JP2002535597A

JP2002535597A - 質量流束を抑制した進行波装置

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Publication number: JP2002535597A
Application number: JP2000595028A
Authority: JP
Inventors: ダブリュスウィフト、グレゴリー; エヌバックハウス、スコット; エルガードナー、デイビッド
Original assignee: THE REGENTS OF THE UNIVERSITY OF CARIFORNIA
Current assignee: THE REGENTS OF THE UNIVERSITY OF CARIFORNIA
Priority date: 1999-01-20
Filing date: 2000-01-19
Publication date: 2002-10-22
Also published as: ZA200105949B; NO20013588L; AU2731500A; CA2358858A1; KR20010089618A; AU763841B2; KR100634353B1; WO2000043639A1; PL349152A1; EP1153202A1; US6032464A; CN1341189A; CN1134587C; CA2358858C; NO20013588D0; BR0009005A; MXPA01007360A; EP1153202A4; PL191679B1

Abstract

(57)【要約】移動波装置には従来の移動ピストンが設けられていない。音響エネルギーが環状体（３０）内部の流体を介して一方向に循環する。当該環状体の内外へ音響エネルギーを運搬するために、前記環状体に側部ブランチが接続されてもよい。当該環状体には第１の熱交換器（３４）と共に蓄熱器（３２）が設けられ、該第１の熱交換器は、音響エネルギーを循環させる方向に対して該蓄熱器の下流側の該蓄熱器の第１の側に設けられ、第２の熱交換器（３６）が該蓄熱器の上流側に設けられる。改良は、流体の時間平均質量束を最小にするために当該環状体に設けられた質量束制限器（４６）である。一実施例において、当該装置は、当該装置の動作温度において前記熱交換器を熱遮断するために当該環状体内に熱緩衝柱（７０）を含む。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】［連邦の権利に関する記述］本発明は、米国エネルギー省によって裁定された契約第Ｗ−７４０５−ＥＮＧ
−３６号に基づき、政府のサポートによってなされた。政府は、本発明に関して
ある権利を有する。

【０００２】［技術分野］本発明は、一般的には、進行波エンジンおよび冷凍機に関し、さらに具体的に
は、スターリングエンジンおよび冷凍機として動作する進行波エンジンおよび冷
凍機に関する。

【０００３】［背景技術］本発明には、多くの重要な先行技術が存在する。最も重要な先行技術は、１０
０年の歴史を有するスターリングエンジンおよび冷凍機である。スターリングエ
ンジンおよび冷凍機から可動部品を除去する重要なステップは、Ｗｉｌｌｉａｍ
Ｂｅａｌｅがスターリング装置の「フリーピストン」変種を発明した１９６９
年に始まった。この変種では、クランクシャフトおよびリンク機構がガススプリ
ングによって置換され、ピストンが所望の振動数、振幅、および位相で共振運動
を起こすように、ガスのバネ定数およびピストンの質量を選択できるようにされ
た。

【０００４】Ｃｅｐｅｒｌｅｙの「短進行波ヒートエンジンのゲインと効率」（"Gain and
efficiency of a short traveling-wave heat engine," 77 J.Acoust.Soc.Am.,p
p.1239-1294(1985)）は、スターリングエンジンおよび冷凍機の本質が、音響進
行波を想起させるような、圧力および速度振動が同期している蓄熱器（および隣
接した熱交換器）であること、したがって、スターリング熱交換器構成要素を含
み本質的にドーナツ形状を有している音響ネットワークが、そのような同期を与
えることができることを暗示している。Ｃｅｐｅｒｌｅｙは、カルノー効率の８
０％に近い効率が、そのような構成で原理的に可能であると主張した。Ｃｅｐｅ
ｒｌｅｙの貢献は、ＣｅｐｅｒｌｅｙがＢｅａｌｅのガススプリング効果に加え
てガス慣性効果を使用し、それによってＢｅａｌｅの発明の大きなピストンを除
去した点で、Ｂｅａｌｅの貢献の延長と見ることができよう。Ｃｅｐｅｒｌｅｙ
による他の関連する教示が、１９７８年９月１９日に発行された米国特許４，１
１３，３８０、および１９８２年１０月２６日に発行された米国特許４，３５５
，５１７に記述されている。しかし、Ｃｅｐｅｒｌｅｙは、どのようにして実用
的装置を実現するかの教示を与えなかった。

【０００５】通常のオリフィスパルス管冷凍機（ＯＰＴＲ）（Radebaugh,"A review of pul
se tube refrigeration,"35 Adv.Cryogenic Eng.,pp.843-844(1992)）は、スタ
ーリング冷凍機のように熱力学的に動作するが、低温可動部品は、受動構成要素
、すなわち、パルス管として知られる熱緩衝柱（a thermal buffer column）お
よび消散音響インピーダンス網（a dissipative acoustic impedance network）
によって置換されている。ＯＰＴＲの効率

【数１】は、基本的に温度比Ｔ_C／Ｔ₀によって制約される。この温度比は、消散音響イン
ピーダンス網に固有な不可逆性のために、カルノー値Ｔ_C／（Ｔ₀−Ｔ_C）よりも
低い。Ｔは温度であり、

【数２】は熱であり、

【数３】は仕事であり、添え字０およびＣは、それぞれ周囲環境および低温側を指す。Ｏ
ＰＴＲは、スターリング装置から可動部品を除去する他の手段と見ることができ
る。しかし、ＯＰＴＲの効率は、スターリング装置の効率よりも基本的に小さく
、またＯＰＴＲは、冷凍機だけに応用可能である。

【０００６】通常のＯＰＴＲは、長い間、パルス管として知られる熱緩衝柱を使用してきた
。しかし、最近まで、この構成要素は相当な熱漏洩を伴った。しかし、１９９７
年１１月２１日に出願された米国特許出願第０８／９７５，７６６号で説明され
ているように、テーパ管を使用することによって、そのような熱緩衝柱に沿った
熱漏洩を、ＯＰＴＲの冷却力の５％までに小さくすることができる。熱緩衝柱は
、２ピストンスターリング冷凍機およびＯＰＴＲで使用されてきたが、スターリ
ングエンジンでは使用されなかった。

【０００７】２重入口ＯＰＴＲとの関連では、Ｇｅｄｅｏｎの「スターリングおよびパルス
管極低温冷凍機におけるＤＣガスフロー」（"DC gas flows in Stirling and pu
lse-tube cryocoolers,"in Ross ed.,Cryocoolers 9,pp.385-392(Plenum,NY 199
7）)が、閉ループ通路が定常質量流束のために存在するとき、どのようにしてゼ
ロでない時間平均質量流束

【数４】が、スターリングおよびパルス管極低温冷凍機で生じるかを説明している。スタ
ーリングエンジンまたは冷凍機を通る

【数５】は、ゼロに近いことが必須である。それは、大きな定常エネルギー流束

【数６】が、望ましくない熱負荷を冷凍機の低温側熱交換器へ加えないようにする、ある
いは、大きな定常エネルギー流束

【数７】が、大きな熱量をエンジンの高温側熱交換器から取り去ってしまわないようにす
るためである。これらのいずれの場合にも、効率が低下してしまうからである。
ここでｃ_pは、単位質量当たりのガス等圧比熱である。

【０００８】本発明への直接関連度が小さい他の先行技術は、過去２０年の間にロスアラモ
ス国立研究所などで開発された従来型の熱音響エンジンおよび冷凍機群である。
これらは、ガス圧力振動と速度振動との間の定常波に近い同期を使用して、また
、スタック内の故意の不完全熱接触（そうでないと、蓄熱器と間違えられるかも
知れない）を使用して、固有に不可逆的なサイクルで動作する。したがって、固
有の不可逆性および他の実用的問題が、最良の定常波熱音響エンジンおよび冷凍
機を、カルノー効率の２５％よりも下へ大きく制限した。

【０００９】本発明の様々な目的、利点、および新規な特徴は、一部分は以下の説明で呈示
され、一部分は以下の説明を試験することによって当業者に明らかとなるか、本
発明の実施によって習得されるであろう。本発明の目的および利点は、添付のク
レイムで具体的に指摘される手段および組み合わせによって実現および獲得され
るであろう。

【００１０】［発明の開示］前記および他の目的を達成するため、また、これまで具体的および包括的に説
明した本発明の目的に従えば、本発明はピストンを使用しないスターリング装置
を含む。音響エネルギー（acoustic energy）は、環状体（a torus）内を流体を
介してある方向に循環する。１つの実施形態において、環状体との間で音響エネ
ルギーを伝達するため、環状体へ側方分岐（a side branch）が接続される。蓄
熱器（a regenerator）が環状体の中に置かれ、第１の熱交換器（a first heat
exchanger）が、循環する音響エネルギーの方向に対して蓄熱器の下流にあたる
蓄熱器の第１の側に置かれ、第２の熱交換器（a second heat exchanger）が蓄
熱器の第２の側に置かれている。ここで、熱交換器の一方は動作温度（an opera
ting temperature）にあり、熱交換器の他方は周囲環境の温度（an ambient tem
perature）にある。本発明における改善は、流体の平均質量流束を最小にするた
め、環状体内に置かれた質量流束抑制器（a mass flux suppressor）を含む。１
つの実施形態において、装置は、さらに、動作温度にある熱交換器を熱的に絶縁
するため、動作温度にある熱交換器に隣接した熱緩衝柱（a thermal buffer col
umn）を含む。

【００１１】本明細書に組み込まれて、その一部分を形成する添付の図面は、本発明の実施
形態を示し、明細書の説明と一緒になって、本発明の原理を説明するのに役立つ
。

【００１２】［詳細な説明］本発明による新しい種類のエンジンおよび冷凍機は、スターリングエンジンお
よび冷凍機のように熱力学的に動作するが、全ての可動部品は、これまでスター
リング装置の中で使用されてきたピストンに代わって音響現象を使用することに
より除去されている。したがって、スターリングサイクル（その固有の限界はカ
ルノー効率である）の効率の利点、および本質的に不可逆な熱音響の可動部品が
ない単純性／信頼性の利点が、これらの装置で得られる。

【００１３】図１Ａおよび図２Ａで示されるスターリング冷凍機１０およびスターリングエ
ンジン２０の必須の構成要素は、蓄熱器１２である。各々の蓄熱器は、２つの隣
接した熱交換器１６、１８を有する。ガス（または、他の熱力学的能動流体）は
、図１Ａおよび図２Ａの長くて広い矢印で示されるように、音響パワーがこれら
構成要素に環境温度の末端Ｔ₀で入り、低温Ｔ_cまたは高温Ｔ_Hの他の末端から出
るような位相で、これらの構成要素に亘る圧力振動および変位振動を経験する。
蓄熱器１２は熱容量を有し、蓄熱器１２内のガス通路はガス内の熱浸透深さより
も小さな水力半径を有する。

【００１４】熱力学サイクルを量的に考えるため、本質的物理関係は空間的に１次元であり
、ｘは振動ガス運動の方向に沿った座標を指定するものと仮定する。通常の左回
り位相ベクトル表示を使用すると、時間依存変数は、次のように表される。

【００１５】

【数８】平均値ξ_mは実数であって、時間ｔに対し独立であり、ξ₁（ｘ）は複素数であっ
て、振動の大きさおよび位相を表す。振動は角振動数ω＝２πｆで起こる。ここ
で、ｆは通常の振動数である。エンジンまたは冷凍機の構成要素に関連づけられ
た集中および分布インピーダンスを説明するため、音響抵抗、イナータンス、コ
ンプライアンス、および伝送線の用語を使用して、音響的な観点が呈示される。
このアプローチは、蓄熱器の内部においても、これまで成功してきた（例えば、
Ｓｗｉｆｔらの「蓄熱器の簡単な調波分析」（"Simple harmonic analysis of r
egenerators,"10 Journal of Thermophysics and Heat Transfer,pp.652-662(19
96)）を参照されたい）。本アプローチは、主に通常の音響変数、すなわち圧力
振幅ｐ₁および体積速度Ｕ₁に焦点を当てている。ｘおよびＵ₁の正方向が、正の
音響パワーフローの方向として取られる。

【００１６】効率的なスターリングエンジンおよび冷凍機の位相ベクトル図の特徴が、図１
Ｂおよび図２Ｂに示される。図１Ａおよび図２Ａならびに続く図面において、ｐ ₁ やＵ₁などの変数につく大文字の下付き文字は、同じ下付き文字のついているＴ
でラベル付けされた位置に対応する。冷凍機の低温熱交換器（例えば、図１Ａの
熱交換器１６）およびエンジンの高温熱交換器（例えば、図１Ａの熱交換器１８）における圧力の位相はゼロであるという決めてしまえば、図１Ｂのｐ_1Cおよび
図２Ｂのｐ_1Hは、実数軸の上になる。一般的には、熱交換器を横断する圧力降下
は、蓄熱器を横断する圧力降下と比較して無視することができる。一方では、蓄
熱器を横断する圧力降下は｜ｐ₁｜と比較して小さく、したがって、ｐ₁₀は、図
１Ｂおよび図２Ｂに示されるように、ｐ_1Cまたはｐ_1Hに近くなければならない。

【００１７】一般的には、蓄熱器を通る時間平均のエネルギー流束は小さい。図１Ａの低温
熱交換器１６へエネルギー保存則を適用すると、短くて太い矢印によって示され
る冷却力

【数９】は、図１Ａで長い矢印で示されている低温熱交換器から正のｘ方向へ流れるトー
タルの音響パワー、

【数１０】とほぼ等しいことが分かる。ここで、θ_Cはｐ_1CとＵ_1Cとの間の位相角である。
実際に、熱漏洩が低温熱交換器へ流れることができ、したがって、音響パワーは
実際の冷却力の上限となる。

【数１１】

【００１８】図１Ａにおいて、正の冷却力を達成するためには、音響パワーは長い矢印で示
される方向、正のｘ方向へ流れなければならない。したがって、Ｕ₁₀およびＵ_1C は、図１Ｂの右半分の平面になければならない。理想化された蓄熱器は、無視で
きる同伴ガス体積を有するものと考えられるので、ρ_mＵ₁は蓄熱器内でｘから独
立であり（ここでρ_mはガスの平均密度）、とくにＵ₁の位相は蓄熱器を通して一
定であろう。しかし、蓄熱器内のガス体積はゼロではなく、Ｕ₁に局所ガス体積
およびｉωｐ₁に比例したｘ依存を生じることが良く知られている。これは、Ｕ₁ の小さなｘから始まって（すなわち、周温熱交換器１８へ向かって）、システム
を通してＵ₁の位相のばらつきを生じる。最も効率的な蓄熱器の動作は、所与の
冷却力について｜Ｕ₁｜が可能な限り小さいときにおこる。なぜなら、これは、
蓄熱器内の不完全な熱的接触に起因する、蓄熱器を横断する最小の粘性圧力降下
、および蓄熱器を通る最小のエネルギー流束を生じるからである。所与の

【数１２】について小さな｜Ｕ₁｜を達成するために、Ｕ₁はｐ₁とほとんど同調していなけ
ればならず、したがって、ｐ₁の位相は、Ｕ_1Cの位相とＵ₁₀の位相との間のどこ
かになければならない。粘性圧力降下は、蓄熱器を通して起こり、したがって、
ｐ₁₀−ｐ_1Cは、蓄熱器内のＵ₁のある加重平均と同調（並行）していなければな
らない。｜Ｕ₁｜および粘度の双方は、蓄熱器の周囲環境末端Ｔ₀で最高となるの
で、加重平均は、典型的には、Ｕ₁₀によって支配され、通常はｐ₁₀がｐ_1Cをリー
ドすることを確実にする。これらの特徴の全ては図１Ｂに示される。

【００１９】前述の説明のうち大半はエンジンについても直接的に適用され得る。前述のと
おり、図２Ａにおいて図示されているスターリングエンジンの構成要素は、スタ
ーリング冷凍機のそれらとほとんど同じである。主な違いは、エンジンにおける
蓄熱器１２が仕事を生成するのに対し、冷凍機の蓄熱器１２は仕事を吸収するこ
とにある。この違いは、図２Ｂにおける位相ベクトル図において見ることができ
る。θ₀＜９０°である場合、音響パワーは蓄熱器１２の周囲環境側に流れる。
中間温度Ｔ_m（ｘ）は、蓄熱器１２によってＴ₀からＴ_Hに上昇する。このＴ_m値の
上昇によってρ_mが低下する。この一次質量流束ρ_mＵ₁がｘに対してほとんど無
関係であるため、体積速度は増加し、｜Ｕ_1H｜＞｜Ｕ₁₀｜となる。さらに、蓄熱
器において同伴されているガスの体積によってＵ₁の位相が冷凍機におけるのと
同様に回転させられる。これら２つの効果によって図２ＢにおいてＵ_1HのＵ₁₀に
対する位置が決定される。音響パワーの振幅は

【数１３】によって与えられる。

【００２０】蓄熱器１２による時間平均したエネルギー流束が小さいため、高温熱交換器１８から流出する音響パワーは高温熱交換器１８へ流入する熱とほとんど同じであ
る。ここでも熱漏れおよびその他のロスはこのパワーを低減させるため、Ｑ_Hが
音響パワーの上限となる、すなわち

【数１４】となる。ｐ_1Hに対するｐ₁₀の位置は、蓄熱器１２内における粘性圧力降下による
もので、差ｐ₁₀−ｐ_1Hは蓄熱器１２によってＵ₁の加重平均に対して比例するも
のである。冷凍機と同様、粘性効果は｜Ｕ₁｜が最大であり、粘性が最大である
蓄熱器１２の高温側端において最大となる。したがってＵ_1Hが支配するため、ｐ ₁₀ がｐ_1Hにわずかに遅れる。

【００２１】冷凍機に戻ると、前述のとおり、音響パワー

【数１５】が冷凍機１０の低温熱交換器１６から流出する。Ｃｅｐｅｒｌｅｙにおいて教示
されているように、この音響パワーは、理想的にはロスなしに周温熱交換器に伝
達されるべきである。このことを達成するために、Ｃｅｐｅｒｌｅｙにおいては
音響パワーを伝達するための全波長環状体が開示されている。しかしながら、本
発明による一つの態様によれば、その方がよりコンパクトであるため図３におい
て概略的に示されているはるかに短い波長以下の環状体３０を使用することが有
利である。

【００２２】図３に、本発明の冷凍機バージョンの実施例が示されている。音響波長の四分
の一より短い全長を有する環状体３０は、スターリング冷凍機蓄熱器３２と２つ
の熱交換器３４、３６を有する。本文において、「環状体」という用語は、パイ
プ、管などの円形あるいは楕円形のループであり、その横断面が好ましくは円形
である音響波を支持するための循環路を画定するものを意味する。音響パワー３８は、長い矢印によって示されているように環状体３０を時計回りに循環する。
音響デバイス４０（例えば本質的に不可逆的な熱音響エンジン、音声スピーカー
、モータ駆動式ピストンあるいは進行波エンジンなど）によって生成された別の
音響パワー４２は、側方分岐４４から環状体３０に進入し、蓄熱器３２あるいは
環状体における別の個所において失われた音響パワーを埋め合わせする。以下に
より詳述するように、質量流束抑制器４６が環状体３０内に配置されており、時
間平均された質量流束

【数１６】を実質的にゼロに低減する。

【００２３】一実施例において、図３において図示されている質量流束抑制器４６の流れ抵
抗は抵抗Ｒ_Mを有しており、

【数１７】となり、ここにおいて下付き文字Ｊは、環状体３０と側方分岐４４との間の交点
の位置を表すものである。環状体３０におけるコンプライアンス部４８によって
環状体３０のイナータンス部５０を通る体積速度U_1Lが環境の熱交換器３６を通
るそれと異なることが確証される：

【数１８】なお、Ｖ₀は環状体３０のコンプライアンス部４８の体積であるため、イナータ
ンス部５０に亘る圧力差は

【数１９】となり、lおよびＳはそれぞれイナータンス部５０の長さと面積を示すものであ
る。与えられるＣ、Ｍおよび０における位相ベクトルを用い、ｐ_1Jを除去するた
めに式（４）および（６）を組み合わせると、未知数Ｒ_M、Ｖ₀、ｌおよびＳにお
いて単一の複素式が得られ、本発明にしたがって冷凍機を製造することを可能に
する多くの可能な解が得られる。

【００２４】本発明のエンジンバージョンの実施例が図４において概略的に図示されている
。その全長が四分の一波長以下である環状体６０は、スターリングエンジンの蓄
熱器６２と熱交換器６４、６６とを含む。長い矢印６８によって示されているよ
うに、音響パワーは環状体６０を時計回りに循環している。エンジンによって生
成される過剰な音響パワー７２は、側方分岐７４によって取り出すことが可能で
あり、音響デバイス７６（たとえば圧電式あるいは電気力学的トランスデューサ
、オリフィスパルス管冷凍機あるいは本発明による冷凍機などであり得る）を介
して有益な仕事を実行するために利用可能である。音響パワー６８は、環状体を
循環し、スターリングエンジンの周囲環境端部Ｔ₀に対して入力された仕事を付
与するものである。したがってこの循環する仕事６８によって従来のスターリン
グエンジンにおける環境ピストンが取って代わられるものである。ここでも質量
流束抑制器７５が時間平均された質量流束

【数２０】をゼロに向かって低減する役割を果たすものである。この短い環状体６０につい
ての解析は、式（４）〜（６）に対して完全に対応するものであり、単に下付き
文字ＣをＨに変えるだけである。

【００２５】図３および４において図示されているデバイスのための作動周波数を選択する
際には、多くの問題点について妥協することが必要となる。多くの熱力学的サイ
クルは単位時間ごとに実行され、また伝播方向xに沿ったデバイスの長さは、周
波数に対して反比例関係にある波長にほぼ比例するため、周波数が高ければデバ
イスの単位体積ごとのパワーが高くなる。一方、周波数が低ければ、その孔径が
周波数の平方根に対して反比例関係にある熱浸透深さとほぼ比例する熱交換器お
よび蓄熱器の設計および製造が容易となる。

【００２６】例示した実施例において各環状体が音響波長の四分の一以下であるのにもかか
わらず、音響パワーが図３および４の環状体を自然に時計回りに循環するという
事実は、一見驚くべきであると思われるかもしれない。しかし、図３および４の
音響回路に大まかに類似した抵抗Ｒ、インダクタンスＬおよびキャパシタンスＣ
を含む図５Ａおよび５Ｂにおける電気回路について考えてみよう。抵抗Ｒはほぼ
蓄熱器と熱交換器に対応し、インダクタンスＬは音響イナータンスに対応し、ま
たキャパシタンスＣは音響コンプライアンスに対応している。

【００２７】電気回路における各構成要素内の交流電流のための数式の展開は容易であり、
回路における各位置を流れる電力

【数２１】のための数式をさらに展開することを可能とする。これらの理想化された回路に
おいては、損失なしのインダクタＬにおいて時間平均されたパワーが吸収される
ことはなく、また損失なしのキャパシタＣに流入することもない。通常の交流回
路分析は、図面に図示の符号をもちいて以下のフィードバックされた力を容易に
もたらすものである：

【数２２】したがって、ω²ＬＣ＜１である場合にはいつでも時間平均されたパワーフロー
の方向は図５Ａにおける矢印によって示されるとおりであり、正の電力が回路を
時計回りに流れ、図３における音響パワーの時計回りの循環と一致する。エネル
ギー保存によって、抵抗において散逸された時間平均されたパワー

【数２３】は、電圧源から回路へと流入する時間平均されたパワー

【数２４】に等しくならねばならない。図５Ｂにおいて図示されるように抵抗Ｒが負である
場合、パワーもまた時計方向に循環し、負の抵抗において生成された時間平均さ
れたパワーは回路から電圧源へと流出する。

【００２８】図３および４におけるイナータンス５０、８０がかなりのコンプライアンスを
含み得ること、さらには図３および４におけるコンプライアンス４８、７８がか
なりのイナータンスを含み得ることは音響に関する当業者にとって明らかである
。実際、これら構成要素の機能は、全体に亘ってイナータンスおよびコンプライ
アンスが分布している短い音響伝送線によっても同様に発揮され得る。ここでは
説明を容易にするため、イナータンスおよびコンプライアンスは、それぞれ１つ
の集中構成要素であると考える。

【００２９】図３における冷凍機において、可能な限り最大の冷却パワーを得るためには周
囲環境から低温熱交換器３４への熱漏れをなくすことが好ましい。同様に、図４
におけるエンジンにおいて、エンジンを駆動するために必要なヒータのパワーを
最低限にするためには、高温熱交換器６６から周囲環境への熱漏れをなくすこと
が好ましい。本発明においては、全ての以前のスターリング装置と同様、蓄熱器３２、６２は、このような熱絶縁を（冷凍機においては）低温熱交換器３４の側
、また（エンジンにおいては）高温熱交換器６６の側において達成する。本発明
の一つの態様によれば熱交換器３４、６６の反対側においては図３および４に図
示される熱緩衝柱５２、７０によって熱漏れがなくされている。熱緩衝柱５２、７０におけるガスは、低温熱交換器３４あるいは高温熱交換器６６から周囲環境
温度へと、圧力および速度を伝達する絶縁ピストンとみなすことが可能である。
熱緩衝柱５２、７０はオリフィスパルス管冷凍機のパルス管と完全に類似するも
のである。多様な形の対流熱移動が、熱緩衝柱５２、７０を通って低温熱交換器３４あるいは高温熱交換器６６と周囲環境温度との間で熱を運ぶことが可能であ
る。重力による対流熱移動をなくすためには、熱緩衝柱５２、７０は、通常図３
および４において図示されるように低温側端部が下向きになるように垂直に向け
られるべきである。また総体的なシャトル（分子）対流熱移動をなくすためには
、熱緩衝柱５２、７０はこれらの内部におけるガスのピーク・トゥ・ピークの変
位振幅よりも長くあるべきである。熱緩衝柱における成層振動ピストン流れを維
持するためには、これら端部には整流子（図示されない）を設けるべきである。
流動駆動された対流熱移動をなくすためには、ここに参照として引く１９９７年
１１月２１日に出願された米国出願第０８／９７５，７６６号にしたがい、熱緩
衝柱５２、７０はテーパ状であるべきである。

【００３０】本発明の別の態様では、環状体（図３の環状体３０、図４の環状体６０)周りの
時間平均された質量流束

【数２５】はゼロ近くまで制御されて、大きい定常エネルギー流束

【数２６】が図３の冷凍機の低温熱交換器３４へ、または

【数２７】が図４のエンジンの高温熱交換器６６から、流出するのを防止する。伝統的なス
ターリング・エンジンおよび冷凍機においては、

【数２８】は正確にゼロである、そうでなければ、質量がシステムの一方の、または他方の
端部に規則的に集積する。前出のＧｅｄｅｏｎは、定常の流れに対して閉環経路
が存在するときはいつでも、スターリングおよびパルス管極低温冷凍機にゼロで
ない

【数２９】がどのようにして生じるかについて論じている。環状体３０(図３)および６０(
図４）は明らかにそのような経路を設けている、それゆえ、本発明は

【数３０】を最小にする。

【００３１】

【数３１】を理解するためには、時間に依存した変数を

【数３２】のように書くことによって、式（１）に導入した複素表現を拡張する。ここでは
、下付記号「２」を配した新規の時間に対し独立な項が、大きな関心事項となる
。

【００３２】前出のＧｅｄｅｏｎは、第２順位の時間平均化された質量流束

【数３３】が主な関心となることを示している。音響学では、そのような２次の質量流束は
ストリーミングとして知られている。前出のＧｅｄｅｏｎは、

【数３４】が蓄熱器を通過する音響パワーである場合、蓄熱器において

【数３５】であることをさらに示している。それゆえ、

【数３６】はゼロでない必要があり、また効率的な蓄熱器の作動は

【数３７】であることを必要とする。この要件を無視することは結果として厳しくなること
がある。もし

【数３８】であれば、望ましくないストリーミングによって起こされた熱流

【数３９】が、システムを通って流れる（この熱は、等しく有害な影響を持って、

【数４０】の符号に応じて、図３および図４の蓄熱器３２、６２または熱緩衝柱５２、７０のどちらか通って流れる）。Ｕ₂＝０に対しては、

【数４１】の冷凍機における通常の冷凍機の損失

【数４２】に対する比は、

【数４３】のオーダーである。３番目の表記において、３つの部分の各々は極低温冷凍機に
おいては１より大きい、それゆえ、それらの積は１より非常に大きく、そして緩
和されないストリーミングによって導出された熱負荷は、極低温冷凍機の通常の
蓄熱器の損失よりも遥かに大きい。

【００３３】冷凍機において本発明を具体化する試験室バージョンを図６に示すが、これは
図３のものと位相幾何学的に同一である。冷凍機８０に２．４ＭＰａのアルゴン
を充填して２３Ｈｚで作動させて、音響波長が１４ｍになるようにした。冷凍機８０を本質的に不可逆性の熱音響エンジン７８によって駆動させた。一点鎖線は
円筒対称のローカル軸を示す。音響パワー１１４は装置のイナータンス８２、コ
ンプライアンス８４、および冷凍機部品８６を通って時計回りに循環する。第１
の周温熱交換器８８および第２の周温熱交換器９６の周りの重フランジ１０２、９２は水ジャケットを含んでいる。Ｏ−リング、大概のフランジ、およびボルト
は明瞭さを得るために省略する。

【００３４】第２の周温熱交換器９６は本発明の作動のためには不必要であることを承知さ
れたい。それは熱緩衝柱１０４の周温端に対して幾らかの流れの整流を与えるも
のである。部品が伝統的なＯＰＴＲ型を含む無関係の試験から再使用されていた
ために、第２の周囲交換器９６に水の通路が含められていた。

【００３５】冷凍機８６の心臓部である蓄熱器９８は、４００メッシュ(すなわち、インチ
当り４００のワイヤ）のあや織のステンレス鋼のスクリーンを直径６．１ｃｍで
打ち抜いて、厚さ２．１ｃｍに積み重ねで作られた。蓄熱器のスクリーンの合計
重量は１７０グラムであった。この蓄熱器の水力半径の計算値は、幾何および重
量に基づいて、約１２μｍであった。水力半径は、良好な蓄熱器について要求さ
れるような、アルゴンの熱浸透深さ(３００Ｋで１００μｍ）よりもずっと小さ
い。蓄熱器９８の周りのステンレス鋼の圧力容器９４は１．４ｍｍの壁厚を持っ
ていた。熱緩衝柱１０４は内径３．０ｃｍ、長さ１０．３ｃｍ、壁厚０．８ｍｍ
の簡単な開放円筒であった。緩衝柱１０４の直径はアルゴンの粘性浸透深さ(３
００Ｋで９０μｍ）よりもずっと大きく、またその長さは｜ｐ₁｜／ｐ_m〜０．１
の近くの典型的な作動点でのその中の１ｃｍのガスの変位の振幅よりも大きい。
各端部では、少しの３５メッシュの銅スクリーン(図示せず）が、単純な流れ整
合器としての役をして、熱緩衝柱１０４での振動する栓流（plug flow）を維持
するのを助ける。アルゴンの高密度がこの栓流の重力的安定性を高めるので、こ
の最初の試験室冷凍機には注意深く流れの整流や先細り化を行なうことはしなか
った。しかし、アルゴンの代わりに、一層のパワー密度を与えるヘリウムのよう
なガスを用いてもよく、また装置は最大の性能を得るため注意深い整流や流れの
先細りを必要とすることもあろう。重力的安定性を得るために、冷凍機アセンブ
リの向きを図６に示すように縦方向とした。

【００３６】試験の目的のため、冷凍機９８と熱緩衝柱１０４との間の低温熱交換器１０６は、ファイバーグラスのフレームにジグザグに巻いた１．８Ωの長さのＮｉＣｒ
のリボンとした。ヒーターおよび温度計からの電線を熱緩衝柱に沿って軸方向に
、室温の電気的接続供給口へと通した。二つの水冷式熱交換器(第１の周温熱交
換器８８および第２の周温熱交換器９６）は、殻と管からなる構造（shell-and-
tube construction）であり、直径１．７ｍｍ、長さ１８ｍｍの管の内部のアル
ゴンで｜ｐ₁｜／Ｐ_m〜０．１で約１０⁴のレイノルズ数を持ったものであった。
第１の周温熱交換器８８はそのような管を３６５有し、第２の周温熱交換器９６は９１有していた。

【００３７】イナータンス８２は、攪乱端部効果を減少させるため、両端で図６に示すよう
に７度の円錐になった内径２．２ｃｍ、長さ２１ｃｍの簡単な金属管であった。
改造を容易にするために、イナータンス８２と冷凍機８６の構成部品はゴムのＯ
-リングによって上部および下部の平坦なプレートへと封止した。平坦なプレー
トは、フランジの延長部と長いボルトが通る頑丈な管による枠(図示せず）とに
よって、ある一定の間隔に保持した。コンプライアンス８４は、９５０ｃｍ³の
体積の、２：２：１のアスペクト比を持った半分の長円体であった。

【００３８】冷凍機８６は最初は図６に示したように形成されたが、柔軟性のある膜１０８ (風船型の隔膜などであってよい）を装備していなかった。｜Ｐ_1c｜／Ｐ_m＝０．
０６８では、冷凍機は、当日水冷式熱交換器へ供給された冷却水の温度である、
摂氏１９度より低くは冷却しなかった。しかし、圧力の位相は予測値に近く、そ
して冷凍機の冷温は冷熱交換器に掛かった熱負荷とは極めて強く独立していた、
例えば、｜Ｐ_1c｜／Ｐ_m＝０．０７では、７０Ｗの適用負荷は図７中に半塗り円
で示したように、Ｔ_cを僅かに３５度まで上げただけであった。それゆえ、音響
現象および総冷却力は実質的に予期した通りであって、極めて大きいゼロではな
い

【数４４】が、そうでなければ満足な冷却力であったものに打ち勝って、低温熱交換器１０６を周温熱交換器８８に熱的に固定した状態を保持した。

【００３９】図７の半塗り円で示した最初の冷凍機の性能が、ゼロでない質量流束によるも
のであったことを示すために、図６に示すように、柔軟性のある膜１０８を第２
の周温熱交換器９６の上方に設置した。柔軟性のある膜１０８は完全に音響的に
透過性である一方、

【数４５】を完全にブロックするものとして選択された。柔軟性のある膜１０８を所定位置
において、冷凍機８６は良好に作動し、

【数４６】を維持すればスターリング冷凍機のこの型の良好な作動が得られることを確認し
た。柔軟性のある膜１０８は０．０４から０．１０までの｜Ｐ₁₀｜／Ｐ_mの範囲
で作動した。一組の測定では、冷熱交換器１０６で（終始Ｔ_o＝１３℃）電熱器
のパワー

【数４７】を調節することによってＴ_cを−１１５℃から7℃へ変えながら、｜Ｐ_1c｜／Ｐ_m
＝０．０５４が維持された。図７の塗りつぶされた記号および線はそれぞれ得ら
れた測定および計算である。試験点は所与のＴ_cを維持するため低温熱交換器１
０６に適用された電熱器のパワー

【数４８】を示し、また線は対応する計算である。試験点は、また、側方分岐から送出され
た音響パワー

【数４９】の測定を示し、そして長鎖線は対応する計算である。短鎖線は回復したパワーの
計算値（すなわち、柔軟性のある膜１０８を通過する音響パワー）を示す。

【００４０】図７に示したデータは、Ｔ_cが減少するにつれて冷却力が低下し、側方分岐か
ら供給された音響パワーが上昇することを示す。実験と合理的な整合をしている
計算は、これらの傾向の主因に対する洞察を与えるものである。第１に、計算さ
れた総冷却力、

【数５０】は、これらの測定に対するＴ_cとは独立して、４０Ｗでほぼ一定である。式（２
）の近くで論じたように、大概の理想的な環境下ではこれは冷却力であろう。Ｔ _c が減少するにつれて計算された

【数５１】が４０Ｗより下に減少することは、Ｔ_o−Ｔ_cにほぼ比例し、そしてほとんど全部
蓄熱器９８を通る熱流束によるものである。測定された

【数５２】と計算された

【数５３】との差もまた、Ｔ_o−Ｔ_cに比例して、Ｔ_c＝−１２０℃で１０Ｗまで上昇する。
これは、絶縁を通じての通常の熱漏洩と熱緩衝柱１０４でのストリーミングまた
はジェット駆動の対流との組合せによるものと容易に判定し得る。第２に、最も
理想的な環境下で、４０Ｗの冷却力およびカルノー効率

【数５４】での所要の正味音響パワーは、Ｔ_c＝Ｔ_oでのゼロからＴ_c＝−１２０℃での３５
Ｗまで上昇する

【数５５】となろう。これは、図７で下降するＴ_cをもった計算された

【数５６】における４０Ｗの上昇の大部分についての説明となる。

【００４１】

【数５７】の測定値は、不明な理由により、ほぼ３０％計算値を超過する。計算では、音響
パワーの約５Ｗは柔軟性のある壁１０８の下の第２の周温熱交換器９６で消散し
、１５Ｗは蓄熱器９８および隣接する熱交換機８８、１０６で粘性のために失わ
れ、そして１０Ｗはイナータンス８２で消散することを示している。

【００４２】これが従来のオリフィスパルス管冷凍機であれば、

【数５８】がオリフィス内で放散する。図７において、本発明の１つの側面である、算出さ
れたフィードバック音響パワー

【数５９】はおよそ３０Ｗであり、したがって、

【数６０】の約７５％が回復し、側方分岐１１２を介して共振器にフィードバックされる。
なお、最高温度で、

【数６１】は

【数６２】に匹敵する。言い換えれば、このような最高温度で、ドーナツ構成によって、本
質的に不可逆な熱音響エンジン７８から冷凍機８０に送られる音響パワーは従来
のオリフィスパルス管冷凍機の場合の約２分の一に減少する。

【００４３】本発明のエンジンの実施例を説明するために、図８に示すエンジン１２０を作
製した。これは３．１ＭＰａのヘリウムが充填され、７０ヘルツで、対応する音
波長が１４ｍで作動した。蓄熱器１２２内とその下方の小円は、温度センサの場
所を示すものである。また圧力センサも、Ｐ₁₀とＰ_1Hを測定するために設けられ
た。外部ハードウエアのほとんどは図示されている。ただし、すべり継手１４８の周囲のごついボルトの枠と、音響共振器と、可変音響負荷は図示されていない
。

【００４４】蓄熱器１２２は、直径が８．８９ｃｍに機械加工され、７．３ｃｍ積み重ねた
１２０メッシュのステンレス鋼のスクリーンから作製した。スクリーンの積み重
ねは、取り付け、取り外しが容易なように薄壁ステンレス鋼缶に収納した。冷凍
機内のスクリーンの総重量を基にすると、体積多孔率は０．７２で、水力半径は
約４２μｍであった。これは蓄熱器１２２において１４０μｍから４６０μｍに
変化するヘリウムの熱浸透深さより小さい。蓄熱器１２２の周りのステンレス鋼
圧力容器１２４の高温側端での壁厚は１２．７ｍｍで、低温側端では６．０ｍｍ
になるようテーパ加工した。

【００４５】熱緩衝柱１２６は、冷凍機１２２と同一内径で、長さが２６．４ｃｍの円筒と
した。この内径はヘリウムの粘性浸透深さおよび熱浸透深さよりはるかに大きく
、長さは典型的な作動点

【数６３】でのガス変位（２．５ｃｍ）よりはるかに大きい。壁厚は高温側端でまず１２．
７ｍｍで、高温側端から９．６ｃｍ離れたところでは６．０ｍｍに漸減している
。熱緩衝柱内での境界層の駆動のストリーミングを抑制するように熱緩衝柱をテ
ーパ加工することはなった（米国特許出願０８／９７５，７６６を参照のこと）
。作動データによれば、この形式のストリーミングが存在し、この形式のストリ
ーミングが数１００ワットの熱を伝達した。このような測定によって、この種の
エンジンでは熱緩衝柱をテーパー加工する必要があることがわかる。‘７６６出
願に示された流動を減少させるための小テーパ角θ（２〜３度）は、図８からは
すぐに明らかにはならないだろう。よって、図８は熱緩衝柱１２６のテーパー加
工の実施例を含むとみなすべきである。流動を抑制するテーパ量と方向が直観的
には明らかでなく、熱緩衝柱１２６の特定の実施例と作動条件から判定しなくて
はならないことは、‘７６６出願から理解できるであろう。

【００４６】試験の目的のため、高温熱交換器１２８は電気的に加熱されるＮｉ−Ｃｒリボ
ンをアルミニウム枠上にジグザグに巻いてなる。高温熱交換器１２８用の電気リ
ードが、周囲温度端で熱緩衝柱１２６に入り、軸方向に熱緩衝柱を上りリボンま
で渡された。高温熱交換器１２８に流れるパワーを市販の電力計で測定した。

【００４７】第１の周温熱交換器１３２と第２の周温熱交換器１３４は、殻と管からなる構
造の水冷熱交換器であった。第１の周温熱交換器１３２は２９９個の内径２．５
ｍｍ、長さ２０ｍｍの管を収容した。管内部の典型的なレイノルズ数は

【数６４】のとき３，０００であった。第２の周温熱交換器１３４は１０９個の内径４．６
ｍｍ、長さ１０ｍｍの管を収容した。管内部の典型的なレイノルズ数は

【数６５】のとき１６，０００であった。第２の周温熱交換器１３４は試験のために設けら
れたもので、実際にエンジンを使用する際には必要としない。

【００４８】イナータンス１３６の主要部は市販のスケジュール４０、公称２．５インチの
炭素鋼管からなる。内面に軽機械加工を施して仕上げを向上させた。イナータン
ス１３６をエンジンの主要部に再接続するため、標準の２．５インチ管クロス１３８と、標準の４インチから２．５インチへの径違いＴ管１９２を用いた。イナ
ータンス１３６の総長は５９ｃｍで、内径は約６．３ｃｍであった。コンプライ
アンス１４４は２個の市販の公称４インチで９０°のエルボからなる。コンプラ
イアンス１４４の総体積は０．００２８ｍ³であった。市販の４インチから２．
５インチへの径違い継手１４６を用いて、イナータンス１３６をコンプライアン
ス１４４に滑らかに適合させた。熱緩衝柱１２６と圧力容器１２４が熱膨張する
につれてイナータンス１３６が長くなるようにイナータンス１３６はすべり継手１４８を有している。

【００４９】図８に示すエンジンの実施例では、流体力学的方法、たとえば下で説明するジ
ェットポンプ１４０を用いて

【数６６】を抑制した。まず、比較のために基準を設定した。エンジン１２０を、

【数６７】をブロックすることなく作動させた。その後、エンジン１２０を、径継手１４６とコンプライアンス１４４との間の接合部にゴムの膜１５２を取り付けて作動さ
せた。いずれの作動時でも、圧力の位相ｐ₁₀とｐ_1Hはあらかじめ行った計算に基
づく推定値に近いものであった。この２つの作動の大きな違いは

【数６８】の存在であった。

【００５０】図９はこれらの２つの作動時の蓄熱器１２２における温度分布を示す。いずれ
の作動時も、熱の増加量は、圧力振幅が

【数６９】になるまで高温熱交換器１２８に印加された。エンジンに対する唯一の負荷は、
（図示しない）音響共振器自身であった。したがって、Ｔ_Hはいずれの場合でも
ほぼ同一でなければならない。ダイアフラムが配置されているとき、温度は周温
端から高温端へと線形に上昇する。

【００５１】

【数７０】がなければ、ヘリウムとステンレス鋼の熱伝導率が温度に依存するのはほんのわ
ずかであるので、この線形依存性が期待できる。

【００５２】膜１５２が取り外され、

【数７１】が制限されていない場合の温度分布はかなり異なる。等式（９）とそれにつづく
説明によって、

【数７２】は音響パワーの流れと同一方向に流れることがわかる。この場合、

【数７３】は第１の周温熱交換器１３２から蓄熱器１２２に入る。図９から明らかなように
、この冷ガスの流束がほぼ全長にわたり蓄熱器１２２の温度を減少させる。高温
熱交換器１２８の存在によって温度は高温端近くで急激に上昇する。なお、図９
において、線は図を見る場合の道しるべにすぎず、データ点間の実際の温度を反
映したものではない。７．２ｃｍ近くでの温度は、１０ｃｍ近くでの温度とほぼ
同一であると仮定することができる。

【００５３】

【数７４】を大まかに推定するために、膜１５２がある場合とない場合で、この圧力振幅で
エンジンを作動させるのに必要な熱入力

【数７５】量を比較する。膜１５２が配置されている場合、

【数７６】である。膜１５２がない場合、

【数７７】である。この熱入力差

【数７８】は等式（１４）と

【数７９】を用いて、

【数８０】から求められる。

【００５４】

【数８１】を抑制する一つの方法は、蓄熱器１２２を通って大きさが等しく、逆の方向の

【数８２】を駆動する時間平均の圧力降下Δｐ₂を蓄熱器１２２両端に課すことである。必
要とされるΔｐ₂は、ここでは参考として引用するＫａｙｓとＬｏｎｄｏｎの「
コンパクトな熱交換器」 (Compact Heat Exchangers, (Mcgraw-Hill, NY 1964))
の図７〜９の低レイノルズ数制限を使用して、断面積Ｓと水力半径ｒ_hのスクリ
ーンベッド（a screen bed）中の圧力勾配として推定することができる。

【００５５】

【数８３】ここに、μは粘度である。数的な要素は、ベッドの容量的多孔性に弱く依存して
いる。図９に示したデータと

【数８４】の推定に対して、必要とされる圧力降下は３７０Ｐａである。

【００５６】蓄熱器１２２内の

【数８５】を推定する別の方法は、式（９）と続く検討、すなわち、

【数８６】を使用する。実験条件の下で、蓄熱器１２２の周囲環境端において、

【数８７】は

【数８８】として

【数８９】と計算される。

【００５７】

【数９０】の実験的推定と計算は、大まかな一致を得、Δ_p2〜３７０Ｐａの推定がほぼ正確
であることが示唆される。

【００５８】低い粘度または大きい管直径の制限において、また乱流のないことにおいて、
Ｐ₂がベルヌーイの式のある音響的バージョンによって説明される。これは、蓄
熱器の二つの端部を連結する音響的に理想的な経路が、蓄熱器１２２両端に

【数９１】程度の圧力差を課すことを示唆している。ここにμ₁は複素速度振幅である（こ
のような理想的経路は、熱交換器または小さい通路を有する他の要素を除き、熱
緩衝柱、イナータンスおよびコンプライアンスを含むことになる）。この圧力差
は一般的に、

【数９２】に必要とするΔｐ₂よりもずっと小さい。したがって、必要とされるΔｐ₂を生成
するために、乱流や粘度、ベルヌーイの式に含まれないいくつかの他の物理的現
象による付加的な物理的効果または構造が、経路中に必要である。

【００５９】非対称流体力学的終端効果が、この必要とされるΔｐ₂を生成することができ
る。｜ｕ₁｜が大きい小径管と｜ｕ₁｜が小さい大径管間のテーパ付き過渡部にお
いて、テーパが十分に穏やかであれば、乱流は回避され、またベルヌーイの式は
保たれる。これとは逆に過渡部が急激であれば、大きい｜ｕ₁｜が相当な乱流を
発生し、またさらに急激な過渡部の両端の振動圧力降下は、高いレイノルズ数の
定常流中の「マイナーロス」として知られている減少を示す。ガスの変位の振幅
がチューブ直径よりもずっと大きければ、どの瞬間における流れも過去の履歴の
記憶を少しだけ有するので、これによって音響特性は定常流れ現象についての周
知の式の注意深い時間積分から演繹することができる。

【００６０】急激な過渡部を通る定常流れにおいて、ベルヌーイの式の理想からの圧力のマ
イナー・ロスによる偏差Δｐ_mlは次式

【数９３】で与えられ、ここに、Ｋは多数の過渡部の形状について周知であるマイナー・ロ
ス係数であり、またｕは速度である。Ｋは過渡部を通る流れの方向に強く依存し
ている。図１０Ａと１０Ｂに示した例において、小さいフランジ付き管１６０が
本質的に無限に開口した空間１６４に連絡されている。ガス１６４（管内の速度
ｕ）が管１６２から流出したとき、ジェットが発生し、また、運動エネルギーが
ジェットの下流で乱流１６６として消失する；Ｋ_out＝１。これに対し、ガスが
図１０Ｂに示したように管１６２に流入したとき、オープンな空間１６４内のス
トリームライン１６８は広く、かつ滑らかに広がる；入口のエッジの丸みの大き
い半径ｒに対して、Ｋ_inは０．５と０．０４の間の小さな値である。

【００６１】ｕ₁＝｜ｕ₁｜ｓｉｎωｔであれば、時間平均の圧力降下が、式（１６）を時間
につき積分することによって得られる：

【数９４】この流体力学的平均圧力差を、

【数９５】に必要とする蓄熱器両端のΔｐ₂の源として使用することができる。

【００６２】

【数９６】のこのような簡単な制御は不利益なしではないが、音響パワーは次の率で消失さ
れる：

【数９７】ここに、Ｓは小さい管１６２の面積である。式（１９）は、所望の

【数９８】を生成する最高の方法は、流体力学的な質量流束抑制器を｜Ｕ₁｜が小さい位置
に挿入し、Ｋ_out−Ｋ_inができる限り大きくなるような形状とすることである。

【００６３】エンジン１２０（図８）において、｜Ｕ₁｜が蓄熱器１２２近傍で最も小さい
が、付加的な要素を付加するために不便な位置である。第２の周温熱交換器１３４はほんのわずかに大きい｜Ｕ₁｜を有し、また既にｐ₁₀がｐ_1Hをわずかにリー
ドすることを保証するためいくらか余分な消費を必要とし、したがって、第２の
周温熱交換器１３４下方の空間が流体力学的質量流束抑制の実験のための位置と
して選択された。本実施例において、流体力学的質量流束抑制器１４０は、２５
個の同じテーパ付き孔の穿設された真ちゅうブロックから形成された「ジェット
ポンプ」である。各孔は、長さ１．８２ｃｍ、第２の周温熱交換器１３４に最も
近い上端で直径８．０５ｍｍであり、下方端で直径５．７２ｍｍである。孔の十
分丸みの付けられた小径端部における終端効果は、強力に非対称であり、所望の

【数９９】を生ぜしめ、一方、孔の大径端部における速度は、マイナーロスが無視できるく
らい十分小さい。端部が結合するテーパー部は、中間的なマイナーロスを阻止す
るのに十分ゆるやかである。選択された形状において、ジェットポンプ１４０は
Δｐ₂＝９３０Ｐaの圧力を生成すると推定される。しかし、この推定は、ジェッ
トポンプ１４０の二つの端部におけるマイナーロス間に相互作用のないことが保
証される計算に基づいている。定常流れに対して、互いに近接して配置された二
つのマイナーロス位置が、個々のΔｐ₂の和よりも小さいΔｐ₂という結果となる
。

【００６４】ジェット・ポンプ１４０が設置され、エンジン１２０が図９の他の二つのデー
タ群と同じ動作点で作動させられる。ジェットポンプ１４０ありの温度分布は、
ラバー膜１５２ありの分布にほぼ回復される。さらに、ラバー膜１５２ありでこ
の動作ポイントに達するのに必要な熱入力の量は、ほんのＱ_H＝１５２０Ｗであ
る。ラバー膜１５２なしで必要になる余分な熱量は１４００Ｗである。ジェット
ポンプ１４０の使用は、これを２６０Ｗへと８２％減少させる。これはジェット
ポンプ１４０の有効性を明確に示している。

【００６５】可変の音響負荷（図示省略）を使用してエンジンの音響負荷を増大させること
により、温度分布の測定が、｜ｐ₁₀|／ｐｍ＝０．０５の固定値においてＴ_Hの関
数として行なわれた。これらの測定は、２００°≦Ｔ_H≦７２５℃において温度
分布の直線性に検出可能な変化はないことを示した。したがって、ジェット・ポ
ンプ１４０は負荷状態の変化に対しまったく影響されないように見受けられる。
最後に、音響負荷を固定し、

【数１００】を変更することにより、固定された

【数１０１】のときの温度分布がｐ₁の関数として行なわれた。温度分布は０．０３≦｜ｐ₁₀|
/ｐ_m≦０．０５の範囲において変化しない。より高い圧力振幅において、ジェッ
ト・ポンプが他のΔｐ₂の供給源に対して弱くなった。最も高い圧力振幅｜ｐ₁₀|
/ｐ_m＝０．０７５に達したときに、蓄熱器の中央における温度がその低い値３１
０℃から２３５℃に降下する。この量は、

【数１０２】のほんの１５％の変化量に相当する。

【００６６】ジェット・ポンプ１４０によるこれらの測定中に得られた効率を、図１１Ａと
１１Ｂに示す。これらの測定中、最も高い効率は

【数１０３】であり、カルノー効率に対する割合の最大は、η_II＝η／η_c＝０．２７である
。ここにカルノー効率は、η_c＝１−Ｔ_o/Ｔ_Hである。正しく配備されたラバー膜
１５２において、最も高い観測された値はη＝０．２１およびη_II＝０．３２で
ある。測定中、エンジンの仕事出力

【数１０４】は、可変音響負荷に導出される音響パワーのみがカウントされ、共振器での消散
は含まれない。したがって、これらの効率はエンジンと共振器のものを加算して
現れ、共振器へ供給されるエンジンのパワーの効率はさらに高くなる。

【００６７】動作条件の広い範囲に渡って

【数１０５】を実施するために進行波デバイスがΔｐ₂を供給すべく動作しているとき、とき
には、質量流束抑制のための流体力学的方法の強さを調節することが望まれる。
このような流体力学的方法を試験するために、図６に示す冷凍機装置が、図６に
示した柔軟性のある膜１０８の代わりに、図１２Ａおよび１２Ｂに示したような
スリット・ジェット・ポンプを含むように改造された。スリット１７２は、図１
０Ａと１０Ｂに図示したような非対称な流れをもたらし、またこれによって

【数１０６】における式（１７）に示したようにΔｐ₂を提供する。支点１７４が、スリット
１７２の右壁１７６の移動を許容し、例えば圧力シールを介して手動調節するた
めの外部ノブに連結されたレバー（図示省略）によって、または例えば蓄熱器９８（図６）の中央にある温度センサーによって調整される自動制御装置によって
移動される。このようにしてスリット１７２の右壁１７６の移動は、スリット１７２の面積を調節し、これによって｜ｕ₁|を｜Ｕ₁|に対して変化させ、これによ
ってΔｐ₂が式（１７）に基づいて変化される。

【００６８】この機構でのテストが、Ｔ_c（０°から−７０℃）の範囲および圧力振幅｜ｐ₁ |/ｐ_m（０．０３から０．０５）の範囲で、蓄熱器９８の中央の温度をＴ_CとＴ_O
の平均にほぼ等しく、すなわち

【数１０７】を示す温度に保つようにスリット１７２の幅を調整可能であることを示した。こ
れらの状況下で、冷凍機の性能は、柔軟性のある膜１０８を使用したときの性能
と同様であった。

【００６９】本発明のこれまでの説明は、波長以下の長さの環状体と質量流束抑制のための
柔軟性のあるバリア方法とを備える冷凍機の観点から、また波長以下の長さの環
状体と質量流束抑制のための流体力学的方法とを備えるエンジンの観点からがほ
とんどである。しかし、熱緩衝柱と質量流束抑制のためのどちらかの方法の使用
が、エンジンおよび冷凍機の両方で、これらのエンジンおよび冷凍機がここで説
明した波長以下の長さの環状体を使用していようが、Ｃｅｐｅｒｌｅｙによって
説明されるより全波長に近い環状体を使用していようが、適用可能である。付加
的な柔軟性のあるバリア方法（ベローを含む）および付加的な流体力学的方法（
上述した調節可能な方法を含む）も有効であることは、説明から明白である。質
量流束抑制が局地化されるとしてここでは説明されているが、装置のいくつかの
領域に渡って分布することもあり、例えば一つまたはそれ以上の熱交換器内にテ
ーパー付き経路を使用し、また環状体と側方分岐（例えば図８参照）との「Ｔ」
結合部に非対称流体力学的作用を使用する場合である。

【００７０】本発明の全ての観点において、冷凍機としてヒートポンプと適用することがで
きるように、エンジンと冷凍機は同じ環状体を分担でき、マルチデバイスが環状
体を分担でき、また共通のイナータンスと共通のコンプライアンスを分担するよ
うに多数の方法で連結できるマルチ環状体が明白である。このような状況におい
て、各環状体はそれぞれの質量流束抑制器を必要とし、また大気温度以外の温度
にある各熱交換器は近接する熱緩衝柱によって利益を受けるのが有利である。

【００７１】図１３Ａ−Ｄはこれらの実施例のいくつかを示す。これらの図面の説明におい
て、用語の蓄熱器、熱交換器、質量流束抑制器、サーマルバッファ、イナータン
ス、コンプライアンスおよび他の用語は上述した詳細な説明と同じ意味を有して
いるので、詳細な説明は省略する。これらの要素の構成によって異なる実施例を
提供するが、要素の異なる機能は提供しない。

【００７２】まず図１３Ａを参照して、要素のヒートポンプ形態を示す。環状体１８０はイ
ナータンス２０２とコンプライアンス１９８を規定する。蓄熱器１８２が循環音
響パワーに関して蓄熱器１８２から下流の周温熱交換器１８４とともに、環状体１８０内に配備されている。高温熱交換器１８６が蓄熱器１８２近傍に上流に配
備されている。質量流束抑制器１８５が周温熱交換器１８４から下流に示されて
いるが、環状体１８０内のどこか都合のよい位置に配置してもよい。この場合に
おいて、熱緩衝柱１８８が高温熱交換器１８６近傍に配備され、この熱交換器は
装置の動作温度を規定する。音響パワー１９２が音響デバイス１９６によって発
生され、側方分岐１９４を介して環状体１８０に入力される。

【００７３】図１３Ｂは、図４で説明した本発明によるエンジンによって形成された音響ソ
ース４０と、図３で説明した本発明による冷凍機によって形成された音響シンク７６との組み合わせを示し、同様の参照番号は図３と４の参照と同一にするよう
に同様の要素を表している。共通の側方分岐が図３と４に示した音響パワー４２、７２を伴う側方分岐４４と７４に対応している。

【００７４】図１３Ｃは図１３Ｂに示した実施例のさらなる改良であり、エンジン２１２と
冷凍機２３０が単一の環状体２１０内に収容されている。エンジン２１２は蓄熱
器２１６を含み、蓄熱器２１６に隣接する熱交換器２１４（周囲環境温度）と熱
交換器２１８（動作温度）とを備え、動作温度の熱交換器２１８は蓄熱器２１６の下流であり、動作温度の熱交換器２１８から下流に近接する熱緩衝柱２２２を
備える。必要ならば、エンジン２１２は、関連するイナータンス２２４とコンプ
ライアンス２２６を有し、出力音響パワーの適切な位相を提供する。

【００７５】冷凍機２３０がエンジン２１２から音響パワー出力を受ける。冷凍機２３０は
、近接して熱交換器２３２（周囲環境温度）と熱交換器２３６（動作温度）とを
伴う蓄熱器２３４を含んでいる。熱緩衝柱２３８は動作温度の熱交換器２３６か
ら下流にある。必要ならば、付加的なイナータンス２４２とコンプライアンス２４４を環状体２１０によって規定してもよい。本発明によれば、質量流束抑制器２４０は環状体２１０に含まれている。抑制器２４０は一般的に環状体２１０内
のどこかに配備され、環状体２１０内で一箇所に設けてもよく、分布した抑制器
として設けてもよく、分散した複数の構成要素として設けてもよい。

【００７６】図１３Ｄは図３に示した冷凍機の並列多重形態を概略的に示す。同様の要素は
同じ参照番号か、またはダッシュ付きの参照番号で示し、図３を参照して説明す
る。図示したように、一つまたはそれ以上の冷凍機セクションが、循環音響パワ３８、３８’のために共通コラム５０によって連結されている。コラム５０は並
列冷凍機のためのイナータンスを規定する形態とすることができる。二つを超え
る冷凍機を並列に連結してもよいことが理解できる。さらに、図１３Ｄは冷凍機
を示しているが、同じ形態を図４に示したエンジンとして使用することもできる
。

【００７７】スターリングサイクル進行波冷凍機とエンジンのこれまでの説明は図示と説明
の目的で提示したもので、本発明を網羅し、またはこれを限定して精密な形態を
説明することを意図したものではなく、上述の教示に照らして多数の修正例およ
び変形例が可能である。実施例は本発明の原理とその実際的な適用を最もよく説
明するために選択し、説明した。これによって、当該技術に習熟した人にとって
は、本発明を、意図した特定使用に適するように種々の実施例および種々の修正
例にうまく利用することが可能である。

【図面の簡単な説明】

【図１Ａおよび図１Ｂ】図１Ａおよび図１Ｂは、それぞれ、従来技術のスターリングサイクル冷凍機の
熱交換構成要素の略図、および位相ベクトル図である。

【図２Ａおよび図２Ｂ】図２Ａおよび図２Ｂは、従来技術のスターリングサイクルエンジンの熱交換構
成要素の略図、および、それに伴う位相ベクトル図である。

【図３】図３は、本発明に従ったスターリングサイクル冷凍機の１つの実施形態を略図
で示す。

【図４】図４は、本発明に従ったスターリングサイクルエンジンの１つの実施形態を略
図で示す。

【図５Ａおよび図５Ｂ】図５Ａおよび図５Ｂは、本発明の基本的様相に相似の電気回路を示す。

【図６】図６は、膜による質量流束抑制器を有する本発明の冷凍機の断面図である。

【図７】図７は、図６に示された冷凍機について、低温熱交換器温度Ｔ_cの関数として
のパワーのフローをグラフで示す。

【図８】図８は、流体力学的な質量流束抑制器を有する本発明のエンジンの断面図であ
る。

【図９】図９は、図８に示されたエンジンの蓄熱器における温度分布をグラフで示す。

【図１０Ａおよび図１０Ｂ】図１０Ａおよび図１０Ｂは、流体力学的な質量流束抑制器を通る非対称質量流
束の略図である。

【図１１Ａ】図１１Ａは、Ｔ_H＝５２５°Ｃであるときの、図８に示されたエンジンの効率
をグラフで示す。

【図１１Ｂ】図１１Ｂは、｜ｐ₁｜／ｐ_m＝０．０５であるときの、図８に示されたエンジン
の効率をグラフで示す。

【図１２Ａおよび図１２Ｂ】図１２Ａおよび図１２Ｂは、それぞれ、本発明で使用される可変スリット質量
流束抑制器の側面断面図および平面図である。

【図１３Ａ】図１３Ａは、図３に示された冷凍機のヒートポンプ適合例を略図で示す。

【図１３Ｂ】図１３Ｂは、図４に示されたエンジンによって駆動される図３の冷凍機を略図
で示す。

【図１３Ｃ】図１３Ｃは、単一の環状体の中に置かれた熱駆動冷凍機を略図で示す。

【図１３Ｄ】図１３Ｄは、単一の源と並行接続されて、その源から駆動される図３の複数の
冷凍機を略図で示す。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (81)指定国ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＣＹ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＳ，ＦＩ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，ＭＣ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＧＷ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ，ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＧＨ，ＧＭ，ＫＥ，ＬＳ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＬ，ＳＺ，ＴＺ，ＵＧ，ＺＷ )，ＥＡ(ＡＭ，ＡＺ，ＢＹ，ＫＧ，ＫＺ，ＭＤ，ＲＵ，ＴＪ，ＴＭ)，ＡＥ，ＡＬ，ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＡＺ，ＢＡ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，ＣＨ，ＣＮ，ＣＵ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ，ＧＢ，ＧＥ，ＧＨ，ＧＭ，ＨＲ，ＨＵ，ＩＤ，ＩＬ，ＩＳ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ，ＫＺ，ＬＣ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＳ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＫ，ＭＮ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，ＳＫ，ＳＬ，ＴＪ，ＴＭ，ＴＲ，ＴＴ，ＵＡ，ＵＧ，ＵＺ，ＶＮ，ＹＵ，ＺＡ，ＺＷ (72)発明者バックハウス、スコットエヌアメリカ合衆国、87544 ニューメキシコ州、ロスアラモス、リッジウェイ 4627 (72)発明者ガードナー、デイビッドエルアメリカ合衆国、87544 ニューメキシコ州、ロスアラモス、ブライトン 512

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】ａ．流体中をある方向に音響エネルギを循環させるための環
状体と、ｂ．該環状体内に配置された蓄熱器と、ｃ．前記循環する音響エネルギの方向に関し、前記蓄熱器の下流側に配置された
第１の熱交換器と、ｄ．前記蓄熱器の上流側に配置された第２の熱交換器とを有するピストンレス進行波装置であって、ｅ．前記環状体内に配置され、前記流体の時間平均の質量流束を最小限とするた
めの質量流束抑制器からなるピストンレス進行波装置。
【請求項２】ｆ．前記環状体内において、前記第１または第２の熱交換器
のうちの装置の動作温度にある方の近傍に配置され、前記熱交換器を熱的に絶縁
する熱緩衝柱をさらに含む請求項１記載のピストンレス進行波装置。
【請求項３】前記環状体が、循環する音響エネルギの波長よりも短い請求
項１または２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項４】前記環状体が、音響イナータンス部と音響コンプライアンス
部とを構成する請求項３記載のピストンレス進行波装置。
【請求項５】前記熱緩衝柱の直径が、流体の粘性浸透深さよりも大きい請
求項２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項６】前記熱緩衝柱の長さが、流体分子の変位の振幅のピーク・ト
ゥ・ピークよりも大きい請求項２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項７】前記熱緩衝柱が、テーパ型である請求項５または６記載のピ
ストンレス進行波装置。
【請求項８】前記質量流束抑制器が、柔軟性のある膜である請求項１また
は２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項９】前記質量流束抑制器が流体ジェットポンプであり、該ジェッ
トポンプが、当該ジェットポンプを通過する質量流束と反対の圧力低下を生じさ
せるために、非対称な終端効果をもたらすのに有効な幾何形状を有する請求項１
または２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１０】前記装置が冷凍機であり、下流側の熱交換器が低温熱交換
器である請求項１または２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１１】前記環状体が、循環する音響エネルギの波長よりも短い請
求項１０記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１２】前記環状体が、音響イナータンス部と音響コンプライアン
ス部とを構成する請求項１１記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１３】前記装置がエンジンであり、下流側の熱交換器が高温熱交
換器である請求項１または２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１４】前記環状体が、循環する音響エネルギの波長よりも短い請
求項１３記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１５】前記環状体が、音響イナータンス部と音響コンプライアン
ス部とを構成する請求項１４記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１６】前記装置がヒートポンプであり、上流側の熱交換器が高温
熱交換器である請求項１または２記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１７】前記環状体が、循環する音響エネルギの波長よりも短い請
求項１６記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１８】前記環状体が、音響イナータンス部と音響コンプライアン
ス部とを構成する請求項１７記載のピストンレス進行波装置。
【請求項１９】第２の蓄熱器を有し、前記音響エネルギを生成するための
エンジンと、前記第２の蓄熱器の、前記音響エネルギの伝播方向に対して下流にある高温熱交
換機と、前記第２の蓄熱器の上流にある周温熱交換器とをさらに含む請求項１０記載のピストンレス進行波装置。
【請求項２０】前記エンジンが、前記冷凍機を備えた環状体に接続された
第２の環状体に設けられ、該第２の環状体が、第２の質量流束抑制器を有する請求項１９記載のピストンレ
ス進行波装置。
【請求項２１】前記エンジンが、前記冷凍機を備えた環状体内に配置され
た請求項１９記載のピストンレス進行波装置。
【請求項２２】少なくとも第２の環状体内に第２の冷凍機を備え、該第２
の環状体がその容積の少なくとも一部分を前記環状体と共有し、前記冷凍機およ
び前記第２の冷凍機の並列接続が形成される請求項１０記載のピストンレス進行
波装置。