lung unter Anwendung bestehender Techniken wie im Fall von kalten fluidischen Mechanismen oder Anlagen möglich.
- g) Zusätzlich zu der einfacheren Anordnung der Bauteile und zur Verminderung deren Anzahl besteht keine Notwendigkeit irgendwelche Teile und Mechanismen, für die eine Prä zisionsbearbeitung notwendig ist. Als Ergebnis werden die Herstellungskosten in hohem Ausmaß vermindert, und es kann eine Kältemaschine sowie eine Antriebsmaschine von hoher Zuverlässigkeit kostengünstig geschaffen werden.
- h) Da die Anlage als ein einziger Kreis oder eine Kombination von mehreren Kreisen gefertigt werden kann, können die Kühltemperatur und die Kälteleistung in Abhängigkeit vom speziellen Anwendungsfall eingeregelt oder eingestellt werden, und ist es einfach, die Leistungsfähigkeit oder den Wirkungsgrad zu erhöhen.
- i) Weil keine Notwendigkeit für teuere Herstellungskosten besteht und ein vergleichsweise langer, stark bruch- oder ausfallempfindlicher Kolben oder Verdränger eliminiert wird, wird die Handhabung, die notwendig ist, wenn die Anlage oder Vorrichtung bewegt wird, vereinfacht und er leichtert. Zusätzlich wird gleichartig die Arbeitsweise, die zum Betreiben der Anlage notwendig ist, erleichtert.
Bevorzugte weitere Ausführungsformen der vorliegenden Erfin
dung werden nachstehend unter Bezugnahme auf die Fig. 6
-16 beschrieben.
Die Fig. 6 zeigt eine Schwingrohr-Kältemaschine 101, die
eine Kurbelwelle 102, eine mit dieser Kurbelwelle verbundene
erste Pleuelstange 103, einen durch die Pleuelstange hin-
und herbewegten ersten Kompressionskolben 104, einen er
sten Zylinder 105 und einen ersten, innerhalb des Zylinders
105 durch den Kompressionskolben 104 abgegrenzten Kompres
sionsraum 106 umfaßt. Ferner enthält die Kältemaschine 101
eine zweite Pleuelstange 107, die mit der Kurbelwelle 102
verbunden ist, einen zweiten Zylinder 108, einen zweiten,
innerhalb dieses Zylinders 108 hin- und herbewegten Expan
sionskolben 109 und einen zweiten, im Zylinder 108 durch
den Expansionskolben 109 abgegrenzten Expansionsraum 110.
Das Volumen des Expansionsraumes 110 wird durch die Hin-
und Herbewegung des Expansionskolbens 109 verändert.
Der Expansionsraum 110 wird in einem kalten Zustand gehalten
und die Kurbelwinkel der beiden Pleuelstangen 103 und 107
werden derart gewählt, daß die Volumenänderung des Expansions
raumes 110 zu einer Volumenänderung des Kompressionsraumes
106 mit einem konstanten Phasenunterschied innerhalb eines
Bereichs von 10° bis 45° führt. Vorzugsweise wird der Pha
senunterschied mit 20° bis 30° festgesetzt.
Der erste Kompressionsraum 106 steht mit dem Expansionsraum
110 über einen Radiator 111, einen Regenerator 12, einen
kalten Bereich (kalten Kopf) 113 und ein Schwingrohr 114
in Verbindung. Der Regenerator 112 ist mit einem Regenerier
material, wie einem Maschennetz aus rostfreiem Stahl oder
Bronze, einer Anzahl von kleinen Bleikugeln oder einem
Seltenerdenelement gefüllt. Die derart ausgestalte Sek
tion bildet ein erstes thermisches System.
Ein zweites thermisches System ist parallel zum ersten thermi
schen System ausgestaltet. In gleichartiger Weise wird dieses
zweite System von einem Radiator 111', Regenerator 112',
kalten Bereich 113' und Schwingrohr 114' gebildet. Wie der
Fig. 6 zu entnehmen ist, unterscheidet sich jedoch der Rege
nerator 112' des zweiten thermischen Systems von demjenigen
des ersten thermischen Systems darin, daß er zwei Sektionen
112'-1 und 112'-2 umfaßt.
Das erste und zweite thermische System sind untereinander
in einer solchen Weise verbunden, daß zwischen dem kalten
Bereich 113 des ersten thermischen Systems und einem Be
reich 115 des zweiten thermischen Systems, der sich zwi
schen den beiden Regeneratorsektionen 112'-1 und 112'-2
befindet, ein Wärmetausch ausgeführt wird. Die Verbindung erlaubt eine
Übertragung der niedrigen Temperatur des kalten Bereichs
113 im ersten thermischen System auf das Arbeitsfluid des
zweiten thermischen Systems, so daß die Erzeugung einer
sehr niedrigen Temperatur im zweiten thermischen System er
möglicht wird.
Es wird nun die Ausführungsform von Fig. 7 beschrieben, wo
bei zur Ausführungsform von Fig. 6 gleiche Komponenten mit
derselben Bezugszahl bezeichnet sind.
Die Ausführungsform von Fig. 7 unterscheidet sich zu derje
nigen von Fig. 6 darin, daß die beiden Kompressionskolben
104 und 104' nebeneinander angeordnet sind, was auch für
die beiden Expansionskolben 109 und 109' gilt, und daß die
Schwingrohre 114 sowie 114' der beiden thermischen Systeme
in konzentrischer Lagebeziehung angeordnet sind. Die grund
sätzliche Arbeitsweise ist jedoch bei beiden Ausführungsfor
men von Fig. 6 und Fig. 7 gleich.
Die Fig. 8 zeigt die Anordnung von Elementen der in Fig. 6
dargestellten Anlage im einzelnen. Die Regeneratorsektionen
112'-1 und 112'-2 des Regenerators 112 sowie das Schwingrohr
114 sind im wesentlichen symmetrisch in zylindrischer Form
um das Schwingrohr 114' des zweiten thermischen Systems her
um angeordnet. Als Ergebnis können die beiden thermischen
Systeme in kompakter Gestalt konstruiert werden.
Die Fig. 9 zeigt die Anordnung von Elementen der in Fig. 7
dargestellten Anlage im einzelnen. Auch hier sind die Regeneratorsektionen
112'-1 und 112'-2, der Regenerator 112 und
das Schwingrohr 114 im wesentlichen symmetrisch in zylindrischer
Form um das Schwingrohr 114' des zweiten thermischen Systems
herum angeordnet. Der kalte Bereich 113 des ersten thermi
schen Systems unterliegt einem Wärmetausch mit dem Bereich
115 der beiden Regeneratorsektionen 112'-1 sowie 112'-2 des
zweiten thermischen Systems. Diese Anordnung ist insofern
von Nutzen, als die beiden thermischen Systeme in kompakterer
Weise ausgestaltet werden können.
Die Fig. 10 und 11 zeigen eine detaillierte Anordnung von
die Kurbelwelle 102 umgebenden Bauteilen.
Wie in Fig. 10 und 11 gezeigt ist, sind zwei doppeltwirken
de Kolben 104 und 104' in horizontal entgegengesetzter Weise
angeordnet, um vier Kompressionsräume 106, 106 und 106',
106' zu bilden. Die Kompressionsräume 106, die in Phase
arbeiten, sind untereinander verbunden, was auch für die
Kompressionsräume 106', die ebenfalls in Phase arbeiten,
gilt.
Der Expansionskolben 109 ist im gleichen Kurbelgehäuse 116
aufgenommen, um zwei Expansionsräume 110 und 110' zu bilden.
Die Kurbelwinkel der Pleuelstangen 103, 103' sowie 107 liegen
innerhalb eines Bereichs von 10° bis 45°.
Wie aus den Fig. 10 und 11 deutlich wird, können die beiden
Kompressionskolben 104 und 104', die beiden Expansionskolben
109 und 109' sowie die Pleuelstangen 103, 103' und 107 im
selben Kurbelgehäuse 116 aufgenommen werden, wobei flexible
Rohrleitungen, die an die Kompressions- und Expansionsräume
angeschlossen sind, mit den Regeneratoren und Schwingrohren
der Fig. 8 sowie 9 verbunden werden, so daß die Konstruktion
einer kompakten Kältemaschine ermöglicht wird.
Es wird vorgezogen, daß die Phasenwinkel zwischen jedem
der Kompressionskolben 104, 104' und jedem der Expansions
kolben 109, 109' eine Kombination derselben oder verschie
dener Winkel sind und daß die Volumina der Expansions- sowie
Kompressionsräume veränderbar gemacht werden, so daß eine nie
drige Temperatur, wie sie am kalten Bereich erwartet wird,
erhalten werden kann. Diese Änderung im Volumen wird ermög
licht, indem der Winkel des Kurbelarms oder der Kurbelschwin
ge mit Bezug zur Kurbelwelle entsprechend gewählt wird.
Die Fig. 12 und 13 zeigen Beispiele, bei welchen anstelle
der Verwendung der Kurbelwelle 102 die beiden Kolben 104
und 109 durch Linearmotoren 117 sowie 118 hin- und herbewegt
werden. Eine Stromzufuhr zu den beiden Linearmotoren 117
und 118 wird derart geregelt, daß der Expansionskolben 109
dem Kompressionskolben 104 mit einem Phasenwinkel von
10° bis 45° voreilt.
Auf der Seite des Kompressionskolbens 104, die zum Kompres
sionsraum 106 entgegengesetzt liegt, ist eine Pufferkammer
119 vorgesehen. Der Kompressionsraum 106 und die Pufferkam
mer 119 sind untereinander durch eine flexible Rohrleitung
verbunden, in der ein Regelventil 120 sowie ein Filter 121
liegen. Das Regelventil 120 und das Filter 121 verbessern
die Reinheit des Arbeitsfluids, indem im Arbeitsfluid enthal
tene Verunreinigungen beseitigt werden, und sie dienen auch
dazu, den Druck des Arbeitsfluids zu beherrschen.
Bei der in Fig. 13 gezeigten Ausführungsform wird als Expan
sionskolben ein T-förmiger Kolben 109a verwendet, um eine
zweite Pufferkammer 122 zu bilden. Die Bewegung der Kolben
104, 109 und 109a kann durch Stellungsfühler begrenzt wer
den.
Anordnungen der in entweder der Fig. 12 oder der Fig. 13
gezeigten Art können Seite an Seite angeordnet werden, und
die kalten Bereiche 113 der jeweiligen Stufen können geteilt
sein, z. B. durch Anordnung der kalten Bereiche 113 in zylin
drischer Form um eine gemeinsame Mitte herum, so daß die
identische kalte Temperatur durch einen großen kalten Be
reich erzeugt werden kann. Ferner kann, wie in den Fig. 6
und 7 dargestellt ist, der kalte Bereich 113 verwendet wer
den, um ein anderes, eine niedrige Temperatur erzeugendes
System vorzukühlen, so daß ein Wärmetausch mit dem anderen,
eine niedrige Temperatur erzeugenden System in diesem Be
reich ausgeführt werden kann.
Bei all den Ausführungsformen und Beispielen, die vorstehend
beschrieben wurden, beträgt das Volumen des Expansionsrau
mes vorzugsweise 6,6% bis 30% desjenigen des Kompressions
raumes. Das notwendige Volumen des Kompressionsraumes kann
unter Verwendung von mehreren Kompressionskolben erlangt
werden.
Obwohl die beiden Kolben 104 und 109 bei den Beispielen der
Fig. 12 und 13 unter Verwendung der Linearmotoren 117 und
118 betrieben werden, ist es möglich, eine Anordnung der
in Fig. 14 gezeigten Art anzuwenden, wobei die beiden Kolben
104 und 109 durch eine Kurbelwelle 102 sowie einen die Stel
le der Linearmotoren 117 und 118 einnehmenden Motor M hin-
und herbewegt werden.
Eine noch weitere Ausführungsform der Erfindung, die in
Fig. 15 gezeigt ist, ist für ein Verhindern des Abfallens
der Temperatur des Expansionsraumes unter die übliche (kal
te) Temperatur, wenn die Expansionsarbeit des Expansionsrau
mes 110 ansteigt, wirksam (wenn z. B. die Kühltemperatur
80 K und die Expansionsarbeit größer als 50 W ist, dann
wird die Temperatur des Expansionsraumes auf 250 K abfal
len, falls der Wärmeabstrahlungseffekt nicht adäquat ist).
Wie in Fig. 15 gezeigt ist, wird Wärme vom Kompressionsraum
106 unter Verwendung eines Radiators 123 auf das Arbeits
fluid im Expansionsraum 110 übertragen, wodurch ein Tem
peraturabfall des Expansionsraumes 110 verhindert wird.
Bauteile in Fig. 15, die zu solchen der anderen Ausführungs
formen gleich sind, sind mit denselben Bezugszahlen bezeich
net.
Um den Kompressionsraum 106 mit einem Arbeitsfluid von ho
her Reinheit zu speisen, sollte das Filter 121 zwischen
einem Druckerzeugungsventil 124 und einem Druckentlastungsven
til 125 angeordnet werden. Bei Anwendung einer solchen An
ordnung wird das Arbeitsfluid vom Kurbelgehäuse dem Kom
pressionsraum 106 über das Filter 121 und das Druckregel
ventil 120 als ein Arbeitsfluid von hoher Reinheit zuge
führt.
Die Fig. 16 zeigt ein Diagramm zur Beziehung zwischen dem
Kurbelwinkel und einem Leistungskoeffizienten. Wenn die
Kühltemperatur TE bei 80 K konstant gemacht und der Kur
belwinkel von 0° auf 30° bei der Ausführungsform von Fig. 1
vergrößert wird, steigt der Leistungskoeffizient (das Ver
hältnis der Kühlleistung zur verbrauchten Energie) von
0,01 auf 0,027 an. Bei 40 K wird der maximale Lei
stungskoeffizient erlangt, wenn der Kurbelwinkel 22° beträgt.
Wie aus der Fig. 16 deutlich wird, gibt es einen optimalen
Kurbelwinkel für jede Kühltemperatur, und dieser Win
kel liegt in einem Bereich von 20° bis 30°.
Gemäß der vorliegenden Erfindung sind bewegliche Nieder
temperaturteile nicht länger notwendig, d. h. der Expansions
kolben wird auf einer üblichen oder gewöhnlichen Temperatur
angeordnet. Als Ergebnis werden die Herstellung und War
tung erleichtert. Da die Kältemaschine mit einer Mehrzahl
von Kreisen ausgestattet werden kann, kann zusätzlich die
Kühlleistung eingeregelt werden, damit sie dem speziellen
Anwendungsfall entspricht. Darüber hinaus wird die prakti
sche Kühlleistung der Anlage oder Vorrichtung im Vergleich
zum Stand der Technik angehoben.
Wie aus dem Vorstehenden hervorgeht, umfaßt eine Schwingrohr-
Kältemaschine einen durch einen Kompressionskolben in einem
Zylinder abgegrenzten Kompressionsraum, einen in einem Zylin
der durch einen Expansionskolben abgegrenzten Expansionsraum,
wobei der Expansionskolben mit einem Voreilwinkel eines kon
stanten Phasenunterschiedes innerhalb eines Bereichs von
10°-45° mit Bezug zum Kompressionskolben hin- und herbe
wegt wird, sowie ein erstes und ein zweites thermisches Sy
stem, die die Kompressions- und Expansionsräume verbinden.
Jedes thermische System besitzt einen Radiator, einen Regene
rator, einen kalten Bereich und ein Schwingrohr, wobei der
Regenerator des zweiten thermischen Systems aus zwei Rege
neratorsektionen besteht. Der kalte Bereich des ersten ther
mischen Systems wird zur Durchführung eines Wärmetauschs
mit dem zweiten thermischen System zwischen dessen beiden
Regeneratorsektionen gebracht, so daß vom kalten Bereich
des zweiten thermischen System eine sehr niedrige Tempera
tur erhalten wird.
Claims (9)
1. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine, mit einem
Kompressionsraum (13), einem Wärmetauscher (18), einem
Regenerator (19), einem Wärmeabsorber (20), einem Schwingrohr
(21) und einem Expansionsraum (26), dadurch gekennzeichnet,
daß der Wärmetauscher, der Regenerator, der Wärmeabsorber und
das Schwingrohr in der Verbindung für ein Arbeitsfluid
zwischen dem Kompressionsraum (13) und dem Expansionsraum
(26) angeordnet sind, wobei eine Volumenänderung des
Expansionsraums mit einer konstanten Phasenverschiebung von
0° bis 60° gegenüber der entsprechenden Volumenänderung des
Kompressionsraums erfolgt.
2. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß der Expansionsraum (26) über
einen Wärmetauscher (28) mit dem Kompressionsraum thermisch
gekoppelt ist.
3. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 1
oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Expansionsraum (110)
von einem Expansionszylinder (108) und einem darin
verschiebbar gehaltenen Expansionskolben (109) begrenzt ist,
daß der Kompressionsraum (106) von einem Kompressionszylinder
(105) mit einem darin verschiebbar aufgenommenem
Kompressionskolben (104) begrenzt ist, und daß der
Expansionskolben (109) mit einer konstanten
Phasenverschiebung von 10 bis 45° gegenüber einer Bewegung
des Kompressionskolbens (104) voreilt.
4. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet, daß zwei parallel angeordnete
reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschinen vorgesehen sind,
wobei der Wärmeabsorber (113) der ersten Maschine mit dem
Regenerator (112'-1, 112'-2) der zweiten Maschine thermisch
gekoppelt ist.
5. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, daß der Regenerator (112') der
zweiten Maschine in zwei Regeneratorabschnitte (112'-1, 112'-2)
unterteilt ist, und der Wärmeabsorber (113) der ersten
Maschine zwischen diesen Regeneratorabschnitten (112'-1,
112'-2) mit dem Arbeitskreis der zweiten Maschine thermisch
gekoppelt ist.
6. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 4
oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Schwingrohre (114,
114') der ersten und der zweiten Maschine koaxial zueinander
angeordnet sind.
7. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach Anspruch 4
bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß zwei einander
gegenüberliegend angeordnete doppeltwirkende Kolben (104,
104') vier Kompressionsräume (106, 106, 106', 106')
begrenzen, von denen jeweils die phasengleichen
Kompressionsräume miteinander verbunden sind, wobei die
Kolben (104, 104') von einer Kurbelwelle (102) angetrieben
sind, mit der Expansionskolben (109, 109') phasenverschoben
gekoppelt sind, welche zwei Expansionsräume (110, 110')
begrenzen.
8. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach einem der
vorhergehenden Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß
das Volumen des Expansionsraums (26, 110) 50% bis 120% des
Volumens des Kompressionsraums (13, 106) beträgt, wenn die
Maschine als Antriebsmaschine arbeitet.
9. Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine nach einem der
Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Volumen
des Kompressionsraums (13, 106) das drei bis fünfzehnfache
Volumen des Expansionsraums (26, 110) beträgt, wenn die
Maschine als Kältemaschine arbeitet.
Applications Claiming Priority (5)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP3266181A JP2947649B2 (ja) | 1991-10-15 | 1991-10-15 | パルス管式熱機関 |
JP3332804A JP2941109B2 (ja) | 1991-11-22 | 1991-11-22 | パルス管式冷凍機 |
JP3332805A JP2941110B2 (ja) | 1991-11-22 | 1991-11-22 | パルス管式冷凍機 |
JP3332803A JP2942045B2 (ja) | 1991-11-22 | 1991-11-22 | パルス管式冷凍機 |
JP3332802A JP2941108B2 (ja) | 1991-11-22 | 1991-11-22 | パルス管式冷凍機 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE4234678A1 DE4234678A1 (de) | 1993-04-22 |
DE4234678C2 true DE4234678C2 (de) | 2003-04-24 |
Family
ID=27530466
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE4234678A Expired - Lifetime DE4234678C2 (de) | 1991-10-15 | 1992-10-14 | Reversible Schwingrohr-Wärmekraftmaschine |
Country Status (2)
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---|---|
US (1) | US5435136A (de) |
DE (1) | DE4234678C2 (de) |
Families Citing this family (40)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
FR2702269B1 (fr) * | 1993-03-02 | 1995-04-07 | Cryotechnologies | Refroidisseur muni d'un doigt froid du type tube pulsé. |
US5613365A (en) * | 1994-12-12 | 1997-03-25 | Hughes Electronics | Concentric pulse tube expander |
JP3625511B2 (ja) * | 1995-02-23 | 2005-03-02 | 株式会社鈴木商館 | ガスサイクル冷凍機 |
FR2736710B1 (fr) * | 1995-07-12 | 1997-08-08 | Commissariat Energie Atomique | Refrigerateur ou pompe a chaleur a tube de pulsation alimente par un generateur de pression |
JP2699957B2 (ja) * | 1995-11-01 | 1998-01-19 | 株式会社移動体通信先端技術研究所 | パルス管冷凍機 |
DE19612539A1 (de) * | 1996-03-29 | 1997-10-02 | Leybold Vakuum Gmbh | Mehrstufige Tieftemperaturkältemaschine |
FR2747767B1 (fr) * | 1996-04-23 | 1998-08-28 | Cryotechnologies | Cryostat pour refroidisseur cryogenique et refroidisseurs comportant un tel cryostat |
JP3624542B2 (ja) * | 1996-04-30 | 2005-03-02 | アイシン精機株式会社 | パルス管冷凍機 |
FR2748469B1 (fr) * | 1996-05-07 | 1998-07-31 | Thomson Csf | Utilisation d'une barriere en nitrure pour eviter la diffusion d'argent dans du verre |
US5791149A (en) * | 1996-08-15 | 1998-08-11 | Dean; William G. | Orifice pulse tube refrigerator with pulse tube flow separator |
JPH10132404A (ja) * | 1996-10-24 | 1998-05-22 | Suzuki Shiyoukan:Kk | パルス管冷凍機 |
EP0851184A1 (de) * | 1996-12-30 | 1998-07-01 | L'air Liquide, Societe Anonyme Pour L'etude Et L'exploitation Des Procedes Georges Claude | Tieftemperatur-Kältemaschine |
FR2773392B1 (fr) | 1998-01-06 | 2000-03-24 | Cryotechnologies | Procede et dispositif de climatisation par tubes a gaz pulse |
US7347053B1 (en) | 2001-01-17 | 2008-03-25 | Sierra Lobo, Inc. | Densifier for simultaneous conditioning of two cryogenic liquids |
WO2002057693A1 (en) * | 2001-01-17 | 2002-07-25 | Sierra Lobo, Inc. | Densifier for simultaneous conditioning of two cryogenic liquids |
US6374617B1 (en) | 2001-01-19 | 2002-04-23 | Praxair Technology, Inc. | Cryogenic pulse tube system |
US6425250B1 (en) | 2001-02-08 | 2002-07-30 | Praxair Technology, Inc. | System for providing cryogenic refrigeration using an upstream pulse tube refrigerator |
US6415611B1 (en) | 2001-02-22 | 2002-07-09 | Praxair Technology, Inc. | Cryogenic refrigeration system using magnetic refrigerator forecooling |
FR2831598A1 (fr) * | 2001-10-25 | 2003-05-02 | Mdi Motor Dev Internat | Groupe motocompresseur-motoalternateur a injection d'air comprime additionnel fonctionnant en mono et pluri energies |
US6588224B1 (en) * | 2002-07-10 | 2003-07-08 | Praxair Technology, Inc. | Integrated absorption heat pump thermoacoustic engine refrigeration system |
GB2395252B (en) * | 2002-11-07 | 2005-12-14 | Oxford Magnet Tech | A pulse tube refrigerator |
GB2397367B (en) * | 2003-01-17 | 2006-02-15 | Oxford Magnet Tech | Pulse tube refrigerator with a warm end heat exchanger having a secondary cooling mechanism comprising an additional heat exchanger cooled by the refrigerant |
US7263837B2 (en) | 2003-03-25 | 2007-09-04 | Utah State University | Thermoacoustic cooling device |
WO2005031141A1 (en) * | 2003-10-01 | 2005-04-07 | Michael Cahill | A heat engine or heat pump |
JP4796393B2 (ja) * | 2006-01-17 | 2011-10-19 | 株式会社日立製作所 | 超電導電磁石 |
DE102006006326B4 (de) * | 2006-02-11 | 2007-12-06 | Bruker Biospin Ag | Hybrid-Wärmepumpe/Kältemaschine mit magnetischer Kühlstufe |
JP4763021B2 (ja) * | 2008-03-25 | 2011-08-31 | 住友重機械工業株式会社 | パルス管冷凍機及び蓄冷型冷凍機 |
DE102008050653B4 (de) | 2008-09-30 | 2013-09-12 | Institut für Luft- und Kältetechnik gGmbH | Wärmekraftmaschine nach dem Pulsröhrenprinzip |
US8096118B2 (en) * | 2009-01-30 | 2012-01-17 | Williams Jonathan H | Engine for utilizing thermal energy to generate electricity |
US8181460B2 (en) * | 2009-02-20 | 2012-05-22 | e Nova, Inc. | Thermoacoustic driven compressor |
EP2467595A4 (de) * | 2009-08-19 | 2017-11-15 | National Oilwell Varco, L.P. | Hocheffizienter regulator |
US8950193B2 (en) * | 2011-01-24 | 2015-02-10 | The United States of America, as represented by the Secretary of Commerce, The National Institute of Standards and Technology | Secondary pulse tubes and regenerators for coupling to room temperature phase shifters in multistage pulse tube cryocoolers |
KR101328651B1 (ko) * | 2011-12-05 | 2013-11-14 | 한국과학기술원 | 맥동관 엔진 |
JP6054079B2 (ja) * | 2012-07-20 | 2016-12-27 | 株式会社東芝 | スターリング型冷凍機 |
WO2014043790A1 (en) | 2012-09-19 | 2014-03-27 | Etalim Inc. | Thermoacoustic transducer apparatus including a transmission duct |
KR101393569B1 (ko) * | 2012-12-28 | 2014-05-12 | 현대자동차 주식회사 | 스털링 냉동기용 정류 유닛 |
CN103105018A (zh) * | 2013-01-29 | 2013-05-15 | 东南大学 | 带相位反馈调节的主动活塞式脉冲管制冷机 |
CN104421043B (zh) * | 2013-08-28 | 2016-08-10 | 哈尔滨翔凯科技发展有限公司 | 带外平衡阀的超临界流体单缸外驱动外燃热机发电装置 |
CN104421040B (zh) * | 2013-08-28 | 2016-08-10 | 哈尔滨翔凯科技发展有限公司 | 带外平衡阀的气动外驱动外燃热机发电装置 |
CN110552810B (zh) * | 2019-08-13 | 2023-09-08 | 华电电力科学研究院有限公司 | 一种减少斯特林发电机吸热器温差的综合能源利用***及方法 |
Family Cites Families (16)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US4024727A (en) * | 1974-03-01 | 1977-05-24 | Hughes Aircraft Company | Vuilleumier refrigerator with separate pneumatically operated cold displacer |
JPS5644555A (en) * | 1979-09-17 | 1981-04-23 | Aisin Seiki | Refrigerating system |
JPH0660769B2 (ja) * | 1983-06-24 | 1994-08-10 | アイシン精機株式会社 | 低温で効率良く熱エネルギーを吸収する方法 |
JPS6176774A (ja) * | 1984-09-20 | 1986-04-19 | Aisin Seiki Co Ltd | 流体圧縮機 |
JPS61225556A (ja) * | 1985-03-29 | 1986-10-07 | アイシン精機株式会社 | 低温冷却装置 |
JPS61228266A (ja) * | 1985-03-30 | 1986-10-11 | アイシン精機株式会社 | スプリツト型冷凍機 |
CH664799A5 (fr) * | 1985-10-07 | 1988-03-31 | Battelle Memorial Institute | Ensemble moteur-pompe a chaleur stirling a piston libre. |
JPH0689962B2 (ja) * | 1986-01-30 | 1994-11-14 | アイシン精機株式会社 | 複合冷凍機 |
JPS63194260A (ja) * | 1987-02-09 | 1988-08-11 | Fuji Photo Film Co Ltd | 露光機能を賦与した感光材料包装ユニツト |
JPS6442366A (en) * | 1987-08-07 | 1989-02-14 | Toyota Motor Corp | Silicon nitride sintered body resistant to thermal shock |
JPH01200158A (ja) * | 1988-02-04 | 1989-08-11 | Aisin Seiki Co Ltd | スターリング機関 |
JP2710784B2 (ja) * | 1988-05-07 | 1998-02-10 | アイシン精機株式会社 | 多気筒型スターリング機関 |
JPH03282161A (ja) * | 1990-03-30 | 1991-12-12 | Aisin Seiki Co Ltd | パルス管冷凍機 |
US5172554A (en) * | 1991-04-02 | 1992-12-22 | The United States Of America As Represented By The United States Department Of Energy | Superfluid thermodynamic cycle refrigerator |
JP2902159B2 (ja) * | 1991-06-26 | 1999-06-07 | アイシン精機株式会社 | パルス管式冷凍機 |
US5275002A (en) * | 1992-01-22 | 1994-01-04 | Aisin Newhard Co., Ltd. | Pulse tube refrigerating system |
-
1992
- 1992-10-14 US US07/960,837 patent/US5435136A/en not_active Expired - Lifetime
- 1992-10-14 DE DE4234678A patent/DE4234678C2/de not_active Expired - Lifetime
Non-Patent Citations (1)
Title |
---|
NICHTS ERMITTELT * |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
DE4234678A1 (de) | 1993-04-22 |
US5435136A (en) | 1995-07-25 |
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DE4123665C2 (de) | ||
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