DE10051115A1

DE10051115A1 - Pulse-tube cooler for cooling cryogenic spacecraft applications has given phase difference between compression cylinder and expansion cylinder

Info

Publication number: DE10051115A1
Application number: DE2000151115
Authority: DE
Inventors: Gunter Dr-Rer-Nat Kaiser
Original assignee: Institut fuer Luft und Kaeltetechnik Gemeinnuetzige GmbH
Current assignee: Institut fuer Luft und Kaeltetechnik Gemeinnuetzige GmbH
Priority date: 2000-10-14
Filing date: 2000-10-14
Publication date: 2002-04-25

Abstract

The pulse-tube cooler has a compression cylinder (1.1), a regenerator (2.1), a cold heat exchanger, a pulsation tube (2.3) and an expansion cylinder (1.2), provided with an active reservoir (1.3) in the form of an enlarged dead volume relative to the compression cylinder. A phase difference of between 55 and 78 degrees in the rotation direction of the crank drive is provided between the compression cylinder and the expansion cylinder, which are arranged at this angle to one another within the compressor (1).

Description

Die Erfindung betrifft einen Pulse-Tube-Kühler, der sich speziell für die Kühlung kryogener Weltraumapplikationen mit geringer Kälteleistung einsetzen läßt.The invention relates to a pulse tube cooler, which is specifically for cooling cryogenic Space applications with low cooling capacity can be used.

In der Raumfahrt besteht z. Z. ein Bedarf an kostengünstigen, kleinen, leichten, erschütte rungsarmen und über lange Betriebszeiten von über 50.000 Stunden zuverlässig und effizi ent arbeitenden Gaskältemaschinen der 1 W-Leistungsklasse bei 80 K. Diese Kleinkühler werden in nächster Zukunft zur Kühlung von supraleitenden Antennen und Filtern für An wendungen der Satellitenkommunikation dringend benötigt, stehen aber bis zum gegenwär tigen Zeitpunkt nicht zur Verfügung. Miniatur-Pulse-Tube-Kühler mit sogenanntem Split- Aufbau, d. h. Verdichter und Kaltkopf sind räumlich von einander separiert und über eine Druckgasleitung miteinander verbunden, bieten das Potential einer kostengünstigen, kleinen, leichten, zuverlässigen und erschütterungsarmen Lösung. Pulse-Tube-Kühler haben jedoch typischerweise im Vergleich zu Stirling-Kühlern der gleichen Leistungsklasse einen geringe ren COP (Coefficient of Performance). Dieser in der Raumfahrt schwerwiegende Nachteil ist dadurch bedingt, daß die für die Kälteerzeugung benötigte Phasenverschiebung zwischen dem Massenstrom und der Druckwelle durch einen passiven Phasenschieber, einer Kombi nation aus einem Strömungs- und/oder Trägheitswiderstand mit einem Gasvolumen, am warmen Ende des Puslationsrohrs realisiert wird. Mit einem solchen passiven Phasenschie ber kann einerseits nicht die optimale Phasenverschiebung realisiert werden, zum anderen tritt durch irreversible thermodynamische Vorgänge im Phasenschieber ein Exergieverlust ein.In space travel z. Currently a need for inexpensive, small, light, shake Reliable and efficient over long operating times of over 50,000 hours gas coolers in the 1 W power class at 80 K. These small coolers will be used in the near future to cool superconducting antennas and filters for an Applications of satellite communication are urgently needed, but are still pending not available at the current time. Miniature pulse tube cooler with so-called split Construction, d. H. The compressor and cold head are spatially separated from each other and via one Compressed gas line connected together, offer the potential of an inexpensive, small, lightweight, reliable and low-vibration solution. However, pulse tube coolers have typically low compared to Stirling coolers in the same performance class ren COP (Coefficient of Performance). This is a serious disadvantage in space travel due to the fact that the phase shift required for refrigeration between the mass flow and the pressure wave through a passive phase shifter, a combination nation from a flow and / or inertia resistance with a gas volume, am warm end of the puslation tube is realized. With such a passive phase shift On the one hand, the optimal phase shift cannot be realized, on the other hand an exergy loss occurs due to irreversible thermodynamic processes in the phase shifter on.

Aus DE 42 20 840 C2 ist ein Pulsationsrohr-Kühlsystem bekannt, bei dem am warmen Ende des Pulsationsrohres notwendigerweise ein Wärmetauscher und zur Einstellung der richtigen Menge des Gasaustausches in der Übertragungsleitung zwischen dem Wärmetauscher und dem Expansionsvolumen ein exakt dimensionierter Strömungswiderstand, in Form eines Durchflußregelventils, angeordnet ist. Die damit verbundenen dissipativen Verluste müssen durch zusätzliche Antriebsleistung zur aktiven Steuerung des Gaswechsels am warmen En de des Pulsationsrohres aufgebracht werden.From DE 42 20 840 C2 a pulsation tube cooling system is known, in which the warm end of the pulsation tube necessarily a heat exchanger and to set the correct one Amount of gas exchange in the transmission line between the heat exchanger and the expansion volume an exactly dimensioned flow resistance, in the form of a Flow control valve is arranged. The associated dissipative losses must through additional drive power for active control of the gas change on the warm En de the pulsation tube are applied.

Aufgabe der Erfindung ist es, durch die Substitution des passiven Phasenschiebers am warmen Ende des Pulsationsrohrs den für Pulse-Tube-Kühler optimalen Phasenwinkel, der sich vom optimalen Phasenwinkel eines Stirlingkühlers deutlich unterscheidet, zu realisieren, den Exergieverlust wesentlich zu vermindern und damit den COP des Pulse-Tube-Kühlers gegenüber bisher existierenden Pulse-Tube-Kühler der gleichen Leistungsklasse zu steigern. The object of the invention is to by the substitution of the passive phase shifter warm end of the pulsation tube the optimal phase angle for pulse tube coolers differs significantly from the optimal phase angle of a Stirling cooler, to significantly reduce the exergy loss and thus the COP of the pulse tube cooler compared to existing pulse tube coolers in the same performance class.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs gelöst. Die Unteransprüche enthalten vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung.This object is achieved by the features of the patent claim. The subclaims contain advantageous embodiments of the invention.

Der kälteerzeugende Prozeß vollzieht sich durch Kompressionen, Expansionen und Transla tionen des Arbeitsgases, vorzugsweise Helium oder Neon, innerhalb von vier Arbeitsphasen im Pulsationsrohr. Zur Anschaulichkeit des Vorgangs werden die vier Arbeitsphasen, die sich im realen Zyklus partiell überlagern, im folgenden vereinfacht für den thermodynamischen Gleichgewichtszustand, bei dem sich die Temperaturverteilung in der Kaltkopfstruktur stabil eingestellt hat, beschrieben:
In Phase I, der Kompression, wird durch die Bewegung des Kolbens zum oberen Totpunkt im Kompressionsraum und im Expansionsraum das Arbeitsgas aus dem Kompressionsraum über die Druckgasleitung 3.1, in der dem Gas ein großer Teil der Kompressionswärme ent zogen wird, durch den Regenerator und den kalten Wärmetauscher in das Pulsationsrohr geschoben und in diesem komprimiert. Dabei nimmt der Regenerator Wärme aus dem Gas auf, wodurch dieses etwa mit der Temperatur des kalten Wärmetauschers am kalten Ende in das Pulsationsrohr einströmt. Durch die damit verbundene annähernd adiabatische Erhö hung des Drucks erfährt das Gas in der Nähe des warmen Endes des Pulsationsrohrs eine Temperaturüberhöhung.The cold-generating process takes place through compressions, expansions and translations of the working gas, preferably helium or neon, within four working phases in the pulsation tube. To make the process clearer, the four working phases, which partially overlap in the real cycle, are described below in simplified form for the thermodynamic equilibrium state in which the temperature distribution in the cold head structure has stabilized:
In phase I, the compression, the working gas from the compression space via the compressed gas line 3.1 , in which a large part of the compression heat is extracted from the gas by the regenerator and the cold, by the movement of the piston to top dead center in the compression space and in the expansion space Heat exchanger pushed into the pulsation tube and compressed in it. The regenerator absorbs heat from the gas, causing it to flow into the pulsation tube at about the temperature of the cold heat exchanger at the cold end. As a result of the approximately adiabatic increase in pressure, the gas experiences a temperature increase near the warm end of the pulsation tube.

In Phase II, dem Überschieben bei Hochdruck, wird durch die Bewegung des Kolbens zum unteren Totpunkt im Expansionsraum und die weitere Bewegung des Kolbens zum oberen Totpunkt im Kompressionsraum der überhitzte Gasanteil in der Nähe des warmen Endes des Pulsationsrohr durch die Druckgasleitung 3.2 nahezu isobar in den Expansionsraum ge schoben. Dabei wird dem Gas beim Durchströmen der Druckgasleitung Wärme entzogen, wodurch dessen Temperaturüberhöhung zum großen Teil abgebaut wird.In phase II, the pushing-over at high pressure, the overheated gas fraction near the warm end of the pulsation tube through the compressed gas line 3.2 becomes almost isobaric through the movement of the piston to bottom dead center in the expansion space and the further movement of the piston to top dead center in the compression space Expansion room pushed. Heat is extracted from the gas as it flows through the compressed gas line, which largely reduces its temperature rise.

In Phase III, der Expansion, wird durch die Bewegung des Kolbens zum unteren Totpunkt im Kompressionsraum und im Expansionsraum das Gas im Pulsationsrohr nahezu adiabatisch entspannt, wobei sich das Gas im Pulsationsrohr abkühlt. Dabei wird in der Nähe des war men Endes des Pulsationsrohrs die Temperaturüberhöhung vollständig abgebaut und in der Nähe des kalten Endes des Pulsationsrohrs die zur Kälteerzeugung erforderliche Unterküh lung des Arbeitsgases erreicht. Ein großer Teil des unterkühlten Arbeitsgases strömt dabei bereits unter Erwärmung durch den kalten Wärmetauscher, den Regenerator und die Druck gasleitung 3.1 in den Kompressionsraum des Verdichters zurück. Dabei wird dem Wärme tauscher Wärme entzogen und der Regenerator teilweise rückgekühlt. In phase III, the expansion, the gas in the pulsation tube is expanded almost adiabatically by the movement of the piston to bottom dead center in the compression space and in the expansion space, the gas in the pulsation tube cooling down. In the vicinity of the war men end of the pulsation tube, the temperature rise is completely reduced and in the vicinity of the cold end of the pulsation tube the subcooling of the working gas required for cooling is achieved. A large part of the supercooled working gas flows back while heating through the cold heat exchanger, the regenerator and the compressed gas line 3.1 in the compression chamber of the compressor. This removes heat from the heat exchanger and partially cools the regenerator.

In Phase IV, dem Überschieben bei Niederdruck, wird durch die Bewegung des Kolbens zum unteren Totpunkt im Kompressionsraum und die Bewegung des Kolbens zum oberen Tot punkt im Expansionsraum der restliche Anteil des unterkühlten Arbeitsgases in der Nähe des kalten Endes des Pulsationsrohrs nahezu isobar über den kalten Wärmetauscher, den Re generator und die Druckgasleitung 3.1 in den Kompressionsraum des Verdichters gescho ben. Dabei wird dem kalten Wärmetauscher weiterhin Wärme entzogen und der Regenerator vollständig rückgekühlt. Am Ende von Phase IV ist der Ausgangszustand zur Wiederholung des kälteerzeugenden Zyklus, der Beginn von Phase I, wieder hergestellt.In phase IV, the pushing over at low pressure, the remaining portion of the supercooled working gas near the cold end of the pulsation tube is almost isobarically above the cold by moving the piston to bottom dead center in the compression space and moving the piston to top dead center in the expansion space Heat exchanger, the generator and the compressed gas line 3.1 pushed into the compression chamber of the compressor. In this way, heat is still extracted from the cold heat exchanger and the regenerator is completely recooled. At the end of phase IV, the starting point for repeating the cryogenic cycle, the beginning of phase I, is restored.

An einem Ausführungsbeispiel wird die Erfindung näher erläutert. Der Prinzipaufbau ist in Fig. 1 dargestellt. Der Pulse-Tube-Kühler besteht aus dem Verdichter 1 mit zwei Arbeitsräu men, dem Kompressionsraum 1.1 und dem Expansionsraum 1.2 und dem Kaltkopf 2, wel cher aus dem Regenerator 2.1, dem kalten Wärmetauscher 2.2 und dem Pulsationsrohr 2.3 besteht. Verdichter 1 und Kaltkopf 2 sind zur Entkopplung mechanischer Vibrationen durch zwei Druckgasleitungen, 3.1 und 3.2, miteinander verbunden. Dabei ist das warme Ende des Regenerators über die Druckgasleitung 3.1 mit dem Kompressionsraum und das warme En de des Pulsationsrohrs über die Druckgasleitung 3.2 mit dem Expansionsraum verbunden. Die Bezeichnungen Kompressionsraum und Expansionsraum wurden deswegen gewählt, da am Kolben des Kompressionsraums über den Zyklus gemittelt Arbeit geleistet wird, während am Kolben des Expansionsraums der Anteil der Arbeit zurückgewonnen wird, der in passi ven Phasenschiebern anderer Pulse-Tube-Kühler in Reibungswärme umgewandelt wird. Die Hubvolumina von Kompressionsraum und Expansionsraum sind zur Minimierung des Ferti gungsaufwands gleich groß gewählt, wodurch die gleichen Pleuel, Kolben und Laufbuchsen genutzt werden können. Das Totvolumen des Expansionsraums 1.3 ist größer als das des Kompressionsraums und durch Optimierung zu definieren. Dieses Totvolumen wirkt wie das Gasreservoir anderer Pulse-Tube-Kühler. Bedingt durch die zyklische Variation des Expan sionsvolumens herrscht jedoch, im Gegensatz zu anderen Pulse-Tube-Kühler, im Reservoir annähernd der gleiche Druck wie im Pulsationsrohr, wodurch das Reservoir wesentlich klei ner als bei anderen Pulse-Tube-Kühler realisiert werden kann. Beide Druckgasleitungen wir ken zusätzlich als Wärmetauscher auf dem oberen Temperaturniveau, weshalb auf die sonst üblichen, zusätzlich erforderlichen, warmen Wärmetauscher am Kaltkopf verzichtet werden kann. Der Verdichter arbeitet vorzugsweise mit einem Kurbeltrieb, wobei die beiden Arbeits räume in einem bestimmten Winkel zueinander angeordnet sind. Dieser Winkel ergibt sich aus dem optimalen Phasenwinkel zwischen Druckwelle und Volumenstrom.The invention is explained in more detail using an exemplary embodiment. The basic structure is shown in Fig. 1. The pulse tube cooler consists of the compressor 1 with two Arbeitsräu men, the compression space 1.1 and the expansion space 1.2 and the cold head 2 , which cher from the regenerator 2.1 , the cold heat exchanger 2.2 and the pulsation tube 2.3 . Compressor 1 and cold head 2 are connected to one another to decouple mechanical vibrations through two compressed gas lines, 3.1 and 3.2. The warm end of the regenerator is connected via the compressed gas line 3.1 to the compression space and the warm end of the pulsation tube via the compressed gas line 3.2 to the expansion space. The terms compression space and expansion space have been chosen because work is performed on the piston of the compression space averaged over the cycle, while the part of the work is recovered on the piston of the expansion space that is converted into frictional heat in passive phase shifters of other pulse tube coolers. The stroke volumes of the compression space and expansion space are chosen to be the same size to minimize the manufac turing effort, which means that the same connecting rods, pistons and liners can be used. The dead volume of the expansion space 1.3 is larger than that of the compression space and must be defined by optimization. This dead volume acts like the gas reservoir of other pulse tube coolers. Due to the cyclical variation of the expansion volume, however, in contrast to other pulse tube coolers, the pressure in the reservoir is approximately the same as in the pulsation tube, which means that the reservoir can be realized much smaller than with other pulse tube coolers. Both pressurized gas lines are additionally used as heat exchangers at the upper temperature level, which is why the usual, additionally required, warm heat exchangers on the cold head can be dispensed with. The compressor preferably works with a crank mechanism, the two working spaces being arranged at a certain angle to one another. This angle results from the optimal phase angle between the pressure wave and the volume flow.

Fig. 2 zeigt den Aufbau des Verdichters und des optimierten Kaltkopfs eines solchen Pulse- Tube-Kühler mit aktivem Reservoir für eine Kälteleistung von ca. 800 mW bei 80 K im Vergleich zum optimierten Kaltkopf eines bzgl. seiner Kälteleistung äquivalenten Inertance- Pulse-Tube-Kühlers. Der Kaltkopf des Pulse-Tube-Kühlers mit aktivem Reservoir kann we sentlich kleiner realisiert werden, wobei das Volumen des Pulsationsrohrs um 55% und das des Regenerators sogar um 80% reduziert werden kann. Dadurch kann die Masse des Kalt kopfs um ca. 65. . .70% gesenkt werden. Die starke Reduzierung des Regeneratorvolumens ist zum einen dadurch möglich, daß, bedingt durch den aktiven Phasenschieber sowohl die Phasenverschiebung zwischen Druckwelle und Volumenstrom optimal eingestellt werden kann, wodurch insgesamt weniger Gas zirkulieren muß. Außerdem strömt ein geringerer Anteil an Gas während der Kompression und der Expansion über den Regenerator, da ein Teil des Gases während dieser Phasen aus dem Expansionsraum in das Pulsationsrohr strömt, was den Regenerator im Vergleich zu anderen Pulse-Tube-Kühler zusätzlich entla stet. Fig. 2 shows the construction of the compressor and of the optimized cold head of such a Pulse tube coolers with active reservoir for a cooling power of about 800 mW at 80 K compared to the optimized cold head of a related. Its refrigeration capacity equivalent Inertance- Pulse Tube- cooler. The cold head of the pulse tube cooler with an active reservoir can be made considerably smaller, with the volume of the pulsation tube being reduced by 55% and that of the regenerator even by 80%. This allows the mass of the cold head to increase by approx. 65. .70% can be reduced. The strong reduction of the regenerator volume is possible on the one hand because, due to the active phase shifter, both the phase shift between the pressure wave and the volume flow can be optimally adjusted, so that less gas has to circulate overall. In addition, a smaller proportion of gas flows through the regenerator during the compression and expansion, since part of the gas flows from the expansion space into the pulsation tube during these phases, which additionally relieves the regenerator compared to other pulse tube coolers.

Durch die Rückgewinnung mechanischer Arbeit im Expansionsraum beim Pulse-Tube-Kühler mit aktivem Reservoir wird die Leistungszahl im Vergleich zu leistungsmäßig äquivalenten anderen Pulse-Tube-Kühlern insbesondere bei kleinen Kälteleistungsklassen bedeutend gesteigert. Während der Inertance-Pulse-Tube-Kühler bei einer Arbeitssequenz von 50 Hz und einem Mitteldruck von 30 bar Helium und einem Hubvolumen von 2 cm³ zum Antrieb eine Leistung von 25 W (COP = 3,24%) benötigt, kommt der Pulse-Tube-Kühler mit aktivem Reservoir bei der gleichen Frequenz, dem gleichen Arbeitsgas und dem gleichen Mitteldruck bei Hubvolumina von jeweils 0,86 cm³ für Kompressionsraum und Expansionsraum mit einer Antriebsleistung von 15 W (COP = 5,36%) aus, wobei vom Kompressionskolben 16,7 W geleistet und vom Expansionskolben 1,7 W zurückgewonnen werden.By recovering mechanical work in the expansion space of the Pulse-Tube cooler with an active reservoir, the coefficient of performance is significantly increased compared to other Pulse-Tube coolers with equivalent performance, particularly in the case of small cooling capacity classes. While the inertance pulse tube cooler requires a power of 25 W (COP = 3.24%) for a drive with a work sequence of 50 Hz and a medium pressure of 30 bar helium and a stroke volume of 2 cm ³ , the pulse Tube cooler with an active reservoir at the same frequency, the same working gas and the same mean pressure at stroke volumes of 0.86 cm ³ each for the compression space and expansion space with a drive power of 15 W (COP = 5.36%), whereby from the compression piston 16 , 7 W and recovered by the expansion piston 1 , 7 W.

Die Größe des erforderlichen Reservoirs kann von 25 cm³ auf 3,4 cm³ reduziert werden, wo durch die Masse des Gesamtsystems wiederum deutlich gesenkt werden kann. Beim spezi ell betrachteten Kühler wird die optimale Phasendifferenz zwischen Druckwelle und Volu menstrom dann erreicht, wenn der Kompressionsraum um ca. 60 Grad in Drehrichtung des Kurbeltriebs gegen den Expansionsraum verdreht angeordnet wird. Damit weicht der opti male Winkel deutlich von dem der Stirling-Kühler von 90 Grad ab, wenn man den Kompres sorkolben mit dem Kompressorkolben, den Expanderkolben mit dem Verdrängerkolben des Stirling-Kühlers identifiziert. Diese Abweichung resultiert aus der Tatsache, daß im Gegen satz zum Stirling-Kühler die Größe des kalten und des warmen Arbeitsraums durch die feste geometrische Größe des Pulsationsrohrs während des Zyklus nicht variiert wird. Während der Stirling-Kühler dann optimal arbeitet, wenn die Extrema von Druckwelle und Volumen strom in Phase liegen, arbeitet der Pulse-Tube-Kühler mit aktivem Reservoir dann optimal, wenn die Asymmetrie zwischen Druckwelle und Volumenstrom so groß ist, daß während des Druckminimums bei der Expansion ein möglichst großer Volumenstrom, während des Druckmaximums bei der Kompression ein möglichst geringer Volumenstrom durch den kal ten Wärmetauscher fließt, die Asymmetrie aber noch nicht so groß ist, daß der durch diese Asymmetrie bedingte Verlust des Arbeitsvermögens des Gases (Exergie) diesen Gewinn überkompensiert.The size of the required reservoir can be reduced from 25 cm ³ to 3.4 cm ³ , where the mass of the overall system can in turn be significantly reduced. In the radiator considered in a special way, the optimum phase difference between the pressure wave and the volume flow is achieved when the compression chamber is rotated by approx. 60 degrees in the direction of rotation of the crank mechanism against the expansion chamber. This means that the optimal angle differs significantly from that of the Stirling cooler by 90 degrees if you identify the compressor piston with the compressor piston, the expander piston with the displacement piston of the Stirling cooler. This deviation results from the fact that, in contrast to the Stirling cooler, the size of the cold and warm working space is not varied by the fixed geometric size of the pulsation tube during the cycle. While the Stirling cooler works optimally when the extremes of the pressure wave and volume flow are in phase, the pulse tube cooler with active reservoir works optimally when the asymmetry between the pressure wave and volume flow is so great that during the pressure minimum the expansion as large a volume flow as possible, while the maximum pressure during compression flows as small a volume flow through the kal th heat exchanger, but the asymmetry is not yet so great that the loss of the working capacity of the gas (exergy) caused by this asymmetry more than compensates for this gain ,

Claims

1. Pulse tube cooler, consisting of compression cylinder ( 1.1 ), a regenerator ( 2.1 ), the cold heat exchanger, the pulsation tube ( 2.3 ) and an expansion cylinder ( 1.2 ), characterized in that the expansion cylinder ( 1.2 ) with an active Re servoir ( 1.3 ) in the form of an increased dead volume compared to the compression cylinder ( 1.1 ), and that between the compression cylinder ( 1.1 ) and expansion cylinder ( 1.2 ) a phase difference of approx. 55. .78 degrees in the direction of rotation of the crank mechanism is present by the compression cylinder ( 1.1 ) and expansion cylinder ( 1.2 ) to each other at this angle in the compressor ( 1 ).

2. Pulse tube cooler according to claim 1, characterized in that the phase difference between the compression cylinder ( 1.1 ) and expansion cylinder ( 1.2 ) is 60 degrees.

3. Pulse tube cooler according to claim 1, characterized in that the compressed gas line ( 3.1 ) between the compression cylinder ( 1.1 ) and regenerator ( 2.1 ) and the Druckgaslei device ( 3.2 ) between the warm side of the pulsation tube ( 2.3 ) and the expansion cylinder ( 1.2 ) are equipped as a heat exchanger and at the same time for coupling mechanical vibrations.

4. Pulse tube cooler according to claim 1, characterized in that it is designed to increase the coefficient of performance by the regenerator ( 2.1 ) and pulsation tube ( 2.3 ) are placed directly on the compressor ( 1 ).

5. Pulse tube cooler according to claim 1, characterized in that the stroke volumes of the compression cylinder ( 1.1 ) and expansion cylinder ( 1.2 ) are the same size.