RU2083932C1 - Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method - Google Patents

Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method Download PDF

Info

Publication number
RU2083932C1
RU2083932C1 RU94004301/06A RU94004301A RU2083932C1 RU 2083932 C1 RU2083932 C1 RU 2083932C1 RU 94004301/06 A RU94004301/06 A RU 94004301/06A RU 94004301 A RU94004301 A RU 94004301A RU 2083932 C1 RU2083932 C1 RU 2083932C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
refrigerant
temperature
compressor
compression
heat
Prior art date
Application number
RU94004301/06A
Other languages
Russian (ru)
Other versions
RU94004301A (en
Inventor
Алексей Филиппович Конов
Original Assignee
Алексей Филиппович Конов
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Алексей Филиппович Конов filed Critical Алексей Филиппович Конов
Priority to RU94004301/06A priority Critical patent/RU2083932C1/en
Publication of RU94004301A publication Critical patent/RU94004301A/en
Application granted granted Critical
Publication of RU2083932C1 publication Critical patent/RU2083932C1/en

Links

Images

Landscapes

  • Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)

Abstract

FIELD: thermocompressors, refrigerating machines and heat transformers. SUBSTANCE: critical temperature of refrigerant shall be close to or equal to temperature of medium being cooled. Before compression of refrigerant, it shall be brought to critical state; compression shall be effected to state corresponding to Boyle's point. In this case, heating coefficient reaches its maximum, magnitude. EFFECT: enhanced efficiency. 3 cl, 2 dwg

Description

Изобретение относится к технологии преобразования тепловой энергии и может быть использовано в тепловых насосах, холодильных машинах, трансформаторах тепла. The invention relates to a technology for converting thermal energy and can be used in heat pumps, refrigerators, heat transformers.

Согласно законам термодинамики, если тепловой насос работает по обратному циклу Карно, то его отопительный коэффициент Φ определяется соотношением

Figure 00000002

где
Т1 температура отопляемого помещения;
Т2 температура окружающей среды.According to the laws of thermodynamics, if the heat pump operates in the reverse Carnot cycle, then its heating coefficient Φ is determined by the relation
Figure 00000002

Where
T 1 temperature of the heated room;
T 2 ambient temperature.

Из выражения (1) следует, что природа хладагента не влияет на величину отопительного коэффициента, а его значение зависит только от температуры окружающей среды и температуры отопляемого помещения, причем, если значения этих температур становятся равными, то величина отопительного коэффициента стремится к бесконечности. From the expression (1) it follows that the nature of the refrigerant does not affect the value of the heating coefficient, and its value depends only on the ambient temperature and the temperature of the heated room, and if the values of these temperatures become equal, then the value of the heating coefficient tends to infinity.

Мировой опыт эксплуатации тепловых насосов показывает, что отопительный коэффициент практически не превышает значения пяти, а изменение этого коэффициента от 3 до 5 обусловлено именно природой хладагента. Отсюда следует, что в настоящее время не существует физического обоснования причин, определяющих максимальное значение отопительного коэффициента, а значит и механизма влияния природы хладагента на его величину. World experience in operating heat pumps shows that the heating coefficient practically does not exceed five, and a change in this coefficient from 3 to 5 is due precisely to the nature of the refrigerant. It follows that at present there is no physical justification for the reasons determining the maximum value of the heating coefficient, and hence the mechanism of influence of the nature of the refrigerant on its value.

Известно техническое решение [1] близкое к заявленному. Однако недостатком этого решения является то, что оно не позволяет использовать для повышения отопительного коэффициента давление хладагента, возникающее при температуре окружающей среды. Known technical solution [1] close to the claimed. However, the disadvantage of this solution is that it does not allow the use of refrigerant pressure that occurs at ambient temperature to increase the heating coefficient.

Цель изобретения заключается в достижении максимального отопительного коэффициента в тепловых насосах. The purpose of the invention is to achieve maximum heating coefficient in heat pumps.

Способ достижения максимального отопительного коэффициента тепловых насосов, включающий нагрев хладагента путем подвода тепла из окружающей среды, его всасывание и последующее сжатие в компрессоре с повышением температуры, отвод высокопотенциального тепла в отапливаемое помещение и расширение хладагента с понижением температуры, отличается тем, что для осуществления цикла теплового насоса выбирают хладагент с критической температурой, близкой или равной температуре окружающей среды, всасывание хладоагента в компрессор производят при параметрах его критического состояния, а также сжатие ведут до параметров, при которых коэффициент сжимаемости равен единице, при этом отопительный коэффициент определяют из соотношения

Figure 00000003

где
R газовая постоянная;
Tz=1 температура хладагента при достижении коэффициента сжатия равного единице;
Tп температура отопляемого помещения;
lсж работа в процессе адиабатного сжатия.The way to achieve the maximum heating coefficient of heat pumps, including heating the refrigerant by supplying heat from the environment, its absorption and subsequent compression in the compressor with an increase in temperature, removal of high potential heat to a heated room and expansion of the refrigerant with a decrease in temperature, differs in that for the implementation of the heat cycle the pump selects a refrigerant with a critical temperature close to or equal to the ambient temperature, the refrigerant is sucked into the compressor at parameters of its critical state, as well as compression, they lead to parameters at which the compressibility coefficient is unity, while the heating coefficient is determined from the relation
Figure 00000003

Where
R gas constant;
T z = 1 refrigerant temperature when a compression ratio of unity is reached;
T p the temperature of the heated room;
l Comp work in the process of adiabatic compression.

Установка для достижения максимального отопительного коэффициента тепловых насосов, содержащая включенные в замкнутый циркуляционный контур компрессор, теплообменники и детандер, отличается тем, что установка снабжена сосудом, включенным в циркуляционный контур, и редукционным клапаном, установленным перед детандером, компрессор выполнен поршневым с впускным и выпускным клапанами, при этом цилиндр компрессора размещен в сосуде, а дно поршня снабжено дополнительным впускным клапаном. The installation for achieving the maximum heating coefficient of heat pumps, containing the compressor, heat exchangers and the expander included in the closed circulation circuit, is characterized in that the installation is equipped with a vessel included in the circulation circuit and a pressure reducing valve installed in front of the expander, the compressor is made with a piston with inlet and outlet valves while the compressor cylinder is located in the vessel, and the piston bottom is equipped with an additional inlet valve.

На фиг. 1 представлена схематически установка, реализующая предлагаемый способ; на фиг. 2 индикаторная диаграмма работы адиабатного сжатия реального и идеального газов. In FIG. 1 is a schematic view of an apparatus implementing the proposed method; in FIG. 2 indicator diagram of adiabatic compression of real and ideal gases.

Установка содержит емкость с хладагентом 1, в которую помещен цилиндр компрессора 2, соединенный последовательно с теплообменником отопляемого помещения 3, редукционным клапаном 4, детандером 5 и теплообменником окружающей среды. The installation contains a tank with a refrigerant 1, in which the cylinder of the compressor 2 is placed, connected in series with the heat exchanger of the heated room 3, the pressure reducing valve 4, the expander 5 and the environment heat exchanger.

Тепловой насос работает следующим образом. Хладагент поступает в теплообменник 6, где нагревается до температуры окружающей среды и поступает в сосуд 1, в котором компрессором 2 сжимается до состояния, при котором коэффициент сжимаемости равен единице и нагнетается в теплообменник 3, затем, после охлаждения, через редукционный клапан 4 поступает в детандер 5 и совершив работу возвращается в теплообменник окружающей среды 6. Затем цикл повторяется. The heat pump operates as follows. The refrigerant enters the heat exchanger 6, where it is heated to ambient temperature and enters the vessel 1, in which it is compressed by compressor 2 to a state in which the compressibility factor is unity and is pumped into the heat exchanger 3, then, after cooling, through the pressure reducing valve 4 it enters the expander 5 and having completed the work, it returns to the environmental heat exchanger 6. Then the cycle repeats.

Пример реализации предлагаемого способа. Если температура окружающей среды Tс 31oC, то в качестве хладагента можно использовать двухокись углерода, поскольку критическая температура CO2 равна Tкр 31oC. В сосуде 1 двуокись углерода приводят в критическое состояние, при этом его параметры будут равны Pк 73 атм. Tк 304К и Vк 97 см3/моль. При сжатии CO2 до состояния, при котором коэффициент сжимаемости z 1. Это состояние известно также как точка Бойля. В точке Бойля параметры хладагента примут значения PБ 306 атм, TБ 912К, V 70 см3/моль.An example implementation of the proposed method. If the ambient temperature is T with 31 o C, then carbon dioxide can be used as a refrigerant, since the critical temperature of CO 2 is T cr 31 o C. In vessel 1, carbon dioxide is brought into a critical state, while its parameters will be P to 73 atm. T to 304K and V to 97 cm 3 / mol. When CO 2 is compressed to a state in which the compressibility coefficient is z 1. This state is also known as the Boyle point. At the Boyle point, the refrigerant parameters will take the values P B 306 atm, T B 912 K, V 70 cm 3 / mol.

Если температура отопляемого помещения равна температуре окружающей среды, то отопительный коэффициент согласно формуле (2) будет равен

Figure 00000004

Известно, что температура в точке Бойля в три раза выше критической температуры, т.е. Tб 3Tк. А поскольку температура отопляемого помещения равна температуре среды и в то же время эта температура равна критической температуре двуокиси углерода, то Tп Tср Tк. В этом случае отопительный коэффициент Φ равен
Figure 00000005

В точке Бойля реальный газ приобретает свойство идеального газа. Потенциальная энергия реального газа равна нулю, а коэффициент сжимаемости равен
Figure 00000006

а в критической точке
Figure 00000007

Коэффициент сжимаемости в критической точке уменьшается вследствие взаимодействия атомов газа. Потенциальная энергия в критической точке равна 2/3 общей энергии газа. При адиабатном сжатии газа от критической точки до точки Бойля, потенциальная энергия полностью превращается в тепловую энергию. Полная энергия газа в точке Бойля EБ 3R•3Tк, а количество тепловой энергии, которое может отдать сжатый хладагент в отопляемое помещение равно E 3R•2Tк.If the temperature of the heated room is equal to the ambient temperature, then the heating coefficient according to formula (2) will be equal to
Figure 00000004

It is known that the temperature at the Boyle point is three times higher than the critical temperature, i.e. T b 3T c . And since the temperature of the heated room is equal to the temperature of the medium and at the same time, this temperature is equal to the critical temperature of carbon dioxide, then T p T cf T to . In this case, the heating coefficient Φ is
Figure 00000005

At the Boyle point, real gas acquires the property of an ideal gas. The potential energy of a real gas is zero, and the compressibility coefficient is
Figure 00000006

but at a critical point
Figure 00000007

The compressibility coefficient at the critical point decreases due to the interaction of gas atoms. The potential energy at the critical point is 2/3 of the total energy of the gas. With adiabatic compression of the gas from the critical point to the Boyle point, the potential energy is completely converted into thermal energy. The total energy of the gas at the Boyle point is E B 3R • 3T k , and the amount of thermal energy that the compressed refrigerant can give to the heated room is E 3R • 2T k .

Для вычисления отопительного коэффициента необходимо вычислить работу адиабатического сжатия lсж. Эта работа может быть определена из выражения

Figure 00000008

В выражении (3) Vб и Vк координаты точки Бойля и критической точки на плоскости PV. Для интегрирования выражения (3) необходимо вместо P подставить уравнение реального газа. Это уравнение должно предсказывать координаты критической точки и точки Бойля, поскольку кривая, отражающая это уравнение должна проходить через обе точки. Без определения координат этих точек невозможно определить границы интегрирования. Уравнение должно также предсказывать превращение потенциальной энергии в кинетическую энергию молекул при адиабатном сжатии, причем это превращение должно быть таким, чтобы общая энергия была постоянной в любой точке процесса. Например, для интегрирования (3) невозможно использовать уравнение Ван-дер-Ваальса, поскольку это уравнение не предсказывает точки Бойля, а предсказываемая координата критической точки не совпадает с экспериментально установленной. Уравнение Ван-дер-Ваальса не предсказывает также превращения потенциальной энергии в кинетическую при сжатии от критического объема до точки Бойля.To calculate the heating coefficient, it is necessary to calculate the work of adiabatic compression l squ . This work can be determined from the expression
Figure 00000008

In the expression (3), V b and V k are the coordinates of the Boyle point and the critical point on the PV plane. To integrate expression (3), it is necessary to substitute the real gas equation instead of P. This equation must predict the coordinates of the critical point and the Boyle point, since the curve reflecting this equation must pass through both points. Without determining the coordinates of these points, it is impossible to determine the boundaries of integration. The equation should also predict the conversion of potential energy into kinetic energy of molecules under adiabatic compression, and this transformation should be such that the total energy is constant at any point in the process. For example, for integrating (3), it is impossible to use the van der Waals equation, since this equation does not predict the Boyle point, and the predicted coordinate of the critical point does not coincide with the experimentally established one. The Van der Waals equation also does not predict the transformation of potential energy into kinetic energy upon compression from the critical volume to the Boyle point.

Указанным требованиям соответствует уравнение состояния реального газа, которое в безразмерных переменных имеет вид

Figure 00000009

где P, V, T приведенные значения давления, объема и температуры.These requirements correspond to the equation of state of real gas, which in dimensionless variables has the form
Figure 00000009

where P, V, T are given values of pressure, volume and temperature.

Уравнение (4) предсказывает координаты критической точки и точки Бойля, оно дает также обоснование изменению коэффициенту сжимаемости в этих точках. Можно также убедиться в том, что уравнение (4) предсказывает превращение потенциальной энергии в кинетическую в процессе сжатия, причем на любой стадии этого процесса общая энергия реального газа остается постоянной. Equation (4) predicts the coordinates of the critical point and the Boyle point; it also gives a justification for the change in the compressibility coefficient at these points. You can also make sure that equation (4) predicts the transformation of potential energy into kinetic energy during compression, and at any stage of this process the total energy of the real gas remains constant.

Определив границы интегрирования в выражении (3) и подставив вместо P его значение из (4) находим, что работа сжатия lсж равна площади под кривой ВК (фиг.2). Эта площадь уменьшена на величину площади

Figure 00000010
Уменьшение площади обусловлено конструкцией компрессора. Поскольку при сжатии поршень испытывает давление хладагента находящегося в сосуде 1. Величина этого давления равна критическому давлению данного хладагента. Работа, выполняемая этим давлением, равна площади K1 1/√2DK
Таким образом, работа, производимая компрессором при сжатии, равна площади BKDB. Численно эта работа равна lсж 0,3T R91K. Поскольку известна энергия, которая может быть передана в отопляемое помещение E 3R•2•Tк, то, поделив ее на энергию сжатия, получим величину отопительного коэффициента
Figure 00000011

Для двуокиси углерода при использовании ее в качестве хладагента при докритическом состоянии отопительный коэффициент равен Φ 2.56 ([1] табл.3), что в 7,7 раза меньше максимального значения отопительного коэффициента.Having determined the boundaries of integration in the expression (3) and substituting instead of P its value from (4), we find that the compression work l sr is equal to the area under the VK curve (Fig. 2). This area is reduced by the size of the area
Figure 00000010
The reduction in area is due to the design of the compressor. Since during compression the piston experiences the pressure of the refrigerant located in the vessel 1. The value of this pressure is equal to the critical pressure of this refrigerant. The work performed by this pressure is equal to the area K1 1 / √2DK
Thus, the work performed by the compressor in compression is equal to the area of BKDB. Numerically, this work is l SJ 0,3T R91K. Since the energy that can be transferred to the heated room E 3R • 2 • T k is known, dividing it by the compression energy, we obtain the value of the heating coefficient
Figure 00000011

For carbon dioxide, when used as a refrigerant in a subcritical state, the heating coefficient is Φ 2.56 ([1] Table 3), which is 7.7 times less than the maximum value of the heating coefficient.

Если в качестве хладагента используется идеальный газ, то работа сжатия определяется площадью

Figure 00000012
(фиг.2). Из этой площади следует вычесть работу, равную площади DC3 1/√2D Тогда затраченная работа компрессором на сжатие идеального газа равна lсж 2T. Переходя к размерным переменным и подставляя в формулу (2) это значение, получим отопительный коэффициент с идеальным газом, который равен Φ=3
Таким образом, при равенстве температур отопляемого помещения и окружающей среды отопительный коэффициент теплового насоса, с подобранным соответственным образом хладагентом, достигает максимального, но строго определенного значения и его величина, при данных условиях, не стремится к бесконечности. Отопительный коэффициент уменьшается, если в качестве хладагента используется идеальный газ. Уменьшение отопительного коэффициента будет наблюдаться и при использовании реального газа ниже критического состояния.If the ideal gas is used as the refrigerant, then the compression work is determined by the area
Figure 00000012
(figure 2). From this area, the work equal to the area DC3 1 / √2D should be subtracted. Then the work spent by the compressor on compression of the ideal gas is equal to l cr 2T. Passing to dimensional variables and substituting this value in formula (2), we obtain a heating coefficient with an ideal gas, which is equal to Φ = 3
Thus, if the temperatures of the room to be heated and the environment are equal, the heating coefficient of the heat pump, with a suitable refrigerant, reaches a maximum, but strictly defined value, and its value, under these conditions, does not tend to infinity. The heating coefficient decreases if the ideal gas is used as the refrigerant. A decrease in the heating coefficient will also be observed when using real gas below a critical state.

На фиг. 2 точка K соответствует критическому состоянию хладагента. Точка B является точкой Бойля. Кривая BCR представляет собой изотерму идеального газа. Кривая BKF описывает критическую изотерму реального газа (4). Внутренние энергии реального и идеального газа равны между собой. В точке Бойля пересекаются кривые, описывающие состояние реального и идеального газов. В этой точке оба газа являются идеальными газами и член под знаком модуля в уравнении (4) обращается в нуль. In FIG. 2 point K corresponds to the critical state of the refrigerant. Point B is the Boyle point. The BCR curve is an isotherm of an ideal gas. The BKF curve describes the critical isotherm of real gas (4). The internal energies of the real and ideal gas are equal. At the Boyle point, curves intersecting the state of the real and ideal gases intersect. At this point, both gases are ideal gases and the term under the modulus in equation (4) vanishes.

Формула (2) описывает случай с максимальным отопительным коэффициентом. Однако, используя уравнение (4) и формулу (2), можно определить значение отопительного коэффициента при любой температуре среды и отопляемого помещения и при любом хладагенте. Formula (2) describes the case with the maximum heating coefficient. However, using equation (4) and formula (2), it is possible to determine the value of the heating coefficient at any temperature of the environment and the heated room and at any refrigerant.

Claims (2)

1. Способ достижения максимального отопительного коэффициента тепловых насосов, включающий нагрев хладагента путем подвода тепла из окружающей среды, его всасывание и последующее сжатие в компрессоре с повышением температуры, отвод высокопотенциального тепла в отапливаемое помещение и расширение хладагента с понижением температуры, отличающийся тем, что для осуществления цикла теплового насоса выбирают хладагент с критической температурой, близкой или равной температуре окружающей среды, всасывание хладагента в компрессор производят при параметрах его критического состояния, а также сжатие ведут до параметров, при которых коэффициент сжимаемости равен единице, при этом отопительный коэффициент определяют из соотношения
Figure 00000013

где R газовая постоянная;
Tz = 1 температура хладагента по достижении коэффициента сжатия, равного единице;
Tп температура отопляемого помещения;
lсж работа в процессе адиабатного сжатия.1. The way to achieve the maximum heating coefficient of heat pumps, including heating the refrigerant by supplying heat from the environment, its absorption and subsequent compression in the compressor with increasing temperature, the removal of high potential heat in a heated room and expansion of the refrigerant with decreasing temperature, characterized in that for the implementation of the heat pump cycle, a refrigerant with a critical temperature close to or equal to the ambient temperature is selected, the refrigerant is sucked into the compressor ny when its parameters critical state, and the compression is carried out until the parameters for which the compressibility coefficient is unity, the heating rate is determined from the relation
Figure 00000013

where R is the gas constant;
T z = 1 refrigerant temperature upon reaching a compression ratio of unity;
T p the temperature of the heated room;
l Comp work in the process of adiabatic compression. 2. Установка для достижения максимального отопительного коэффициента тепловых насосов, содержащая включенные в замкнутый циркуляционный контур компрессор, теплообменники и детандер, отличающаяся тем, что установка снабжена сосудом, включенным в циркуляционный контур, и редукционным клапаном, установленным перед детандером, компрессор выполнен поршневым с впускным и выпускным клапанами, при этом цилиндр компрессора размещен в сосуде, а дно поршня снабжено дополнительным впускным клапаном. 2. Installation to achieve the maximum heating coefficient of heat pumps, comprising a compressor, heat exchangers and an expander included in a closed circulation circuit, characterized in that the installation is equipped with a vessel included in the circulation circuit and a pressure reducing valve installed in front of the expander, the compressor is made of a piston with an inlet and exhaust valves, while the compressor cylinder is placed in the vessel, and the piston bottom is equipped with an additional inlet valve.
RU94004301/06A 1994-02-08 1994-02-08 Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method RU2083932C1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU94004301/06A RU2083932C1 (en) 1994-02-08 1994-02-08 Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU94004301/06A RU2083932C1 (en) 1994-02-08 1994-02-08 Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method

Publications (2)

Publication Number Publication Date
RU94004301A RU94004301A (en) 1995-11-20
RU2083932C1 true RU2083932C1 (en) 1997-07-10

Family

ID=20152284

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU94004301/06A RU2083932C1 (en) 1994-02-08 1994-02-08 Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method

Country Status (1)

Country Link
RU (1) RU2083932C1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003012349A1 (en) * 2001-08-03 2003-02-13 Obschestvo S Ogranichennoi Otvetstvennostju 'medbiofarm-Energo' Operating method for a heat pump
WO2012053937A1 (en) 2010-10-19 2012-04-26 Petin Yury Markovich Method for supplying hot water and heating method using said method

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы. - М.: Энергоиздат, 1982, с. 16 - 17, 34 - 36. *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003012349A1 (en) * 2001-08-03 2003-02-13 Obschestvo S Ogranichennoi Otvetstvennostju 'medbiofarm-Energo' Operating method for a heat pump
WO2012053937A1 (en) 2010-10-19 2012-04-26 Petin Yury Markovich Method for supplying hot water and heating method using said method

Similar Documents

Publication Publication Date Title
Arora et al. Theoretical analysis of LiBr/H2O absorption refrigeration systems
US2548508A (en) Thermal system
KR20130016055A (en) Performance evaluation device of turbo refrigerator and performance evaluation method thoerof
KR101533472B1 (en) Vapor compression and expansion air conditioner
JPH0423185B2 (en)
JPS6470651A (en) Cooling device having low compression ratio and high efficiency
RU2083932C1 (en) Method of attaining maximum heating coefficient of thermocompressors and plant for realization of this method
An et al. Experimental and simulation study on the plate absorber for hybrid heat pump system
Satapathy Exergy analysis of a compression–absorption system for heating and cooling applications
Kumar et al. An experimental investigation on vapor compression refrigeration system cascaded with ejector refrigeration system
Tang et al. Energy and Exergy Analysis of a Refrigeration System with Vapor Injection Using Reciprocating Piston Compressor
Ahrens et al. Development of ammonia-water hybrid absorption–compression heat pumps
JPS5715200A (en) Boil off gas processing method
RU2153133C2 (en) Method of attaining maximum heating coefficient of thermal pumps and plant for realization of this method
SU591667A1 (en) Method of cooling working body
RU1089U1 (en) Gas piston machine with external heat exchange
RU2013716C1 (en) Thermal pump-low-temperature engine and method of producing cold in it
Subramaniyan et al. Second law analysis on performance of double stage reciprocating air compressor with inter cooler
JPH085173A (en) Pulse tube refrigerator
RU2004118624A (en) GAS-TURBINE ENGINE OPERATION METHOD AND GAS-TURBINE ENGINE (OPTIONS)
RU2187769C1 (en) Method for operation of thermocompressor and thermocompressor for its realization
CN204460817U (en) A kind of energy-saving overlapping ultralow temperature unit
Jing et al. Part-Load Performance Analysis of an Electricity-Cooling Cogeneration System for Engine Waste Heat Recovery
JPH04160A (en) Refrigerating apparatus
RU2166709C1 (en) Highly efficiency combined system for liquefaction of main-line natural gas

Legal Events

Date Code Title Description
NF4A Reinstatement of patent
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20060209