JP2780934B2 - パルス管冷凍機 - Google Patents
パルス管冷凍機Info
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- tube
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/14—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the cycle used, e.g. Stirling cycle
- F25B9/145—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the cycle used, e.g. Stirling cycle pulse-tube cycle
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/14—Compression machines, plants or systems characterised by the cycle used
- F25B2309/1408—Pulse-tube cycles with pulse tube having U-turn or L-turn type geometrical arrangements
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/14—Compression machines, plants or systems characterised by the cycle used
- F25B2309/1413—Pulse-tube cycles characterised by performance, geometry or theory
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
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- F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
- F25B2309/14—Compression machines, plants or systems characterised by the cycle used
- F25B2309/1423—Pulse tubes with basic schematic including an inertance tube
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- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
- Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、パルス管冷凍機に関す
る。パルス管冷凍機は、低温部に可動部分がなく構造も
簡単である。このため、振動の少ない冷凍機としての応
用が期待されている。また、アウトガス等の汚染物質が
可動部に固着して動きを阻害することがないため、長寿
命化も容易である。
る。パルス管冷凍機は、低温部に可動部分がなく構造も
簡単である。このため、振動の少ない冷凍機としての応
用が期待されている。また、アウトガス等の汚染物質が
可動部に固着して動きを阻害することがないため、長寿
命化も容易である。
【０００２】
【従来の技術】まず、パルス管冷凍機の原理について説
明する。その前に、パルス管冷凍機と同様に作動ガスの
圧力変化と体積変化との位相差を利用して寒冷を発生す
るスターリング冷凍機の原理について簡単に説明する。
明する。その前に、パルス管冷凍機と同様に作動ガスの
圧力変化と体積変化との位相差を利用して寒冷を発生す
るスターリング冷凍機の原理について簡単に説明する。
【０００３】図６（Ａ）は、一般的なスターリング冷凍
機の断面を概略図で示す。シリンダ５２内にディスプレ
ーサ５３が配置されている。ディスプレーサ５３は、図
には示さないバネ等によってシリンダ５２内の中立点に
保持され、図の左右方向に往復運動可能である。ディス
プレーサ５３の図中左側には圧縮空間５７が、右側には
膨張空間５８が形成されている。
機の断面を概略図で示す。シリンダ５２内にディスプレ
ーサ５３が配置されている。ディスプレーサ５３は、図
には示さないバネ等によってシリンダ５２内の中立点に
保持され、図の左右方向に往復運動可能である。ディス
プレーサ５３の図中左側には圧縮空間５７が、右側には
膨張空間５８が形成されている。
【０００４】圧縮空間５７は、ガス流路５５、５４を介
して圧縮機５０に接続されている。膨張空間５８は、ガ
ス流路５６を介して蓄冷器５１に接続され、蓄冷器５１
は、ガス流路５４を介して圧縮機５０に接続されてい
る。
して圧縮機５０に接続されている。膨張空間５８は、ガ
ス流路５６を介して蓄冷器５１に接続され、蓄冷器５１
は、ガス流路５４を介して圧縮機５０に接続されてい
る。
【０００５】圧縮機５０からガス流路５４を通して周期
的に圧縮ガスが供給され、または回収される。このとき
ディスプレーサ５３は、シリンダ５２内の圧力の変化に
対して一定の時間遅れをもって往復運動する。このた
め、圧縮空間５７、膨張空間５８内の作動ガスの圧力と
体積は一定の位相差をもって変化する。この位相差によ
って発熱あるいは寒冷が生ずる。
的に圧縮ガスが供給され、または回収される。このとき
ディスプレーサ５３は、シリンダ５２内の圧力の変化に
対して一定の時間遅れをもって往復運動する。このた
め、圧縮空間５７、膨張空間５８内の作動ガスの圧力と
体積は一定の位相差をもって変化する。この位相差によ
って発熱あるいは寒冷が生ずる。
【０００６】図６（Ａ）の場合には、圧縮空間５７で発
熱が生じ、膨張空間５８で寒冷が生ずる。スターリング
冷凍機の冷凍能力は、膨張空間内のガスの体積と圧力の
変化を表すＰ−Ｖダイヤグラムの面積に比例する。Ｐ−
Ｖダイヤグラムの面積はガスの圧力変化と体積変化との
位相差の関数であり、この位相差を適切に制御すること
により冷凍能力の向上を図ることができる。
熱が生じ、膨張空間５８で寒冷が生ずる。スターリング
冷凍機の冷凍能力は、膨張空間内のガスの体積と圧力の
変化を表すＰ−Ｖダイヤグラムの面積に比例する。Ｐ−
Ｖダイヤグラムの面積はガスの圧力変化と体積変化との
位相差の関数であり、この位相差を適切に制御すること
により冷凍能力の向上を図ることができる。
【０００７】図６（Ｂ）は、基本的なパルス管冷凍機の
断面を概略図で示す。パルス管６０の一端（開端部）が
ガス流路６２を介して蓄冷器５１に接続されている。蓄
冷器５１はガス流路６１を介して圧縮機５０に接続され
ている。パルス管６０の他端は、完全な閉端とされてい
る。
断面を概略図で示す。パルス管６０の一端（開端部）が
ガス流路６２を介して蓄冷器５１に接続されている。蓄
冷器５１はガス流路６１を介して圧縮機５０に接続され
ている。パルス管６０の他端は、完全な閉端とされてい
る。
【０００８】圧縮機５０から供給される圧縮ガスは、ガ
ス流路６１、蓄冷器５１、ガス流路６２を通り等温的に
パルス管６０内に入る。パルス管６０内には、初めに低
圧のガスがあるが、圧縮により入ってくるガスによりパ
ルス管６０内のガスも圧縮される。このガスによる一方
向性圧縮効果により、パルス管６０内に温度勾配が生ず
る。圧縮熱はパルス管６０の壁に伝達される。この温度
勾配は圧縮流の向きに対して正となるので、圧縮熱の多
くはパルス管６０の閉端部で発生する。
ス流路６１、蓄冷器５１、ガス流路６２を通り等温的に
パルス管６０内に入る。パルス管６０内には、初めに低
圧のガスがあるが、圧縮により入ってくるガスによりパ
ルス管６０内のガスも圧縮される。このガスによる一方
向性圧縮効果により、パルス管６０内に温度勾配が生ず
る。圧縮熱はパルス管６０の壁に伝達される。この温度
勾配は圧縮流の向きに対して正となるので、圧縮熱の多
くはパルス管６０の閉端部で発生する。
【０００９】ガスが圧縮機５０に回収される際には、パ
ルス管６０内のガスは膨張する。ガスの流れの向きは、
圧縮のときとは逆になり、パルス管６０内にガス流の向
きに対して負となるような温度勾配ができる。しかし、
膨張開始前に熱除去が行われているので、作動ガス全体
の平均温度は圧縮時よりも低くなっており、その結果ガ
スはパルス管６０の壁から熱を受ける。パルス管６０の
開端部は、この温度勾配によって最も温度の低い部分と
なり、この部分で寒冷が発生する。
ルス管６０内のガスは膨張する。ガスの流れの向きは、
圧縮のときとは逆になり、パルス管６０内にガス流の向
きに対して負となるような温度勾配ができる。しかし、
膨張開始前に熱除去が行われているので、作動ガス全体
の平均温度は圧縮時よりも低くなっており、その結果ガ
スはパルス管６０の壁から熱を受ける。パルス管６０の
開端部は、この温度勾配によって最も温度の低い部分と
なり、この部分で寒冷が発生する。
【００１０】冷凍効率を高めるためには、開端部におけ
る変動圧力と体積流量との位相差を９０度に近づける必
要がある。作動ガスが圧縮気体であること、及び温度勾
配が存在することにより開端部における位相差は閉端部
における位相差よりも小さくなってしまう。従って、開
端部における位相差を９０度にするためには、閉端部に
おける位相差を９０度よりも大きくしなければならな
い。
る変動圧力と体積流量との位相差を９０度に近づける必
要がある。作動ガスが圧縮気体であること、及び温度勾
配が存在することにより開端部における位相差は閉端部
における位相差よりも小さくなってしまう。従って、開
端部における位相差を９０度にするためには、閉端部に
おける位相差を９０度よりも大きくしなければならな
い。
【００１１】しかし、パルス管冷凍機では、スターリン
グ冷凍機におけるディスプレーサに相当する部分がない
ため、作動ガスの変動圧力と体積流量との位相差を制御
することが困難である。従って十分な冷凍能力を得るこ
とが困難となる。
グ冷凍機におけるディスプレーサに相当する部分がない
ため、作動ガスの変動圧力と体積流量との位相差を制御
することが困難である。従って十分な冷凍能力を得るこ
とが困難となる。
【００１２】上記問題を解決するために、図６（Ｃ）に
示すような改良が提案されている。図６（Ｃ）は、オリ
フィスパルス管冷凍機の断面を概略図で示す。オリフィ
スパルス管冷凍機は、図６（Ｂ）に示す基本型パルス管
冷凍機のパルス管６０の閉端部に流路インピーダンス６
３を介して中間圧室６４を設けたものである。この流路
インピーダンス６３と中間圧室６４は、それぞれ電気回
路のインピーダンスとコンデンサとの直列回路と同様の
働きをし、作動ガスの変動圧力と体積流量の位相差を発
生する。しかし、オリフィスパルス管冷凍機で９０度以
上の位相差を実現することはできないといわれている。
示すような改良が提案されている。図６（Ｃ）は、オリ
フィスパルス管冷凍機の断面を概略図で示す。オリフィ
スパルス管冷凍機は、図６（Ｂ）に示す基本型パルス管
冷凍機のパルス管６０の閉端部に流路インピーダンス６
３を介して中間圧室６４を設けたものである。この流路
インピーダンス６３と中間圧室６４は、それぞれ電気回
路のインピーダンスとコンデンサとの直列回路と同様の
働きをし、作動ガスの変動圧力と体積流量の位相差を発
生する。しかし、オリフィスパルス管冷凍機で９０度以
上の位相差を実現することはできないといわれている。
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】本発明の目的は、振動
が少なく長寿命のパルス管冷凍機の特徴を損なうことな
く、冷凍能力の向上を図ることである。
が少なく長寿命のパルス管冷凍機の特徴を損なうことな
く、冷凍能力の向上を図ることである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】本発明のパルス管冷凍機
は、圧縮された作動ガスを所定の周期で供給及び回収す
るための１つの吸排気口を有する圧縮機と、軸方向に長
い内部空間を有するパルス管と、前記圧縮機の吸排気口
と前記パルス管の一端とを接続し、前記圧縮機から前記
パルス管に供給されあるいは前記パルス管から前記圧縮
機に回収される作動ガスと熱交換を行うための蓄冷器
と、所定の容積の内部空洞を有する中間圧室と、前記パ
ルス管の他端と前記中間圧室とを接続し、作動ガス流に
対して所定の大きさのインダクタンス成分を有する細管
とを含む。
は、圧縮された作動ガスを所定の周期で供給及び回収す
るための１つの吸排気口を有する圧縮機と、軸方向に長
い内部空間を有するパルス管と、前記圧縮機の吸排気口
と前記パルス管の一端とを接続し、前記圧縮機から前記
パルス管に供給されあるいは前記パルス管から前記圧縮
機に回収される作動ガスと熱交換を行うための蓄冷器
と、所定の容積の内部空洞を有する中間圧室と、前記パ
ルス管の他端と前記中間圧室とを接続し、作動ガス流に
対して所定の大きさのインダクタンス成分を有する細管
とを含む。
【００１５】前記細管の寸法は、長さをＬ（ｍｍ）、作
動ガスが流れる部分の断面積をＡ（ｍｍ2 ）としたと
き、１００≦Ｌ≦４００、かつ、２００≦Ｌ／Ａ≦８０
０となるように選択することが好ましい。
動ガスが流れる部分の断面積をＡ（ｍｍ2 ）としたと
き、１００≦Ｌ≦４００、かつ、２００≦Ｌ／Ａ≦８０
０となるように選択することが好ましい。
【００１６】
【作用】作動ガスの流体系を電気回路網で疑似し、変動
圧力を交流電圧に対応させたとき、パルス管と中間圧室
との間に接続された細管はインダクタンスとして働く。
また、中間圧室はキャパシタンスとして働く。従って、
このインダクタンスの大きさを適当な値にすることによ
り、パルス管の高温端における変動圧力と体積流量との
位相差を９０度以上にすることができる。
圧力を交流電圧に対応させたとき、パルス管と中間圧室
との間に接続された細管はインダクタンスとして働く。
また、中間圧室はキャパシタンスとして働く。従って、
このインダクタンスの大きさを適当な値にすることによ
り、パルス管の高温端における変動圧力と体積流量との
位相差を９０度以上にすることができる。
【００１７】パルス管内の作動ガスは圧縮性気体であ
り、管内に温度差が存在するため、パルス管の低温部に
おける位相差は高温端における位相差よりも小さくな
る。この高温端における位相差を９０度以上にすること
ができるため、低温端における位相差を９０度に近づけ
ることができる。このため、冷却効率を高めることが可
能になる。
り、管内に温度差が存在するため、パルス管の低温部に
おける位相差は高温端における位相差よりも小さくな
る。この高温端における位相差を９０度以上にすること
ができるため、低温端における位相差を９０度に近づけ
ることができる。このため、冷却効率を高めることが可
能になる。
【００１８】
【実施例】図１は、本発明の実施例によるパルス管冷凍
機の断面図を示す。中空のパルス管１と円柱状の蓄冷器
３がほぼ平行に配置され、双方の低温端がガス流路２を
介して相互に接続されている。蓄冷器３の高温端はガス
流路４を介して圧縮機５に接続されている。圧縮機５か
ら供給された作動ガスは、ガス流路４、蓄冷器３及びガ
ス流路２を通ってパルス管１内に導入される。パルス管
１の高温端は、細管７によって所定の容積の内部空洞を
有する中間圧室８に接続されている。
機の断面図を示す。中空のパルス管１と円柱状の蓄冷器
３がほぼ平行に配置され、双方の低温端がガス流路２を
介して相互に接続されている。蓄冷器３の高温端はガス
流路４を介して圧縮機５に接続されている。圧縮機５か
ら供給された作動ガスは、ガス流路４、蓄冷器３及びガ
ス流路２を通ってパルス管１内に導入される。パルス管
１の高温端は、細管７によって所定の容積の内部空洞を
有する中間圧室８に接続されている。
【００１９】パルス管１及び蓄冷器３は、高温端近傍を
除いて真空容器６内に収納されている。パルス管１の低
温端には熱電対９及びヒータ１０が取り付けられてい
る。ヒータ１０により所定の熱負荷を与えることがで
き、熱電対９により低温端の温度を測定することができ
る。
除いて真空容器６内に収納されている。パルス管１の低
温端には熱電対９及びヒータ１０が取り付けられてい
る。ヒータ１０により所定の熱負荷を与えることがで
き、熱電対９により低温端の温度を測定することができ
る。
【００２０】このように構成された作動ガスの流体系を
電気回路網に対応させて考えることができる（富永、低
温学会１９９１年秋季予稿集Ｄ１−２４、ｐ．１３
６）。作動ガスの変動圧力を交流電圧に対応させると、
作動ガスの体積流量が交流電流に対応する。この場合
に、細管７は電気回路における抵抗とインダクタンスに
対応し、中間圧室はキャパシタンスに対応する。
電気回路網に対応させて考えることができる（富永、低
温学会１９９１年秋季予稿集Ｄ１−２４、ｐ．１３
６）。作動ガスの変動圧力を交流電圧に対応させると、
作動ガスの体積流量が交流電流に対応する。この場合
に、細管７は電気回路における抵抗とインダクタンスに
対応し、中間圧室はキャパシタンスに対応する。
【００２１】従って、細管７の抵抗とインダクタンスを
変化させることにより、変動圧力と体積流量との位相差
を制御することができる。細管の断面積をＡ、長さをＬ
とすると、インダクタンスはＬ／Ａに比例すると考える
ことができる。従って、細管の内径あるいは長さを変え
ることにより、抵抗とインダクタンスを変えることがで
きる。
変化させることにより、変動圧力と体積流量との位相差
を制御することができる。細管の断面積をＡ、長さをＬ
とすると、インダクタンスはＬ／Ａに比例すると考える
ことができる。従って、細管の内径あるいは長さを変え
ることにより、抵抗とインダクタンスを変えることがで
きる。
【００２２】蓄冷器３の内径は９．７ｍｍ、長さは５５
ｍｍである。蓄冷器３の内部には、蓄冷材が充填されて
いる。蓄冷材として、メッシュ番号３２５、直径９．２
ｍｍの円板状のステンレスメッシュを７４０枚使用し
た。
ｍｍである。蓄冷器３の内部には、蓄冷材が充填されて
いる。蓄冷材として、メッシュ番号３２５、直径９．２
ｍｍの円板状のステンレスメッシュを７４０枚使用し
た。
【００２３】パルス管１には、外径７ｍｍ、側壁の厚さ
０．２５ｍｍ、長さ５５ｍｍのステレス製の円筒状の管
を用いた。圧縮機５には、振動を抑制するため、２ピス
トン対向形のものを使用した。ピストン２３は、コイル
バネ２５により中立の位置に保持されており、永久磁石
２０、ヨーク２１、及びピストン２３に固定された可動
コイル２２から構成されるリニアモータによって往復駆
動される。圧縮機５の動作周波数は５０Ｈｚ程度、圧縮
比は約１．５である。
０．２５ｍｍ、長さ５５ｍｍのステレス製の円筒状の管
を用いた。圧縮機５には、振動を抑制するため、２ピス
トン対向形のものを使用した。ピストン２３は、コイル
バネ２５により中立の位置に保持されており、永久磁石
２０、ヨーク２１、及びピストン２３に固定された可動
コイル２２から構成されるリニアモータによって往復駆
動される。圧縮機５の動作周波数は５０Ｈｚ程度、圧縮
比は約１．５である。
【００２４】次に、図１に示すパルス管冷凍機の冷凍能
力を測定した結果について説明する。図２は、パルス管
１と中間圧室８との間の細管７の長さと最低到達温度と
の関係を示す。横軸は細管の長さを単位ｍｍで表し、縦
軸は最低到達温度を単位Ｋで表す。中間圧室８の容積は
１５０ｃｍ3 、細管７の内径は０．８ｍｍであり、作動
ガスの封入圧を１．５６ＭＰａ、圧縮機の駆動電力を５
０Ｗとして、圧縮機の駆動周波数が５０Ｈｚと６０Ｈｚ
の場合について測定を行った。図中の記号■、●は、そ
れぞれ駆動周波数が５０Ｈｚ、６０Ｈｚの場合を示す。
力を測定した結果について説明する。図２は、パルス管
１と中間圧室８との間の細管７の長さと最低到達温度と
の関係を示す。横軸は細管の長さを単位ｍｍで表し、縦
軸は最低到達温度を単位Ｋで表す。中間圧室８の容積は
１５０ｃｍ3 、細管７の内径は０．８ｍｍであり、作動
ガスの封入圧を１．５６ＭＰａ、圧縮機の駆動電力を５
０Ｗとして、圧縮機の駆動周波数が５０Ｈｚと６０Ｈｚ
の場合について測定を行った。図中の記号■、●は、そ
れぞれ駆動周波数が５０Ｈｚ、６０Ｈｚの場合を示す。
【００２５】駆動周波数が５０Ｈｚ、６０Ｈｚの場合、
共に細管の長さが２００ｍｍ〜３００ｍｍ程度で最低到
達温度が最低値をとっている。また、細管の長さが１０
０ｍｍ〜４００ｍｍの範囲で良好な性能を発揮し得るこ
とがわかる。すなわち、インダクタンスに対応するＬ／
Ａの好適な範囲は２００〜８００ｍｍ-1であると考える
ことができる。
共に細管の長さが２００ｍｍ〜３００ｍｍ程度で最低到
達温度が最低値をとっている。また、細管の長さが１０
０ｍｍ〜４００ｍｍの範囲で良好な性能を発揮し得るこ
とがわかる。すなわち、インダクタンスに対応するＬ／
Ａの好適な範囲は２００〜８００ｍｍ-1であると考える
ことができる。
【００２６】細管の代わりに、ニードルバルブを用いた
場合について同様の測定を行ったが、細管を使用した場
合の最低到達温度を得ることはできなかった。なお、使
用したニードルバルブのオリフィス径は１．４ｍｍ、長
さは１０ｍｍ、流量係数は０．０３であり、内径０．８
ｍｍ、長さ３００ｍｍの細管の流量係数とほぼ同様のも
のである。
場合について同様の測定を行ったが、細管を使用した場
合の最低到達温度を得ることはできなかった。なお、使
用したニードルバルブのオリフィス径は１．４ｍｍ、長
さは１０ｍｍ、流量係数は０．０３であり、内径０．８
ｍｍ、長さ３００ｍｍの細管の流量係数とほぼ同様のも
のである。
【００２７】ニードルバルブは、作動ガスに対して抵抗
としてのみ働き、インダクタンス分はほとんどない。こ
のことから、細管のインダクタンスとしての機能が最低
到達温度の低下に寄与していると考えられる。
としてのみ働き、インダクタンス分はほとんどない。こ
のことから、細管のインダクタンスとしての機能が最低
到達温度の低下に寄与していると考えられる。
【００２８】図３は、変動圧力と体積流量との位相関係
を示す。横軸は時間を表し、一目盛りが２０ｍｓであ
る。縦軸は圧力を任意目盛りで表す。図中の曲線ｐは、
図１に示すパルス管１の高温端の変動圧力、曲線ｑは、
中間圧室８内の圧力の変化を示す。
を示す。横軸は時間を表し、一目盛りが２０ｍｓであ
る。縦軸は圧力を任意目盛りで表す。図中の曲線ｐは、
図１に示すパルス管１の高温端の変動圧力、曲線ｑは、
中間圧室８内の圧力の変化を示す。
【００２９】中間圧室の圧力、温度及び容積から質量流
量を求めることができる。また、パルス管の高温端の圧
力、温度及び中間圧室の質量流量からパルス管の高温端
の体積流量が求まる。中間圧室とパルス管高温端の温度
差はほとんどないため、中間圧室の変動圧力と高温端に
おける体積流量との位相ずれはほとんど無視できると考
えられる。従って、高温端における体積流量は、図３の
曲線ｑとほぼ等しい位相で変動する。このことから、高
温端の変動圧力と体積流量の位相差は約１０８度である
ことがわかる。
量を求めることができる。また、パルス管の高温端の圧
力、温度及び中間圧室の質量流量からパルス管の高温端
の体積流量が求まる。中間圧室とパルス管高温端の温度
差はほとんどないため、中間圧室の変動圧力と高温端に
おける体積流量との位相ずれはほとんど無視できると考
えられる。従って、高温端における体積流量は、図３の
曲線ｑとほぼ等しい位相で変動する。このことから、高
温端の変動圧力と体積流量の位相差は約１０８度である
ことがわかる。
【００３０】オリフィスパルス管冷凍機においては、パ
ルス管の高温端における変動圧力と体積流量との位相差
を９０度以上にすることはできないと考えられていた
が、パルス管と中間圧室とをインダクタンスを有する細
管で接続することにより、位相差を９０度以上にするこ
とが可能になった。これにより、パルス管の低温端にお
ける位相差が９０度に近づくため、より冷凍効率を高め
ることが可能になる。
ルス管の高温端における変動圧力と体積流量との位相差
を９０度以上にすることはできないと考えられていた
が、パルス管と中間圧室とをインダクタンスを有する細
管で接続することにより、位相差を９０度以上にするこ
とが可能になった。これにより、パルス管の低温端にお
ける位相差が９０度に近づくため、より冷凍効率を高め
ることが可能になる。
【００３１】上記測定は、細管の内径が０．８ｍｍの場
合について行ったが、同等のインダクタンスのものであ
ればその他の内径の細管を使用してもよい。ただし、実
際にはある程度の流量を確保する必要があるため、細管
のサイズには好適な範囲がある。図２に示す測定結果
と、ある程度の流量を確保する必要があることから、Ｌ
／Ａが２００〜８００ｍｍ-1、かつ、細管の長さが１０
０〜４００ｍｍの範囲で良好な冷却効率を得ることがで
きると考えられる。
合について行ったが、同等のインダクタンスのものであ
ればその他の内径の細管を使用してもよい。ただし、実
際にはある程度の流量を確保する必要があるため、細管
のサイズには好適な範囲がある。図２に示す測定結果
と、ある程度の流量を確保する必要があることから、Ｌ
／Ａが２００〜８００ｍｍ-1、かつ、細管の長さが１０
０〜４００ｍｍの範囲で良好な冷却効率を得ることがで
きると考えられる。
【００３２】図４は、圧縮機の駆動周波数の変化に対す
る最低到達温度の変化を示す。横軸は駆動周波数を単位
Ｈｚで表し、縦軸は最低到達温度を単位Ｋで表す。中間
圧室８の容積は１５０ｃｍ3 、細管７の内径は０．８ｍ
ｍ、長さは３００ｍｍであり、圧縮機の駆動電力を５０
Ｗとし、作動ガスの封入圧が１．１７ＭＰａ、１．３７
ＭＰａ、１．５７ＭＰａの場合について測定を行った。
図中の記号■、●、▲は、それぞれ封入圧が１．１７Ｍ
Ｐａ、１．３７ＭＰａ、１．５７ＭＰａの場合を示す。
る最低到達温度の変化を示す。横軸は駆動周波数を単位
Ｈｚで表し、縦軸は最低到達温度を単位Ｋで表す。中間
圧室８の容積は１５０ｃｍ3 、細管７の内径は０．８ｍ
ｍ、長さは３００ｍｍであり、圧縮機の駆動電力を５０
Ｗとし、作動ガスの封入圧が１．１７ＭＰａ、１．３７
ＭＰａ、１．５７ＭＰａの場合について測定を行った。
図中の記号■、●、▲は、それぞれ封入圧が１．１７Ｍ
Ｐａ、１．３７ＭＰａ、１．５７ＭＰａの場合を示す。
【００３３】封入圧が１．１７ＭＰａ、１．３７ＭＰａ
のときは、駆動周波数が５０Ｈｚ近傍で最低到達温度が
最低値をとる。また、封入圧が１．５７ＭＰａのとき
は、５０Ｈｚと６０Ｈｚの間で最低到達温度が最低値を
とると考えられる。最低到達温度が最低値をとる駆動周
波数が封入圧によって変動するのは、封入圧を変えるこ
とによって圧縮機の振動系の共振周波数が変わるためと
考えられる。従って、圧縮機が異なれば、最適な駆動周
波数も変わると考えられる。
のときは、駆動周波数が５０Ｈｚ近傍で最低到達温度が
最低値をとる。また、封入圧が１．５７ＭＰａのとき
は、５０Ｈｚと６０Ｈｚの間で最低到達温度が最低値を
とると考えられる。最低到達温度が最低値をとる駆動周
波数が封入圧によって変動するのは、封入圧を変えるこ
とによって圧縮機の振動系の共振周波数が変わるためと
考えられる。従って、圧縮機が異なれば、最適な駆動周
波数も変わると考えられる。
【００３４】図５は、冷却温度に対する冷凍能力の変化
を示す。横軸は冷却温度を単位Ｋで表し、縦軸は冷凍能
力を単位ｍＷで表す。動作条件は、図４における最適条
件すなわち封入圧を１．１７ＭＰａ、駆動周波数を５０
Ｈｚとし、圧縮機の駆動電力が５０Ｗと６０Ｗの場合に
ついて測定した。なお、その他の条件は、図３に示す条
件と同様の条件である。
を示す。横軸は冷却温度を単位Ｋで表し、縦軸は冷凍能
力を単位ｍＷで表す。動作条件は、図４における最適条
件すなわち封入圧を１．１７ＭＰａ、駆動周波数を５０
Ｈｚとし、圧縮機の駆動電力が５０Ｗと６０Ｗの場合に
ついて測定した。なお、その他の条件は、図３に示す条
件と同様の条件である。
【００３５】図中の記号●、■は、それぞれ駆動電力が
５０Ｗ、６０Ｗの場合を示す。駆動電力が５０Ｗで熱負
荷がない場合の冷却温度は約１１０Ｋであり、図３の駆
動周波数５０Ｈｚ、封入圧１．１７ＭＰａのときの最低
到達温度約１００．５Ｋよりも高い。これは、図１に示
すヒータ１０に接続されたリード線を通して熱が侵入す
るためと考えられる。
５０Ｗ、６０Ｗの場合を示す。駆動電力が５０Ｗで熱負
荷がない場合の冷却温度は約１１０Ｋであり、図３の駆
動周波数５０Ｈｚ、封入圧１．１７ＭＰａのときの最低
到達温度約１００．５Ｋよりも高い。これは、図１に示
すヒータ１０に接続されたリード線を通して熱が侵入す
るためと考えられる。
【００３６】駆動電力が５０Ｗの場合の冷凍能力は、冷
却温度が約１２０Ｋのとき約１００ｍＷ、冷却温度が約
１３０Ｋのとき約４３０ｍＷである。また、駆動電力が
６０Ｗの場合の冷却能力は、冷却温度が約１１６Ｋのと
き約１００ｍＷ、冷却温度が約１２３Ｋのとき約４３０
ｍＷである。
却温度が約１２０Ｋのとき約１００ｍＷ、冷却温度が約
１３０Ｋのとき約４３０ｍＷである。また、駆動電力が
６０Ｗの場合の冷却能力は、冷却温度が約１１６Ｋのと
き約１００ｍＷ、冷却温度が約１２３Ｋのとき約４３０
ｍＷである。
【００３７】以上説明したように、本発明の実施例によ
れば、パルス管と中間圧室との間をニードルバルブで接
続した場合に比べて、最低到達温度を低くすることがで
きる。また、パルス管と中間圧室とを一定の長さを有す
る細管で接続するため、実際の装置に組み込む場合に、
中間圧室をパルス管から離れた場所に配置することが可
能になる。このため、システム構成の自由度が増すとい
う利点もある。
れば、パルス管と中間圧室との間をニードルバルブで接
続した場合に比べて、最低到達温度を低くすることがで
きる。また、パルス管と中間圧室とを一定の長さを有す
る細管で接続するため、実際の装置に組み込む場合に、
中間圧室をパルス管から離れた場所に配置することが可
能になる。このため、システム構成の自由度が増すとい
う利点もある。
【００３８】以上実施例に沿って本発明を説明したが、
本発明はこれらに制限されるものではない。例えば、種
々の変更、改良、組み合わせ等が可能なことは当業者に
自明であろう。
本発明はこれらに制限されるものではない。例えば、種
々の変更、改良、組み合わせ等が可能なことは当業者に
自明であろう。
【００３９】
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
パルス管冷凍機のパルス管内の変動圧力と体積流量との
位相差を９０度に近づけることができる。このため、冷
凍能力を高めることができる。
パルス管冷凍機のパルス管内の変動圧力と体積流量との
位相差を９０度に近づけることができる。このため、冷
凍能力を高めることができる。
【図１】本発明の実施例によるパルス管冷凍機の断面図
である。
である。
【図２】図１のパルス管冷凍機の細管の長さに対する最
低到達温度の関係を示すグラフである。
低到達温度の関係を示すグラフである。
【図３】図１のパルス管冷凍機のパルス管の高温端の変
動圧力と体積流量の位相の関係を説明するためのグラフ
である。
動圧力と体積流量の位相の関係を説明するためのグラフ
である。
【図４】図１のパルス管冷凍機の駆動周波数の変化に対
する最低到達温度の変化を示すグラフである。
する最低到達温度の変化を示すグラフである。
【図５】図１のパルス管冷凍機の冷凍能力を示すグラフ
である。
である。
【図６】従来例によるスターリング冷凍機及びパルス管
冷凍機の概略断面図である。
冷凍機の概略断面図である。
１ パルス管 ２、４ ガス流路 ３ 蓄冷器 ５ 圧縮機 ６ 真空容器 ７ 細管 ８ 中間圧室 ９ 熱電対 １０ ヒータ ２０ 永久磁石 ２１ ヨーク ２２ 可動コイル ２３ ピストン ２５ コイルバネ ５０ 圧縮機 ５１ 蓄冷器 ５２ シリンダ ５３ ディスプレーサ ５４、５５ ５６、６１、６２ ガス流路 ５７ 圧縮空間 ５８ 膨張空間 ６０ パルス管 ６３ 流路抵抗 ６４ 中間圧室
Claims (4)
- 【請求項１】 圧縮された作動ガスを所定の周期で供給
及び回収するための１つの吸排気口を有する圧縮機と、 軸方向に長い内部空間を有するパルス管と、 前記圧縮機の吸排気口と前記パルス管の一端とを接続
し、前記圧縮機から前記パルス管に供給されあるいは前
記パルス管から前記圧縮機に回収される作動ガスと熱交
換を行うための蓄冷器と、 所定の容積の内部空洞を有する中間圧室と、 前記パルス管の他端と前記中間圧室とを接続し、作動ガ
ス流に対して所定の大きさのインダクタンス成分を有す
る細管とを含むパルス管冷凍機。 - 【請求項２】 前記細管の寸法は、長さをＬ（ｍｍ）、
作動ガスが流れる部分の断面積をＡ（ｍｍ2 ）としたと
き、 １００≦Ｌ≦４００、かつ、２００≦Ｌ／Ａ≦８００ を満足する請求項１記載のパルス管冷凍機。 - 【請求項３】 圧縮された作動ガスを所定の周期で供給
及び回収するための１つの吸排気口を有する圧縮機と、
軸方向に長い内部空間を有するパルス管と、前記圧縮機
の吸排気口と前記パルス管の一端とを接続し、前記圧縮
機から前記パルス管に供給されあるいは前記パルス管か
ら前記圧縮機に回収される作動ガスと熱交換を行うため
の蓄冷器と、所定の容積の内部空洞を有する中間圧室
と、前記パルス管の他端と前記中間圧室とを接続し、作
動ガス流に対して所定の大きさのインダクタンス成分を
有する細管とを含むパルス管冷凍機の、前記パルス管の
一端に冷却対象物を熱的に結合する工程と、 前記圧縮機を動作させて前記冷却対象物を冷却する工程
とを含む冷却方法。 - 【請求項４】 前記細管の寸法は、長さをＬ（ｍｍ）、
作動ガスが流れる部分の断面積をＡ（ｍｍ2 ）としたと
き、 １００≦Ｌ≦４００、かつ、２００≦Ｌ／Ａ≦８００ を満足する請求項３記載の冷却方法。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6188486A JP2780934B2 (ja) | 1994-08-10 | 1994-08-10 | パルス管冷凍機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP6188486A JP2780934B2 (ja) | 1994-08-10 | 1994-08-10 | パルス管冷凍機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0854152A JPH0854152A (ja) | 1996-02-27 |
| JP2780934B2 true JP2780934B2 (ja) | 1998-07-30 |
Family
ID=16224580
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP6188486A Expired - Lifetime JP2780934B2 (ja) | 1994-08-10 | 1994-08-10 | パルス管冷凍機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2780934B2 (ja) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6270368B2 (ja) * | 2013-08-01 | 2018-01-31 | 住友重機械工業株式会社 | 冷凍機 |
-
1994
- 1994-08-10 JP JP6188486A patent/JP2780934B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0854152A (ja) | 1996-02-27 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 19980421 |