JPS5864A - 冷凍機に対する再生サイクルプロセス - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、低温発生のだめの装置および方法、特に閉鎖
された循還回路を有する冷凍機に関している。附加的に
外部より冷媒の給与を受けずに、即ち自律的に、極めて
低い温度に達し得る、小なる冷凍出力を有する冷凍機は
、益々多く実験室内、或は例えば真空装置内の極低温ポ
ンプに対して装着されている。その場合は高圧ヘリウム
ガスが冷媒として使用される。

上述のような冷凍機械は、多くの場合、スターリングサ
イクルプロセス、即ちギツフオード・マクマオン式サイ
クルプロセスを必要としている。

上記両サイクルプロセスは、主として、前者においては
、冷却を起す膨張作用が一部分回収されるということで
相違している。これは、排出機と圧縮ピストンとの、機
械的結合による同期的運動によって達せられる。従って
、比較的高い効率が得られるが、次のような欠点がある
。即ち、サイクル頻度が比較的低く制限され且つ排出機
械と連結されているために１、低価格の高速圧縮機を使
用することができないことである。回転数が低いため、
該機械はそれに相応する大なる慣性を具える要がある。

何ぜならば、このようにすることによってのみ、膨張相
の間充分なるエネルギを貯えることができるからである
。従って、このような原理に基く冷凍機の製造費は比較
的高くなる。その外、出力および温度範囲を異にする冷
凍機械を標準部品より構成することもできない。

前記ギツフオードマクマオンサイクルプロセスにおいて
は、この問題は、圧縮機と冷凍機との連結を解除するこ
とによって回避されている。この場合、圧縮時には高圧
のガスが、排気運動のサイクル中、外部制御の弁を介し
て高圧貯槽よりとり出され、そして膨張の場合に、再び
低圧貯槽へ返却される。従って圧縮機は、低、圧ガスを
密閉状態で再び高圧貯槽へ引渡す任務を持つだけである
。

従って、ギツフオードマクマオンプロセスハ、簡単、廉
価にして且つ運転的に確実なる技術的解決法であるが、
消費されるエネルギが多いという欠点を免れない。

本発明によれば、上述の両サイクルプロセスの利点が合
体され、且つそれ等の、或はその他の欠点が排除された
ことを特徴とする冷凍機械用の新規サイクルプロセスが
提案される。新規サイクルプロセスによれば、高速圧縮
機が、弁制御作用による排出運動と同期的に、該サイク
ルプロセスの半周期中は填充のため、次の半周期の間は
排出のため、該冷凍機械の冷却ヘッドの動作容積と連結
される。その場合、填充中には中圧状態にある貯槽から
、ガスが取出され、放出の場合には、再び、逆に貯槽へ
送給される。この場合、前記圧縮の仕事の大部分が返還
される。その外、圧縮機における圧力差が半減され、そ
して、耐熱的圧縮の仕事量が、上記圧力比の低下のため
更に低減される。

今一つの変形にお゛いては、上記貯槽の代りに、第１の
極低温発生機と昼離されているか、或はこれと構造的に
１単位を構成している、第２の極低温発生機の仕事容積
が用いられる。従って上記両仕事容積は、前記圧縮機の
吸引側および排出側と、交互に反対に連結される。両方
の場合とも、理論的に可能な、最良のカルノー効率に、
極度に近接させることができる。

上述のエネルギ節約の結果として、更に、圧縮機の冷却
のための損失が少くなるという利益がある。さほど高い
冷却出力が求められない場合には、簡単な空冷で充分で
ある。そして、より犬なる出力の設備においては、空冷
に対しては時として、その他の場合には普通に、設けら
れる熱交換器を省くことができる。

上述のように、弁の制御は、排出運動と同期的に行われ
る。これは、排出装置の駆動ピストンと制御弁との間の
連結を必要とする。空圧的連結が特に有利と考えられ、
従って排除運動のため空圧駆動が選択されるならば、サ
イクルの頻度の変化を許し、且つより犬なる冷却出力に
も適している、極めて簡単にして空間が節約され、そし
て確実に運転できるような解決が得られる。次に、図面
を参照して、本発明の作用および効果を更に具体的に説
明しよう。

第１図は、油潤滑圧縮機を用いる１段的冷凍機械に設け
られた新規装置の構造を略示しているが、その中の１は
、寒冷状態を発生させる冷凍機械の冷却ヘッドを指示し
ている。冷却される表面は、遮蔽板２へねじ止めされて
いる。冷却ヘッドの内部には、導熱作用の低い円筒形の
中間壁５によって相互に分離されている排出機８と再生
機番とが存在する。前記排出機８は、棒７を介して駆動
ピストン６によって周期的に上下に運動させられるが、
この場合、上記排出機の上或は下に存在するガスは、再
生機番により、開口３７を経て前後に推移させられる。

前記ピストンを空圧的に操作するガスは、室８の中に存
在するガスから弾力性の蛇腹９によって分離されている
。

ピストン６が運動する際、そのストッパの上方或は下方
へ僅か前方に作られている、空気クッションから流出す
るガスの摩擦作用によって、ピストンの上下の終端位置
における衝撃の減衰が行われるようになっている。上記
ガスは、側方の案内部の間隙および絞り孔１０．１１を
経て流出するようになっている。

この場合は、仕事容積と呼ばれる、上記冷却ヘッドの中
に存在するガスの体積の圧縮および膨張は、圧縮機１２
により、排除運動と同期的に行われる。ピストン式圧縮
機と対比し、その場合には、押出室から吸引室が分離さ
れているため、何等外部制御の取入れおよび排出弁を必
要としない、回転ピストン圧縮機を使用するのが適切で
ある。更に、これは寸法が小である故、冷却出力が大な
る場合にも完全密閉的に作られ、その外向機械的に安定
であるため、圧力準位が著しく高い場合にも運転可能で
あるという利点がある。このことは、後段で述べるよう
にエネルギの節約にも寄与している。

本発明によれば、上記圧縮機は、該サイクルプロセスの
装填のための半周期中も、仕事容積から排除するだめの
、それに続く半周期中も、冷却ヘッドの中に挿入されて
いる。装填中、ガスが中間圧力状態にある中間槽１４が
ら圧縮機１２を軽て送給されて、同時に油分離器として
作用する高圧容器１５へ送給される。ガスは、弁１６、
絞り個所１７および接続部１８を経て、冷却ヘッドに達
する。上記排出中、圧縮機の吸引側は、１８において冷
却ヘッドと連結され、そして高圧側は中間槽１４と連結
される。

制御弁１８は、切換に役立てられる。これに含まれる制
御ピストン１９は、弾性蛇腹２０によって、上記無油帯
域１６から分離されている。制御ピストンの上側２１は
、常に中間槽１４と連結されて居り、従って常に中間圧
力の状態におかれる。

上記制御ピストン１９の操作は、排出機の駆動ピストン
６が終端位置に達する毎に、夫々２２および２８におい
て高圧或は低圧を供与することによって打撃的に行われ
る。上記圧縮機の切換が行われている間、吐出側に過圧
が発生しないようにするため、加圧側および減圧側の導
管には、過圧弁３６が橋絡されている。

従って排出機８の駆動ピストン６は、制御ピストン１９
に対する制御弁として役立っている。前記制御ピストン
１９の内部に設けられたばね２４は？単に・こ０機械を
運転に入れる場合の制御１ストンの出力側のためにのみ
備えられているものである故、その操作の過程において
は、それに関与しない。次に、この作用を更に詳細に記
述することにしよう。

第２図は、該サイクルプロセスの１サイクル中の、時間
ｔを関数とする、冷却ヘッド内の加圧および排出運動中
の、所望される理想的経過を示している゛。■サイクル
は４つの相に分割されている。

破線は、排出機の経過曲線８であシ、実線は、１週期中
の圧力ｐの経過を表わしている。

第１図は、上記サイクルプロセスの、位相ｔ＝０に対応
している。排出機は、上方の死点にある。

圧縮機は、冷却ヘッド内の動作容積へ装填を行わんとし
ている。制御ピストン１゛９の下側は、僅か前に、開口
２８．８５．２９．３２および８８を経由して、圧縮機
の低圧側と連結されている。駆動ピストン６の下側にお
ける室２５は、２６．２７を経て、絶えず中間圧力槽１
４と連結されている。上記駆動ピストン６の上側の圧力
が、この圧力の平均値を超過する（位相０−１）や否や
、理論的に上記排出機め下降運動が始まる。併し、そこ
では既に上限的ガスクッションが作られていた位相ｌに
おいて、このとき吸引カップ効果が起り、そしてガスは
先づ、絞り個所ＩＯを経て、上のガスクッションが作ら
れている室へほとばしるように流れ込むことを強いられ
ることによって、上記下降運動が遅らされる。今一つに
は、冷却ヘッドへガスが流入する場合には、再生機４の
中に流れの抵抗が生ずる故、前記排出機には、上向きに
作用する圧力差が生ずる。即ち、接続部１８における高
圧とシリンダ室２５における中圧との間の差圧が、成る
一定値を超過したとき初めて、右向きの運動が起る。ピ
ストン６が下の死点に達するや否や、即ち第２図の位相
２に達したとき、２８と２９との間に連絡が作られ、２
２における高圧が孔８０を経て制御ピストン１９の下側
へ案内され、ピストン１９は上方へ躍動し、従って圧縮
機のガスの流れの方向を切換える。そのとき弁１６は閉
鎖されている。冷却ヘッド内およびピストン６の上側に
存在するガスは、■８或は８１゜３２および３８を経て
排除される。圧縮機より送給されたガスは、３４．２１
を経て中間槽１４へ達する。このとき、前記中間槽へは
、位相２までこの相が給与していた量のガスが再び供与
される。

接続部１８および３１における圧力が、前記中間圧力を
下廻ったとき、再びピストン６は遅れを以て上方へ運動
しく位相３−４）、そして上の死点に達した後（位相４
−位相０）制御ピストン１９の下側が、２９．８５．２
３および孔８０を経て、低圧にされる。従って制御ピス
トン１９は、再び第１図に示された位置に達し、そして
再び最初からサイクル運動が開始される。

さて、次には、本発明のサイクルプロセスから得られる
可能性を一つの具体例を以て説明しよう。

該冷凍機械に、１段的に８０Ｋにおいて、２００Ｗの理
論的冷却出力を持たせようとするものと仮定しよう（そ
の場合、この出力は、伝導と輻射による熱の引出しのた
めの再生機損失、および第２図に示された排出運動およ
び圧力の理想的経過からの不可避的偏倚のための、８Ｏ
−１０（１’の利用し得る冷却出力に対応する）。更に
、毎秒２サイクルの、即ち２サイクルプロセスが進行し
、且つ今日の多くの市場に見られる極低温発生機におい
て普通であるように、圧縮機の吸引圧力が、Ｐ＝４ｂａ
ｒに、そして吐出圧力がＰｌｔ＝　１８　ｂａｒにある
ものと仮定しよう。その場合理論的冷却出力Ｑは、次式
で表わされる。

Ｑ＝ｆｇｌｖｄｐ＝ｆｖΔｐ＝ｆ■（Ｐｈ−Ｐｌ）但し
、■は、下方の死点にある排出機全体に亘る膨張する体
積（この値は、体積８と略々等しい）そしてｆ＃＃Ｃ−
１は、サイクル頻度である。

求められた冷凍出力および頻度においては、上記圧力値
を用いた場合、■に対しては、約０．０７Ｌの値が得ら
れる。更に、空の再生機容積が、同等の大きさであるも
のと仮定すれば、中間槽および圧縮機切換装置を用いず
に、即ち、ガスを高圧貯槽からとり出し、低圧貯槽へ返
し、然る後再び前記圧縮機から、高い方の圧力水準まで
送給が施されることによって、従来のギツフオードマク
マオンサイクルプロセスにおいて所要とされる正味の圧
縮出力Ｗが得られる。その場合の圧縮機の所要吸引能力
は、４　ｂａｒにおいて、８．２．ｅ／ｓとなる。従っ
て、理論的冷却出力に対する理論的圧縮出力の比は１“
４＝１＋、となる。前記Ｑに対する方程式から、冷却出
力は、単に△ｐの関数に過ぎずして、圧力の水準には無
関係であることが分っている。これは、一定のガスの質
量に対しては、式　（Ｐん／Ｐｌ）（γ−１）／γ−１
（但しγ＝さ）に比例する、その場合消費される、断熱
的圧縮仕事量Ｗに対しては、適用しない。上記△ｐを一
定として、圧力準位の上昇と共に、Ｐｈ／Ｐｌの比率が
益々小となる故、圧力を高めることによって消費される
仕事量を低減することができる。これは、冒頭で述べた
通り、厳重に密閉された回転ピストン圧縮機（中間圧力
ガス貯槽１４の中に設けるを可とする）を使用すること
によって可能となる。

例えば、Ｐｈ＝１６　ｂａｒ、　Ｐｈ＝ａ　Ｏｂａｒと
選択すれば、圧力比Ｐｈ／Ｐｌが適当である故、圧縮出
力は、尚その半分に過ぎないことになる。従って蚤なる
比率は、７に過ぎず、そして所要の圧縮機の吸引能力は
約イとなる。

さて、本発明のサイクルプロセスに、上記圧力および中
間槽内の平均圧力ＰｒｒＬ＝２３　ｂａｒを適用するな
らば、前記圧縮機における圧力比は更に半分となり、且
つ冷却ヘッド放出の位相中、圧縮エネルギーの一部が回
収される。然るとき、圧縮出力ｗ−ｏ、ｓＫＷに過ぎず
して、比率７４＝４となる。

従って、８０Ｋにおける、カルノー理論において可能な
最低比４　＝２．７５に極めて近接することになる。

圧縮機による、一定のサイクル時間中の装填が、従来の
ように連続的に行われずして、寧ろ圧縮機には、半周期
中冷却ヘッドの放出動作をも課せられている故、冷却ヘ
ッドは、尚半周期の間も、装填に役立てられる。従って
、その吸引能力は、このときのそのより高い吸引圧力に
も拘らず、より大でなければならない。このとき上記値
Ｓ　＝　１．６気であり、従ってこれは、最初の低圧準
位の場合に必要であった値の略々半分の値を保つことに
なる。

上記圧縮機における圧力差が半分になるということは、
成る程度エネルギが節約される外、極めて重要な利益を
もたらすものである。この場合多段的圧縮機は必要とさ
れない。その熱の発生は低減され、且つ機械的負荷が僅
少であるためその寿命が高められる。岡、これは高い回
転数で運転し得る故、圧縮機およびモータ回転子の慣性
量も、膨張時に引出されるエネルギを吸収して、引続き
再びこれを利用し得るようにするのに充分な値を持って
いる。

今所要の仕事量を、成るサイクルプロセス中の時間の関
数として表わすならば、排出運動が、第２図に示すよう
に、略々理想的に経過した場合、第３図に示された時間
的関係が生ずる。位相２までの半サイクル（装填）の間
は、約１．１　ＡＶの略々一定の圧縮機出力が必要とな
る。位相２と８との間の時隔は、初めは動力が収得され
、然る後再び消費される。この場合の負および正の動力
の時間的積分は殆ど相殺する。その場合後者の位相にお
いては、逆に約１．ＩＡＶが必要とされる。破線で表わ
した水平線は、従来のギッフオードマクマオンサイクル
プロセスにおける所要動力を示しているが、この場合に
は既に圧力の準位が高められている。

第４図に、変形２として示された解決法によれば、理想
的なカルノー効率への一層の近接が示されている。原理
的には同等の制御法が適用されて居り、従って、第４図
には、前と同様に作用する部分が、第２図と同様に示さ
れている。

変形２は、変形１とは、主として、この場合には乾式運
転の圧縮機が投入されて居り、従って油分離器が不要で
あるということで相違している。

それ故、高圧貯槽は設けられていない。この場合は、変
形１と対比して、仕事容積の装填も直接圧縮機から行わ
れ、従ってこの位相においても圧縮エネルギを回収する
ことができる。

この場合には、変形ｌの場合とは異って、同等油密の弁
を用いる要なく、乾式制御弁が使用される。この場合、
弾性の蛇腹を介して、乾燥範囲から油潤滑範囲を分離す
る要がない。一方において、制御弁のピストン１９およ
び駆動ピストン６に対しては厳重な公差を必要とするが
、これは今日の技術を以てすれば光分克服可能である。

この場合には更に、弁の導溝を相互に油密化するのに、
テフロン製の弾性パツキンスリーブを使用し得る利点も
ある。

第４図は、第１図の変形におけるものと同一出発態勢に
ある極低温発生機を示して居り、従ってその制御の順序
は、第゛ｌの実施例における記述と全く同等である。第
５図は、圧力および排除運動の経過が、第２図に対応す
ることが前提とされた、理論的動作過程と消費動力とを
示している。従って、理論的には、“４の比率は、約８
．５となる。

この圧縮機の所要吸引能力は、矢張り１．６　’１３　
／　ｓであり、従って変形１の場合と同一である。

上述のような解法を用いた場合には、更に、次のような
利益がある。即ち、両者の場合共、換言すれば上記動作
容積の解放の場合も装填の場合も、再生機の通過流量は
、圧縮機の送給運動によって定まり、従って、これは、
僅かな範囲内でのみ、例えば上述の場合では、精々比率
Ｐｈ／Ｐｌの範囲で、制限を受けるに過ぎない。即ち、
各々の装填或は放出過程の初めから終りまでの経過にお
いて、２なる係数だけ変動するに過ぎない。これは、第
２図に示されている求められた圧力の経過へのかなりの
近接が得られることを示す。

今、圧力伝達装置を用いて、圧縮機と極低温発生機回路
との間に完全密閉的分離を有効に作用させ、排出機の駆
動ピストンと仕事容積との間に、第１図に示された気密
の分離が保たれるならば、基本的には油潤滑式圧縮機を
使用することも可能である。併し、このような圧力伝達
法は、無駄な体積を増大させる故、圧縮機の吸引能力は
、当然変形２と比較して約２倍に高められなければなら
ない。即ち、若干よ°り大なる摩擦損を忍ばねばならな
い。併し、圧縮出力は、略々同一の侭である。

上述の解決法においては、圧縮機は、仕事容積の装填の
ための時間の半分だけが、意のままになるに過ぎない故
、この機械が、直接にその最低圧力Ｐｌ　から最高圧力
Ｐｈまで圧縮される場合よりも、その吸引能力をより大
ならしめる要がある。

第６および第７図に示された実施形態においては、この
欠点が回避されている。この場合は、膨張相においては
、中間圧力状態にある中間槽へガスの圧入が行われずに
、並列に接続された第２の極低温発生機の動作容積へ直
接に圧入される。両排出機は、第６図に示されたように
、共同の冷却ヘッドと連結され得るようになっている。

併し、この両者は、第７図の、２段的極低温発生機の一
実施例に示されているように、分離された２つの冷却ヘ
ッドの中にとりつけられるようにすることもできる。第
６図において、４０と４１との２つの排出機は、１８０
°の位相のずれを以て動作させることができる。両者は
、夫々駆動ピストン４２．４８を具えている。この場合
、排出機の中には、青銅の網より作られた再生機４４．
４５が設けられている。上に述べた解決法におけるよう
に、圧縮機４６は、半サイクル毎に、切換弁４７によっ
て、両動作体積から、或はそれへの、ガスの吸引或は圧
縮のために切換えられねばならない。この作用の仕方は
、既に記述した所と同一である。切換のためには駆動ピ
ストン４３の一つが用いられる。５８は中間圧力状態に
ある一つの貯槽である。

この貯槽は、−面では、該冷却機の運転状態に無関係に
、即ち起動の期間中、該系統中の、該機械が設定された
均等な平均圧力に維持されることを目的とした、ガス緩
衝器として役立っている。他面では、前記緩衝器は、５
１における排出機駆動ピストン４２．４８、および５２
における制御弁４７に対する基準圧力を提供する。上記
貯槽５３における、２つのばね負荷された吐出弁および
取入れ弁４８．４９は、成る一定の圧力差に調節され、
そして５８における平均圧力と、冷却ヘッドにおける最
高或は最低圧力間の差圧が所望値を上廻るか下廻るとき
、直ちに開放するようになっている。

上述の解決法においては、Ｑ＝２００Ｗの同一理論的冷
却出力の場合に、以前と同等の最高および最低圧力およ
び同等のサイクル頻度において、約ｌシ、の圧縮機の吸
引能力が必要とされるに過ぎない。

この場合にも、乾式回転子圧縮機が使用されているもの
と想定されている。併し、油潤滑圧縮機を用いた場合、
該圧縮機のガス回路の回転子を、仕事容積から分離する
ため、２つの圧力伝達装置が必要とされ、且つ第１図に
おけるものと相似的７゜に、駆動ピストン４２．４８に
は、２つの弾性蛇腹を設ける要がある。この場合、無効
体積が大なるため、該圧縮機の所要吸引能力は１．６　
’／、となる。この場合圧縮機における圧力比が２倍と
なることにより、圧縮出力が若干高められる。併し、よ
り小なる圧縮機の摩擦損がより小であるため、平衡状態
の出力は殆ど低下することはない。

第７図には、本発明のサイクルプロセスの、２段冷却機
へ適用される仕方が示されている。圧縮機４６、吐出お
よび取入弁４８．４９を具えた貯槽５３、および制御弁
４７は、第６図の実施例におけるものと同一である。

この冷却機は、より高い温度段に対する排出機５４およ
びより低い温度段に対する排出機５５を具えている。両
段の動作体積は、４なる係数だけ相違しているが、ガス
の密度が異る故、通過するガスの量は殆ど相等しい。即
ち、両膜間のガスの交換の場合の最高および最低圧力も
、その差異は僅かであるに過ぎない。

第７図においては、低温段が、位相２−３（第２図）に
、高温段が位相０−１に存在する。容積５６および再生
機容積５７、更に引続き、排出機５４の上方の仕事容積
も、５８．５９．６０および間隙７８（冷却される表面
の傍らの）を経て装填される。低温の動作室６１内のガ
スは、冷却される表面における間隙６２を通過しつつ、
鉛球より成る第１の再生器６８およびブロンズ網より成
る第２の再生器を経て、排出される。

低温段の排出機５５の駆動ピストン６８は、同時に、制
御導溝６９、？０或は７１，７２を経由して、制御弁４
７の空圧的制御に役立てられる。

前記貯槽５８の中圧が基準圧力として適用される。

この圧力は、排出機５４の下方の容積７８、および駆動
ピストン６８の下方の７４の容積内で支配的に作用する
。絞り７５．７６は、排出運動の速度の調整に役立って
いる。

制御弁４７によれば、再び、交互に、圧縮機よりのガス
が冷却機の低温段より高温段へ、および、これと反対方
向に送給される。何れの場合にも、そのとき毎に、圧縮
のエネルギは回収される。従って動力の消費および圧縮
量は、選択された圧力準位および選択された圧力差にお
いて達成可能なカルノーの最低値に極めて近い値となる
。

【図面の簡単な説明】

第１図は、油潤滑圧縮機を用いた場合の、１段的冷凍機
械における、本発明の装置の構造を略示し、 第２図は、求められる、サイクルプロセス中の、圧力お
よび排出運動の理想的経過を示している。 第８図は、第１図の装置を用いた成るサイクルプロセス
中の、圧縮動作の時間的経過を示し、第４図は、乾式圧
縮機を用いる場合の一変形を略示し、 第５図は、この変形における圧縮動作の時間的経過を示
し、 第６および第７図は、矢張り、２つの極低温発生機が、
第６図では１段的に、第７図では２段的に実施された、
圧縮機と連結されている乾式的に回転する圧縮機を具え
た、２つの変形を示している。 図において、ｌ：冷却ヘッド、２：締め切り板、３：排
出機、４：再生器、５：中間壁、６：駆動ピストン、７
：連杆、８：ポンプ室、９：弾性蛇腹、１Ｏ１ｌｌ：絞
り、■２＝圧縦圧縮１８：制御弁、■４＝中間槽、１５
：高圧槽、１６：弁１７：絞り個所、１８：接続導溝、
１９：制御ピストン、２０：弾性蛇腹、２１ニジリンダ
室、２２．２８：高、低圧ガスの給与溝、２４；ばね、
２５ニジリンダ室、２６．２７：導溝、２８．２９：導
溝、８０：孔、８１．８２．８８．８４．３５：導溝 第６図 第７図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 ■、プサイルプロセスの膨張相においては、冷凍機の仕
   事容積からのガス状の冷媒が、圧縮機によって直接に排
   出され、そして中間槽内で高圧に圧縮され、そして引続
   き行われるサイクルプロセスの圧縮相においては、冷媒
   が同一圧縮機によって中間槽より排気され、そして再び
   前記仕事容積に引戻されることを特徴とする、冷凍機に
   対する、再生的熱力学的サイクルプロセス。 ２、前記サイクルプロセス中、前記中間槽が、最高と最
   低圧力との間の略々平均圧力におかれることを特徴とす
   る特許請求の範囲第１項に記載のサイクルプロセス。 ８、該極低温発生機又は第２の極低温発生機との第２の
   仕事容積に従って、前記中間槽が構成されていることを
   特徴とする特許請求の範囲第１項に記載のサイクルプロ
   セス。 ４、圧縮機として、油潤滑された回転ピストン圧縮機が
   使用されることを特徴とする特許請求の範囲第１項に記
   載のサイクルプロセス。 ５、乾式的に回転する回転ピストン圧縮機が使用される
   ことを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載のサイク
   ルプロセス。 ６、圧縮機１２或は４６が、中庸圧力のガス貯蔵槽１４
   或は５３の中に存在することを特徴とする特許請求の範
   囲第４或は第５項に記載のサイクルプロセス。 ７、排出運動が、駆動ピストン６或は４２・４３を介し
   て空圧的に行われ、そして中圧ガス貯槽１４或は５８の
   中の圧力が基準圧力として役立てられることを特徴とす
   る特許請求の範囲第１項に記載のサイクルプロセス。 ８、切換弁１３或は４７の操作が、空圧的に行われるこ
   とを特徴とする特許請求の範囲第７項に記載のサイクル
   プロセス。 ９、前記排出装置の駆動ピストン６或は４８が、切換弁
   １８或は４７と連結されていることを特徴とする特許請
   求の範囲第７および第８項に記載のサイクルプロセス。