(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
コンプレッサから第１のラインにより高圧で供給され、かつ、第２のラインにより低圧で前記コンプレッサに戻されるガスにより作動し、１６０Ｋ以下の温度の冷却を提供する、膨張エンジンであって、
シリンダ内に配置され、高温側端部にドライブステムを備えるピストンと、
前記ピストンの低温側に配置され、前記ピストンが、前記シリンダの低温側端部付近にある場合に開き、低温側変位容積部に高圧のガスが入るようにし、前記ピストンが前記シリンダの高温側端部に向かって少なくとも３分の２まで移動した際に閉じる低温吸気バルブ、および、前記ピストンの低温側に配置され、前記ピストンが、前記シリンダの高温側端部付近にある場合および低温側端部に向かって移動する際に開き、前記ガスを排出して低圧にして、前記ドライブステムにかかる力が前記ピストンを往復運動させることを可能にする低温排気バルブと、
前記ドライブステムが存在しない部分における、前記ピストンの高温側端部と前記シリンダの高温側端部との間にある高温側変位容積部に第３のライン、および、第３のライン内に備えられ、前記低温吸気バルブが閉じた後に開き、前記低温吸気バルブが開く前に閉じる、バッファバルブによって接続された、バッファ容積部と、
前記ピストンの移動中に、前記高温側変位容積部における圧力と前記低温側変位容積部における圧力とを均等に維持させるための部材と、
を備える、
膨張エンジン。
【請求項２】
前記ドライブステムにかかる力は、空気圧または機械的圧力のいずれかである、請求項１に記載の膨張エンジン。
【請求項３】
前記ドライブステムにかかる空気圧は、前記ピストンが低温側に向かって移動する際に第１のラインから流入し、高圧にあるガスにより生成され、該ガスは、前記ピストンが高温側に向かって移動する際に低圧で第２のラインに戻される、請求項２に記載の膨張エンジン。
【請求項４】
前記ピストンの移動中に、前記ピストンの高温側端部のうちの前記ドライブステムが存在しない部分における圧力と前記ピストンの低温側端部における圧力とを均等に維持させるための部材は、
前記ピストンが、前記シリンダの低温側端部付近にある場合および前記シリンダの高温側端部に向かって少なくとも３分の２まで移動する間において、ガスを第１のラインに高圧で戻す、高温側排気バルブと、および、
前記ピストンが、前記シリンダの高温側端部付近にある場合および低温側端部に向かって移動する際に、ガスを第２ラインから低圧で流入させる、高温側吸気バルブと、
を備える、請求項３に記載の膨張エンジン。
【請求項５】
前記ドライブステムにかかる力は、前記ピストンが往復運動する際に第２のラインから供給され、および、第２のラインに戻される低圧のガスにより生成される、請求項１に記載の膨張エンジン。
【請求項６】
前記ピストンの移動中に、前記ピストンの高温側端部のうちの前記ドライブステムが存在しない部分における圧力と前記ピストンの低温側端部における圧力とを均等に維持させるための部材は、
前記ピストンが、前記シリンダの低温側端部付近にある場合および前記シリンダの高温側端部に向かって少なくとも３分の２まで移動する間において、ガスを第１のラインに高圧で戻す、高温側排気バルブと、および、
前記ピストンが、前記シリンダの高温側端部付近にある場合および低温側端部に向かって移動する際に、ガスを第１ラインから高圧で流入させる、あるいは、ガスを前記バッファ容積部から流入させる、高温側吸気バルブと、
を備える、請求項５に記載の膨張エンジン。
【請求項７】
高温側端部および低温側端部を備えるシリンダ内に配置され、高温側端部にドライブステムを備えるピストンと、および、バッファバルブによって、前記ドライブステムが存在しない部分における、前記ピストンの高温側端部と前記シリンダの高温側端部との間の空間を備える高温側変位容積部に接続されるバッファ容積部と、を備える膨張エンジンを用い、
（ａ）コンプレッサの供給ラインから高圧のガスを該膨張エンジンに供給し、
（ｂ）前記供給ライン内の高圧よりも低圧であるガスを、戻りラインを通じて前記コンプレッサに戻し、
（ｃ）前記シリンダ内であって、前記低温側端部および前記高温側端部との間に、前記ピストンを往復運動させ、
（ｄ）前記ピストンが、前記シリンダの低温側端部あるいはその近傍にある場合、および、前記ピストンが前記高温側に向かって移動する間に、低温吸気バルブを通じて、前記シリンダの低温側端部に前記供給ラインからの高圧のガスを供給し、
（ｅ）前記シリンダの高温側端部に向かって少なくとも３分の２の位置に前記ピストンがある場合に、前記低温吸気バルブを閉じ、前記シリンダの高温側端部に前記ピストンが移動する間、前記バッファ容積部にガスを流入させ、
（ｆ）前記ピストンが前記シリンダの高温側端部付近にある場合および前記シリンダの低温側端部に移動する際に、前記シリンダの低温側端部からのガスを低温排気バルブを通じて、前記戻りラインに排気し、
（ｇ）少なくとも前記低温排気バルブが開いている場合に、前記バッファ容積部からのガスを前記バッファバルブを通じて、前記高温側変位容積部に流入させ、および、
（ｈ）前記ピストンの移動中に、前記ピストンの高温側端部のうちの前記ドライブステムが存在しない部分における圧力と前記ピストンの低温側における圧力とを均等に維持させる、
工程を備える、前記膨張エンジンによって１６０Ｋ以下の温度の冷却を提供する方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、極低温冷却を提供する、ブレイトンサイクルで運転する膨張エンジンに関する。
【背景技術】
【０００２】
ブレイトンサイクルで運転する冷却システムは、ガスを吐出圧力で熱交換器に供給するコンプレッサを備え、吸気バルブを通して膨張室へとガスを送り、ガスを断熱膨張させ、排気バルブから膨張ガス（より低温である）を排出し、この低温ガスを冷却すべき負荷に通して循環させ、その後、このガスを熱交換器に通してコンプレッサに戻すように構成されている。
【０００３】
この分野における先駆者であるＳ．Ｃ．Ｃｏｌｌｉｎｓによる米国特許第２，６０７，３２２号には、ヘリウムを液化するために幅広く用いられた、初期の膨張エンジンの構造が記載されている。フライホイールおよびジェネレータ／モータに連結されたクランク機構により、膨張ピストンは往復運動する。吸気バルブは、ピストンがストロークの最下端に達する（最小低温時容積）と開き、高圧ガスがピストンを持ち上げる。これにより、フライホイールのスピードは加速し、ジェネレータを駆動する。ピストンが最上端に達する前に、吸気バルブは閉じ、膨張室内のガス圧および温度が低下する。ストロークが最上端に達すると、排気バルブが開いて、フライホイールが減速し、フライホイールにより駆動されるピストンが下方へと押され、ガスが流出する。フライホイールのサイズに応じて、ジェネレータ／モータを駆動し続けて電力を得ることもでき、あるいは、モータとして作動して、動力を得ることも可能である。
【０００４】
後発の多くのエンジンも、同様の設計を有している。すべてのエンジンにおいて、ピストンの高温側に大気が作用し、主としてヘリウムを液化するために設計されている。戻りガスはほぼ大気圧であり、供給圧は約１０気圧〜１５気圧である。コンプレッサへの入力電力は、典型的には１５ｋＷ〜５０ｋＷの範囲内である。低出力の冷却器は、典型的には、ギフォード・マクマホン（ＧＭ）サイクル、パルス管、またはスターリングサイクルで運転される。高出力の冷却器は、ターボ膨張機を用いて、典型的には、ブレイトンサイクルまたはクロードサイクルで運転される。低出力の冷却機は、充填層を通してガスが往復するようになっている、再生式熱交換を使用するため、ガスが膨張機の低温側を離れることはない。この点は、遠隔の負荷へと低温ガスを配給可能なブレイトンサイクルとは対照的である。
【０００５】
ブレイトン膨張エンジンの設計を検討する際には、２つの重要な熱力学的要素が存在する。１つめは、エンジンによって生み出された仕事を回復させる能力である。理想的なエンジンにおいては、カルノー原理では、入力された仕事（Ｗｉ）の、冷却量（Ｑ）に対する割合は、仕事が回復された場合には、（Ｔａ−Ｔｃ）／Ｔｃに比例し（Ｔａは周囲温度であり、Ｔｃは低温である）、仕事が回復されない場合には、Ｔａ／Ｔｃに比例する。周囲温度が３００Ｋであり、低温が４Ｋであり、仕事が回復されない場合には、損失は１．４％である。Ｔｃ＝８０Ｋである場合には、損失は２７％である。後者の損失は、ガスの不完全な膨張によるものである。高圧ガスを膨張室へと送る低温側吸気バルブは閉じ、ピストンが低戻り圧に達するまでガスを膨張させ続けることが、理想的である。２．２ＭＰａから０．８ＭＰａまでヘリウムを断熱膨張させる場合、完全な膨張により、膨張させない場合よりも、３０％以上の冷却が得られる。１．６ＭＰａまでの膨張の場合でも、１６％の追加的な冷却が得られる。
【０００６】
Ｊ．Ｌ．Ｓｍｉｔｈによる米国特許第６，２０５，７９１号は、ピストン周辺の作動ガス（ヘリウム）で動く浮遊ピストンを有する膨張エンジンを開示する。ピストンの上（高温側）のガス圧は、２つのバッファ容積部に連結された複数のバルブによって制御される。これら２つのバッファ容積部の一方は、高圧と低圧との差圧のおよそ７５％の圧力であり、もう一方は、前記差圧のおよそ２５％の圧力である。電気的に作動する吸気バルブ、排気バルブ、およびバッファバルブの開閉は、ピストンの上側と下側との僅かな圧力差によってピストンが上下するようタイミングが計られており、このため、ピストンとシリンダとの僅かな間隙を流れるガスは、ほとんどない。ピストン内のピストンセンサが、前記４つのバルブの開閉タイミングを制御するための信号を提供する。固体ピストンを気体ピストンに置き換えたパルス管冷却については、Ｚｈｕ  Ｓｈａｏｗｅｉによる米国特許第５，４８１，８７８号に、同じ「２つのバッファ容積部の制御」についての記載がある。
【０００７】
米国特許第５，４８１，８７８号の図３には、前記４つの制御バルブの開閉タイミングが示され、米国特許第６，２０５，７９１号の図３には、ピストンの位置と制御バルブの開閉の関係をうまくタイミングすることにより達成される、好ましい圧力−容積（ＰＶ）グラフが示されている。この圧力−容積グラフの面積は、生み出される仕事に相当し、最良の効率は、図３のグラフに示されているポイント１とポイント３の間において膨張室に引き込まれるガスを、圧力−体積の仕事（冷却量に相当する）に対して最小限にすることにより達成される。
【０００８】
ピストンの位置に応じて吸気バルブおよび排気バルブを開閉するタイミングは、良好な効率を達成するために重要である。ヘリウムを液化するために構築されたほとんどのエンジンには、Ｃｏｌｌｉｎｓの米国特許第３，４３８，２２０号と同様のカムで駆動されるバルブが用いられている。Ｓｍｉｔｈの米国特許第６，２０５，７９１号は、電動バルブを示している。その他の機構としては、Ｈ．Ａｓａｍｉらによる米国特許第５，３６１，５８８号に示される、スコッチヨーク機構のドライブシャフト端部に設けられたロータリバルブや、Ｓａｒｃｉａの米国特許第４，３７２，１２８号に示される、ピストンのドライブシャフトによって作動するシャトルバルブなどがある。マルチポートのロータリバルブの例は、Ｍ．Ｘｕらの米国特許出願公開第２００７／１１９１８８号に見られる。
【０００９】
２０１０年３月１５日に提出された、Ｒ．Ｃ．Ｌｏｎｇｓｗｏｒｔｈによる米国特許出願第６１／３１３，８６８号（国際公開第２０１１／１１５７９０号）は、ブレイトンサイクルで作動する往復膨張エンジンを開示するが、この往復膨張エンジンでは、そのピストンは、機械的駆動装置または高圧と低圧の間で変化するガス圧により駆動されるドライブステムを高温側に備え、ピストンの作動中、このドライブステム周辺のピストン高温側の圧力は、ピストン低温側の圧力と本質的に同圧である。ピストン高温側における圧力は一対のバルブによって制御され、前記バルブは、ピストンが低温側へと移動する間は、高温側の変位容積部と低圧ラインとを連結し、ピストンが高温側へと移動する間は高圧ラインへ連結する。これにより、高温側の変位容積部に引き込まれ、圧縮され高圧ライン内のガスに追加される低圧ガスの形式で、幾分かの仕事回復がなされる。ピストンの作動中、ピストンの高圧側の圧力をピストン低温側の圧力とほぼ同圧に維持するための他の手段は、Ｒ．Ｃ．Ｌｏｎｇｓｗｏｒｔｈによる米国特許第８，７７６，５３４号に記載されている。この膨張エンジンは、低圧ラインを高温側の変位容積部に連結する高温側のバルブを、ピストンが低温側へと移動する間に高圧ラインを変位容積部に連結するバルブに置換している点で、米国特許出願第６１／３１３，８６８号とは異なる。これと平行するもう１つのバルブが、ピストンが低温側に存在する際に高温側の変位容積部を急速に加圧するために追加される。このことは、米国特許出願第６１／３１３，８６８号との比較では、高温側にアクティブバルブを必要としないという利点があるが、低温側のガスの膨張による出力が一切回復されないという欠点を有する。
【００１０】
２０１０年１０月８日に提出された、Ｒ．Ｃ．Ｌｏｎｇｓｗｏｒｔｈによる米国特許出願第６１／３９１，２０７号（国際公開第２０１２／０４７８３８号）は、米国特許出願第６１／３１３，８６８号に記載されたブレイトンサイクルで作動する往復膨張エンジンに関して、所定量を極低温へと冷却する時間を最小限にするためのその制御について開示している。これらの機構は、本願に利用可能であるが、本明細書において記載しない。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１１】
【特許文献１】米国特許第２，６０７，３２２号
【特許文献２】米国特許第６，２０５，７９１号
【特許文献３】米国特許第５，４８１，８７８号
【特許文献４】米国特許第３，４３８，２２０号
【特許文献５】米国特許第５，３６１，５８８号
【特許文献６】米国特許第４，３７２，１２８号
【特許文献７】米国特許出願公開第２００７／１１９１８８号
【特許文献８】米国特許出願第６１／３１３，８６８号（国際公開第２０１１／１１５７９０号）
【特許文献９】米国特許第８，７７６，５３４号
【特許文献１０】米国特許出願第６１／３９１，２０７号（国際公開第２０１２／０４７８３８号）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１２】
本発明は、ガスの部分的な膨張を可能とするために高温側にバッファ容積部を追加することにより、米国特許出願第６１／３１３，８６８号および米国特許第８，７７６，５３４号に記載されたエンジンの効率性を向上させるものである。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
高温側の変位容積部を、高圧および低圧の中間である平均圧力（高圧および低圧の間にある圧力、すなわち中間圧）に近いバッファ容積部に連結するバルブが追加される。これにより、ピストンが高温側端部に到達する前に低温側吸気バルブは閉じられ、前記ピストンが高温側端部に向けて移動し続けることが可能となり、前記ピストン高温側端部における圧力が前記バッファ容積部内の平均圧力あるいは中間圧まで低下するにつれて、低温ガスを膨張させる。サイクルのこの段階において、ガスは、前記バッファ容積部へと流入し、前記ピストンが低温側端部あるいはその近傍にあり、かつ、前記低温側吸気バルブが開く前に、あるいは、前記低温側吸気バルブが開く前に、流出する。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】図１は、米国特許第８，７７６，５３４号に記載されたエンジンの高温側の変位容積部に、バッファ容積部およびバッファバルブが追加された態様のエンジン１００を示す。
【図２】図２は、米国特許出願第６１／３１３，８６８号に記載されたエンジンの高温側の変位容積部に、バッファ容積部およびバッファバルブが追加された態様のエンジン２００を示す。
【図３】図３は、図１および図２に示すエンジンにおける圧力−容積を示すグラフである。
【図４ａ】図４ａは、図１および図２に示すエンジンにおけるバルブ開閉のシーケンスを示すグラフである。
【図４ｂ】図４ｂは、図１および図２に示すエンジンにおけるバルブ開閉のシーケンスを示すグラフである。
【図４ｃ】図４ｃは、図１および図２に示すエンジンにおけるバルブ開閉のシーケンスを示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
図１および図２に本発明の２つの実施態様を示す。これらの図において、同等の部分については、同じ図式で示し、同じ参照番号を付している。膨張エンジンは、熱交換器内における対流損失を最小限にするために、通常、低温側を下にして配置されることから、低温側から高温側へと向かうピストンの動きについて、「上昇」と記述する場合がある。当該サイクルに関する記述は、ヘリウムは２．２ＭＰａで供給され、０．８ＭＰａで戻されることを前提としている。
【００１６】
図１は、エンジンアセンブリ１００についての断面概略図である。ピストン１は、シリンダ６内を往復する。シリンダ６は、シリンダ低温側端部（キャップ）９と、高温側取付フランジ７と、高温側シリンダヘッド８とを備える。ピストン１には、ドライブステム２が取り付けられており、ドライブステム２はドライブステム用シリンダ６９内を往復する。低温側変位容積部（ＤＶｃ）３は、ピストン１およびシール５０によって、高温側変位容積部（ＤＶｗ）４から分離される。ドライブステム２の上方にあるステム変位容積部（ＤＶｓ）５は、シール５１によって、高温側変位容積部４から分離される。ライン３３は、ステム変位容積部５を、低圧の戻りライン３１内の低圧（Ｐｌ）に接続する。ライン３２は、高温側変位容積部４を、バッファバルブ（Ｖｂ）１４、バルブ（Ｖｗｏ）１５、バルブ（Ｖｗｐ）１６、バルブ（Ｖｗｈ）１７に接続する。バッファバルブ１４は、バッファ容積部２０に接続する。バルブ（Ｖｗｏ）１５は、熱変換器４２を通じて、高圧ライン３０内の高圧（Ｐｈ）に接続する。バルブ（Ｖｗｐ）１６およびバルブ（Ｖｗｈ）１７も、高圧ライン３０に接続する。３つのバルブを高圧ライン３０に接続する理由は、周囲温度のガスをバルブ（Ｖｗｐ）１６およびバルブ（Ｖｗｈ）１７を通じて高温側変位容積部４に流入させ、高温側変位容積部４内における圧縮によりガスが熱せられた後、このガスをバルブ（ＶＷｏ）１５を通じて流出させ、熱交換器４２で冷却した後、高圧ライン３０に戻すためである。バルブ（Ｖｗｐ）１６はバルブ（Ｖｗｈ）１７と異なり、ピストン１が高温側端部にある場合に、ガスが高流量で高温側変位容積部４を加圧することを可能とするために設けられており、バルブ（Ｖｗｈ）１７は、ガスの流量を制限して、ピストン１が下方に移動する際にピストン１の速度を制御するために設けられている。ライン３０内の高圧ガスは、逆流熱交換器４０およびライン３４を通って、さらに、低温側吸気バルブ（Ｖｃｉ）１０を通って、低温側変位容積部３へ流れる。ガスは、低圧で変位容積部３から排出され、低温側排気バルブ（Ｖｃｏ）１１、ライン３５、低温熱交換器４１、および、ライン３６を通り、さらに、逆流熱交換器４０を通って、コンプレッサに戻る。
【００１７】
図２は、エンジンアセンブリ２００についての断面概略図である。高圧ライン３０の高圧（Ｐｈ）を高温側変位容積部（ＤＶｗ）４に接続するバルブ（Ｖｗｈ）１７が、戻りライン３１の低圧（Ｐｌ）を高温側変位容積部４に接続するバルブ（Ｖｗｌ）１８に置き換えられ、かつ、バルブ（Ｖｓｉ）１２およびバルブ（Ｖｓｏ）１３が追加されていること以外は、エンジンアセンブリ１００と同様である。エンジン１００は、ドライブステム２上の低圧（Ｐｌ）を維持しながら、バルブ（Ｖｗｈ）１７を通じて、ライン３０からの高圧（Ｐｈ）を高温側変位容積部４に接続することにより、ピストンを下方に駆動する。これに対して、エンジン２００は、高温側変位容積部４をバルブ（Ｖｗｌ）１８を通じてライン３１に接続することによって、高温側変位容積部４の低圧（Ｐｌ）を維持しながら、バルブ（Ｖｓｉ）１２を通じて、ライン３０からの高圧（Ｐｈ）をステム変位容積部（ＤＶｓ）５に接続することにより、ピストンを下方に駆動する。
【００１８】
図示しないが、ドライブステム２への空気圧力を機械的圧力に置き換える代替構成も採用可能である。
【００１９】
図３は、エンジン１００およびエンジン２００の圧力−容積（Ｐ−Ｖ）を示すグラフであり、Ｖｃは低温側変位容積部（ＤＶｃ）３である。圧力―容積を示すグラフの面積は、サイクルごとに提供される冷却に等しい。最低量のガスでグラフの面積を最大化することが設計上の目的である。図４ａおよび図４ｂは、エンジン１００におけるバルブ開閉のシーケンスを示し、図４ｃは、エンジン２００におけるバルブ開閉のシーケンスを示す。圧力−容積グラフに示した状態を示すポイントの数字は、図４ａ、図４ｂ、および図４ｃのバルブ開閉のシーケンスに対応する。実線はバルブが開いている状態を示し、破線はバルブが開あるいは閉のいずれかとなり得る状態を示す。
【００２０】
圧力−容積を示すグラフ上のポイント１は、ピストン１が低温側端部にあり、低温側変位容積部（ＤＶｃ）３が最小であることを示す。高温側変位容積部（ＤＶｗ）４は高圧（Ｐｈ）であり、ステム変位容積部（ＤＶｓ）５は低圧（Ｐｌ）である。低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）１０が開き、高圧（Ｐｈ）のガスを低温側変位容積部３へ流入させる。ドライブステム２の上方が低圧であるため、低温側変位容積部３が増加し、高温側変位容積部４が高圧（Ｐｈ）以上に圧縮される。高温側変位容積部４内のガスは、バルブ（Ｖｗｏ）１５を通って、高圧ライン３０へと押し出される。
【００２１】
ポイント２において、ピストン１は高温側端部までの移動距離の３分の２以上を移動した状態にある。このポイント２において、低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）１０およびバルブ（Ｖｗｏ）１５が閉じ、バッファバルブ（Ｖｂ）が開くため、ガスはバッファ容積部２０に流入し、ピストン１が高温側へ移動するにつれて、低温側変位容積部３および高温側変位容積部４内の圧力は低圧（Ｐｌ）側へ約３０％〜４０％低下する。
【００２２】
ポイント３において、バッファバルブ（Ｖｂ）１４が閉じて、低温排気バルブ（Ｖｃｏ）１１が開き、低温側変位容積部３および高温側変位容積部４内の圧力は低圧（Ｐｌ）へ低下する。高温側変位容積部４は、ライン３２内のガスがポイント３からＰｌまで膨張するため、わずかに増加する。
【００２３】
ポイント４において、バルブ（Ｖｗｈ）１７が開き、ピストン１は低温側端部（ポイント５）に向けて移動する。バルブ（Ｖｗｈ）１７は、ピストン１が低温側端部に到達する少し前に閉じる。低温排気バルブ（Ｖｃｏ）１１は、ポイント５とポイント１との間で任意のタイミングで閉じる。
【００２４】
ポイント５においてバッファバルブ（Ｖｂ）１４が開き、ガスはバッファ容積部２０から高温側変位容積部４へと流れ、バッファバルブ（Ｖｂ）１４が閉じるポイント６における圧力まで圧力が増加する。この時点における圧力は、バッファ容積部２０における圧力とほぼ等しい。
【００２５】
ポイント６において、バルブ（Ｖｗｐ）１６が開き、高温側変位容積部４における圧力が急速に高圧（Ｐｈ）となる。バルブ（Ｖｗｐ）１６は、サイクルがポイント１から再開される前に閉じる。ポイント２とポイント３との間でバッファ容積部２０へ流入するガス量は、ポイント５とポイント６との間でバッファ容積部２０から流出するガス量に等しく、バッファ容積部２０内は中間圧（Ｐｉ）となる。本実施形態におけるバッファ容積部２０の合理的なサイズは、高温側変位容積部４の約２．５倍である。
【００２６】
図４ｂは、ポイント４において、バルブ（Ｖｗｈ）１７ではなく、バッファバルブ（Ｖｂ）１４を開き、ポイント５に到達した後にバッファバルブ（Ｖｂ）１４を閉じ、低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）１０を開く前に、バルブ（Ｖｗｐ）１６を開閉するオプションを示す。このバルブシーケンスのオプションでは、バッファ容積部２０における中間圧（Ｐｉ）が以前のバルブシーケンスよりも低くなり、低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）１０がより早く閉じ（すなわち、ポイント２は左側にシフトする）、低温側変位容積部３におけるガスがより低い圧力に膨張することが可能となる。低温側変位容積部３および高温側変位容積部４における圧力は、ピストン１がポイント２からポイント３へ移動するにつれて高圧（Ｐｈ）から低圧（Ｐｌ）へ約７０％低下する。これに伴い、バルブ（Ｖｗｈ）１７が不要となる。
【００２７】
図４ｃに示すエンジン２００のバルブのタイミンググラフは、バルブ（Ｖｗｈ）１７をバルブ（Ｖｗｌ）１８に置き換え、バルブ（Ｖｓｉ）１２およびバルブ（Ｖｓｏ）１３を追加したこと以外は、エンジンアセンブリ１００と同様である。バルブ（Ｖｓｉ）１２は高圧ガスをステム変位容積部（ＤＶｓ）５に送り、ピストン１をポイント４およびポイント５の間に押し下げ、バルブ（Ｖｓｏ）１３は、ステム変位容積部（ＤＶｓ）５を低圧（Ｐｌ）に接続し、ピストン１をポイント１およびポイント３の間に押し上げる力の不均衡を生じさせる。バルブ（Ｖｗｌ）１８は、ポイント３で開き、ポイント４で低温排気バルブ（Ｖｃｏ）１１が開く前に、ライン３２内の圧力を低圧（Ｐｌ）に低下させる。ポイント４およびポイント５の間で高温側変位容積部４に引き込まれたガスは圧縮され、ポイント１およびポイント２の間でライン３０に高圧で戻される。これにより、追加的なガスが低温側に流入し、生成される冷却が増加するという形態で、エンジンによる仕事の幾分かが回復される。
【００２８】
なお、バルブ（Ｖｓｉ）１２およびバルブ（Ｖｓｏ）１３は、ピストン１が機械的手段によって往復運動を行う場合には不要である。
【００２９】
ドライブステム２の面積は、低温側端部にあるピストン１の面積の８％〜１５％の範囲内であるため、シリンダ６のシリンダ低温側端部９の温度を約８０Ｋとする場合に、ピストン１を上下に駆動させるためには、ドライブステム２は、コンプレッサからのフローの約３％を使用する。ポイント２からポイント３へのガスの同様の膨張に関して、生成される冷却の増加率は、すべての低温と同様である。しかしながら、仕事の回復による冷却の増加率については、（Ｔｈ−Ｔｃ）／Ｔｈに比例するため、バルブを追加した空圧駆動エンジン２００は、約５０Ｋ以下ではエンジン１００と差はないものの、１００Ｋを超える温度ではエンジン１００よりも大幅に向上する。
【００３０】
Ｍ．Ｘｕらによる米国特許第８，７８３，０４５号は、冷却器への投入電力を低減させる手段として、シリンダの高温側に接続されたバッファ容積部を利用するＧＭサイクルまたはＧＭサイクル型パルス管膨張機を開示する。これは、ディスプレーサが上部に到達した際に、コンプレッサからの供給バルブを閉じて、それから、バッファ容積部へのバルブを開いて、その圧力をバッファ容積部内における圧力まで低下させることにより、達成される。このバッファバルブはその後閉じて、コンプレッサにガスを戻すためのバルブが開く。ガスは、戻りバルブが閉じた後で、供給バルブが開く前に、バッファ容積部からシリンダに戻る。圧力−容積を示すグラフは、サイクルごとに膨張機へのフローを低減させるため、膨張または再圧縮することなく、長方形でなければならない。ＧＭサイクル膨張機またはＧＭサイクル型パルス管膨張機は、高温側と低温側の変位容積部との間に熱交換器を有するため、高温側と低温側との間に圧力の差はほぼ生じない。一方で、ブレイントンピストンは、本来的に、ピストンの両側に同一の圧力を有しない。ＧＭ膨張機内におけるガスの膨張および再圧縮は、バッファ容積部を追加することによってではなく、供給バルブおよび戻りバルブを早期に閉じることにより達成される。
【００３１】
ガス圧を均衡させたブレイトンエンジンにバッファ容積部を追加することは、ＧＭサイクル膨張機またはＧＭサイクル型パルス管膨張機にバッファ容積部を追加することとは異なる効果を奏する。ブレイトンエンジンは、圧力−容積を示すグラフの面積が増加するため、サイクルごとにより多くの冷却を提供することができる。米国特許第８，７８３，０４５号のバッファ容積部を、米国特許第８，７７６，５３４号および米国特許出願第６１／３１３，８６８号のブレイトンサイクルエンジンに適用することにより、さらなる冷却が得られるのかについては不明である。
【００３２】
表１は、低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）での圧力が２．２ＭＰａ、低温排気バルブ（Ｖｃｏ）での圧力が０．８ＭＰａである場合に算出した冷却能力の例を示す。コンプレッサからのヘリウムの流量は５．５ｇ／秒である。ピストンの直径は８２．４ｍｍであり、ストロークは２５．４ｍｍである。熱交換器（ＨＸ）の効率は、９８％と見積もられる。エンジン１００およびエンジン２００の冷却能力Ｑ（Ｗ）は、図３の圧力−容積を示すグラフに基づいており、ポイント２以降にガスの膨張がない従来の設計と比較した。Ｔｃは、低温吸気バルブ（Ｖｃｉ）を通じて流れるガスの温度（Ｋ）であり、Ｎはサイクル速度（Ｈｚ）である。
【００３３】
【表１】
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【００３４】
エンジン１００の熱交換ロスは、従来のエンジンの熱交換ロスと同様であるため、エンジン１００におけるバッファ容積部を使用することによる冷却能力の増加は、より低温の場合により顕著である。エンジン２００における低温側により多くのガスを流入させることによる、エンジン１００に対する利益のうちのいくらかは、熱交換器におけるより多くの損失によって相殺される。
【００３５】
ブレイトンサイクルで運転する膨張エンジンは、典型的には冷却を提供しガスを液化することに利用されてきたが、１６０Ｋ程度の高い温度でのクライオポンプにおける水の蒸発にも利用することが可能である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４ａ】
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【図４ｂ】
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【図４ｃ】
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