JP4252463B2 - 熱音響装置 - Google Patents

Description

本発明は、概括的には熱音響装置に関し、より厳密には熱音響機関及び冷却ポンプに関する。しかしながら、本発明は熱音響分野以外にも応用性があり、従って熱音響装置に限定されない。
本出願は、２００２年４月１０日出願の米国仮特許出願第６０／３７２，００８号、２００２年４月１０日出願の同第６０／３７１，９６７号、及び２００３年２月６日出願の同第６０／４４５，８６６号からの恩典を主張し、上記特許出願の全内容を参考文献として援用する。

この２０年間に、各種商業用、軍用、及び工業用としての熱音響冷却機関（ポンプ）の開発に対する関心が高まってきた。熱音響冷却への関心は、クロロフルオロカーボン（ＣＦＣ）の生産が禁止されたことに伴って急激に加速した。熱音響冷却装置は、毒性がなくオゾン破壊にも地球温暖化にも寄与しない不活性ガスだけを使って作ることができる。熱音響機関及び冷却装置の先行技術による設計の一例が、次の特許、即ち米国特許第４，３９８，３９８号、同第４，４８９，５５３号、同第４，７２２，２０１号、同第５，３０３，５５５号、同第５，６４７，２１６号、同第５，９５３，９２１号、同第６，０３２，４６４号、及び同第６，３１４，７４０号に記載されている。
本発明を完全に理解するためには、これまでの熱機関について理解しておくことが役に立つ。

スターリングサイクルの商業的不成功
高い熱容量を有する多孔質媒体を横切ってガス状作動流体を順方向及び逆方向に流して（「再生用熱交換器」）熱機関の効率を改善するという発想は、１８１６年、英国のRev. Robert Stirlingにより成された、彼の名前を戴く熱力学サイクルの発明に遡ることができる。当該発明は熱から利用可能な機械的作用を作り出すことに関係しているが、機械エネルギーをシステムに与えれば、スターリングサイクルを逆に回して利用可能な冷却作用を作り出せることがその後確認された。

スターリングサイクルは、原理的に、熱力学の第１及び第２法則の制約内で許容される最大効率を実現できるので、二世紀近くに亘って、機関並びに冷却装置の両方として魅力的であった。この熱力学的に完璧な性能の限界をカルノー限界と呼んでいる。理想的なスターリング機関又は冷却装置は（原理的には）カルノー性能を示すが、スターリング機関にしろ冷却装置にしろ、商業的に大成功を収めたわけではない。スターリングサイクルに基づく機関としては、潜水艦の一次動力源として使用されているものが幾つかあり、またスターリングサイクルに基づく多くの小型冷却装置が、暗視ゴーグルなど軍事用の赤外線検出電子機器の冷却に使用されている。

出力生成又は冷却作用に対するこの効率的な方式が、何故殆どの用途で商業的に実用化されていないかには幾つかの理由がある。根本的な理由として、スターリングサイクルにより複雑性が増し、熱交換器が必要となるために資本コストが付帯するという事態が経済的に正当化されなかったので、スターリングサイクル装置の改良された効率性（及び、最近では環境に対する影響の低さ）が、広く受け入れられるための適切な動機とはならなかったということが挙げられる。機関の使用例では、内燃機関のほうが、機関の固体部品が燃焼生成物と同じ高温に達する必要無しに燃料の高温燃焼を利用できるので、「スターリング機関よりも好まれた。エネルギーが燃焼プロセスから抽出された後、燃焼生成物が持っている過剰な熱を大気中に直接排出することができる。廃熱を機関から排出するのに、クローズドサイクル機関では必要な、別個の熱交換器は必要ない。

冷却使用例では、蒸気圧縮（ランキン）サイクルが冷却作用の機械的生成手段としては主流であった。ランキンサイクルは理想的なスターリングサイクルに比べて効率的には劣るが、スターリング冷却装置の追加的な機械的複雑性とスターリングサイクル冷却装置に必要な熱交換器のコストは、やはり経済的に正当化されなかった。蒸気圧縮冷却装置では、二次的熱交換器及び二次的熱交換流体を必要とせずに、気化した作動流体を使用して冷却負荷から熱を直接抽出することができる。ランキンサイクルで利用される作動流体の相変化は大量の潜熱により実現されるので、数十ワットほどに小さいか、又は、一日当たり２，０００，０００ポンドの氷を溶かすことにより吸収されるエネルギーに等しい冷却能力（有効冷却出力約３．５メガワット）を備えた空調装置と同じ程度に大きい冷却負荷に合わせて、蒸気圧縮冷却装置を製造することが可能であった。

最近の進展
２０世紀中に、スターリングサイクルに対しては、冷却と、熱から機械仕事への変換の両方の分野において多くの改良が行われた。今のところ、スターリングサイクルを使用した装置が内燃機関又は蒸気圧縮冷却プロセスの何れかに取って代わることを保証できるだけの改良点は何ら見出せていない。２０世紀中の最後の２５年間に、内燃機関と、蒸気圧縮冷却装置及び空調装置の殆どに使用されるクロロフルオロカーボン（ＣＦＣ）並びにその他の人工化学物質の両方が環境へ及ぼす影響に対する認識が広まった。ＣＦＣがが引き起こす成層圏オゾン層消耗の地球的影響、及び「温室効果ガス」により発生する地球温暖化に対する人類活動の寄与、並びに「酸性雨」の様なより局所的な影響によって、機関と冷却の両方の技術を入念に見直そうという機運が高まってきた。

１９８０年代初頭から、「熱音響効果」は、内燃機関及び蒸気圧縮冷却装置に代わる、環境にやさしくエネルギー効率の高い生産の新しいパラダイムを提供するために追い求められてきた１つの道である。熱音響パラダイムでは、圧力振動と、音波に伴うガス運動とを使用して、機械的可動部を最小にしながら機関と冷却サイクルを実行させることを試みている。これは、密接嵌合シリンダ内を運動する潤滑されたピストン、機械作動式弁、フライホイール、リンケージ、カムなど、機械的工夫を採用して、機械的出力又は利用可能な冷却作用を作り出すサイクル過程を実行するのに必要な圧力変化とガス運動を与えるというこれまで用いられてきた１９世紀方式からの基本的概念からの脱却である。実用的な「音響的熱ポンピング機関」（熱音響冷却装置）を製造しようという最初の試みは、Wheatley, Swift及びMiglioriにより１９８３年に特許が取得された（米国特許第４，３９８，３９８号参照）。

バックハウス／スイフト機関
Wheatley他による発明以来、内燃機関及び蒸気圧縮冷却装置に匹敵するか又はそれ以上の効率を実現すると共に、単純且つ頑丈で殆どの機械部品が不要になる熱音響機関及び冷却装置を製作するために絶えまない努力が払われてきた。１９９９年には、ニューメキシコ州ロスアラモス国立研究所のScott BackhausとGreg Swift両人により、熱効率３０％のスターリングサイクル機関を製造するために熱音響パラダイムを使った実験結果が発表された ["A thermoacoustic-Stirling heat engine" Nature 399, 335-338(1999)参照] 。彼らの実験した装置は、音響位相調整ネットワークと音響共鳴器を組み合わせて、ガス駆動の自動車の内燃機関と同じ程度に効率がよく且つ可動部分を必要としない１馬力スターリングサイクルエンジンを製作したものである。

冷却用途に適したバックハウス／スイフト機関のバージョンを図１に示しているが、この出典元はSwift, Backhaus及びGardnerに特許権が与えられた米国特許第６，０３２，４６４号（原文献では図６）である。機関１は、圧力容器３に取り付けられたドライバ又は音源２（本事例では、本質的に不可逆の熱音響機関）を含んでいた。この機関は、イナータンス管４、二次チャンバ（コンプライアンス）５、及び熱バッファ管６により画定されたトロイダル経路を含んでいる。熱バッファ管６の一方の端部には、質量流速抑制器として機能する可撓性ダイヤフラム７が取り付けられている。音響出力は、矢印Ａで示すように、トロイダル経路を時計方向に循環する。トロイダル経路内には熱的要素８が設けられており、この熱的要素８は、再生用熱交換器１０と第１熱交換器９並びに第２熱交換器１１を含んでいる。イナータンス管４とコンプライアンス５は、スターリングサイクルにより求められる、機関の再生用熱交換器を通る圧力振動とガスの流れを同位相にする音響位相調整ネットワークを形成している。バックハウス／スイフト機関については、米国特許第６，０３２，４６４号及び本発明者らによる先に言及した文献を精査すれば、当業者には理解頂けよう。Peter Ceperleyが特許権を得た「進行波熱機関」["Traveling wave heat engine" 米国特許第４，１１４，３８０号（１９７８年９月１９日）; "Split mode traveling wave ring-resonator"米国特許第４，６８６，４０７号（１９８７年８月１１日）; 及び"Resonant traveling wave heat engine"米国特許第４，３５５，５１７号（１９８２年）参照] の元の設計とは異なり、Swift、Backhaus 及びGardnerは、冷却装置内のスターリングサイクル実行中のガスの圧力対容積速度の比（音響インピーダンス）は、音響進行波の特性である音響インピーダンスよりもかなり高くなくてはならないことを認識していた。

熱音響スターリング機関又は冷却装置の何れかに対するSwift、Backhaus及びGardnerによる方式の１つの欠点は、彼らの音響ネットワークでは、再生用熱交換器とこれに付帯する熱交換器を含むトロイダル流路が形成されることである。トロイダル流路は、Ceperleyの設計にも存在していた。このような流路を図１に示している。トロイダル流路では、再生用熱交換器を通る音響エネルギーの流束により駆動される作動流体を安定して循環させる（矢印Ａ）ことができる。この音響学的に発生する流れはジュデオンストリーミングとして知られており、これは「間違った」方向への熱の対流により、機関又は冷却装置の効率を相当に低下させることになりかねない。

バックハウス／スイフト機関の用例では、Swift他は、テーパ付オリフィスを出入りする非対称流を使って時間平均した逆圧を発生させ、有害なストリーミングの流れを抑制する「ジェットポンプ」を発明した。冷却装置の用例では、音響学的に発生した安定質量流を遮断するために可撓性ダイヤフラム（図１の７）を挿入した。
音響学的に発生したストリーミングの流れは、機関の性能にとって非常に不利になると考えられ、Swift博士が指揮を執るロスアラモス熱音響学グループでは、最近は、次期機関についてはトロイダルジオメトリを止めて、真っ直ぐな共鳴器に戻した。トロイダル流路を取り除いた彼らの新しい設計は「カスケード」と呼ばれ、最近の出版物に記載されている [S. Backhaus及びG.Swift, "New varieties of thermoacoustic engines," Proc. 9th Int. Congress on Sound and Vibration （２００２年７月）参照] 。

冷却器を通る定常流の可能性に加えて、Swift他による音響装置の欠点は、コンプライアンス要素５として機能するガス剛性と共に、ヘルムホルツ共振「音響位相調整ネットワーク」を形成するイナータンス要素（図１の４）を提供するため、ガスの柱を使用していることである。イナータンス要素を通る振動性のガス流れは、３種類の流体力学的エネルギー散逸を発生させ、これが熱ポンピングプロセスの全体効率を下げる。あらゆる振幅において、イナータンス管４の内面には粘性境界層損失がある。振幅が増すにつれ、振動境界層は不安定になり、流れは乱流化し、さらに出力の散逸が大きくなるが、これは周知のムーディ図表に提示されている相関関係から計算することができる。

商業的に許容可能な容積出力密度に必要な高振幅では、イナータンス管４の両端の出入り損失も存在する。長い管のシステムでは、これら出入り損失は「マイナーロス」又は「ヘッドロス」として知られている。上記Swift他、及び下記のde Blok及びVan Rijtが説明している様な熱音響装置では、これらの損失は、合計入力パワーの相当な部分を成している。Backhaus及びSwiftにより説明されている機関では、イナータンス管４の熱粘性損失は、合計入力パワーの４．９％である [S. Backhaus及びG.W. Swift, "A thermoacoustic-Stirling heat engine: Detailed study," J. Acoust. Soc. Am. 107(6), 3148-3166(2000)参照] 。イナータンス管の出口及び入口における「マイナーロス」は、合計入力パワーの１０％の損失を構成している。

デ・ブロック／ヴァン・ライト機関
バックハウス／スイフト機関の発明とほぼ時を同じくして、オランダのC.M.(Kees) de Blok及びN.A.H.J. Van Rijtは、進行波位相調整型インピーダンス強化熱音響スターリング機関の別バージョンの特許権を取得した。この機関／冷却装置の１つの実施形態を図２に示しているが、これは元々は米国特許第６，３１４，７４０号（原文献でも図２）に記載されている。この設計は、可撓性ベローズにより剛体密閉箱に結合されたピストンを含んでいる。電気機械的アクチュエータ１６は、剛体密閉箱１５に結合されているピストン・ベローズ合体部１７に取り付けられている。剛体密閉箱１５には、この冷却システムの熱音響要素が収納されている。内部接続管１９により音響位相制御バイパス１８が形成されている。低温熱交換器を参照番号２０で示しているが、これには低温移送流体の入口２０ａと出口２０ｂが冷却負荷との接続のために設けられている。高温熱交換器を参照番号２１で示しているが、これは再生用熱交換器２２で汲み上げられる廃熱を排出する手段を提供する高温移送流体の入口２１ａと出口２１ｂを備えている。物理的にはSwift, Backhaus及びGardner冷却装置には似ていないように見えるが、デ・ブロック／ヴァン・ライト方式も効果的なトロイダル流路を導入している。この仕様は、経路に伴う不利な影響、又は音響位相調整ネットワーク内のイナータンス要素として機能する「ガスの入ったバイパス要素」１８により発生する損失には取り組んでいない。

トリトンプロジェクト
Swift他、de Blok及びVan Rijtらが上に述べた熱音響スターリング装置を開発していたのと同時期に、ペンシルベニヤ州立大学の応用研究研究所は、海軍研究局を通じて米国海軍から、船上電子熱音響冷却装置（ＳＥＴＡＣ）の大型版を製造するための資金援助を受けた。図３には、米国特許第５，６４７，２１６号から採ったＳＥＴＡＣ装置（原文献では図１）を示している。図示のように、この熱音響装置は両端部にドライバを配した両頭装置である。各ドライバに隣接して熱的要素を配し、熱的要素は、各端部にスタックと一対の熱交換器を有している。このＳＥＴＡＣ装置は、１９９５年４月に大西洋艦隊のスプルーアンス級駆逐艦ＵＳＳ Deyo（ＤＤ−９８９）の船上で試験された。試験の結果、最大冷却能力４１９ワットであることが実証された。このトリトンプロジェクトは、ＳＥＴＡＣ様装置の冷却能力を、一日に３トン（即ち、TRI TON；トリトン）の氷を溶かすことにより吸収される潜熱に等しい１０キロワットまで高める試みであった。（１トンの冷却能力は３６，０００Ｂｔｕ／ｈｒ＝３，５１７ワットと定義されている。）

トリトンプロジェクトの一環として金属ベローズを採用した可撓シールが開発されたが、このシールは、音響周波数で疲れ破損を起こさずに機能することができるものである。このベローズに機械的ばねと可動磁石リニアモーターを組み合わせて、出力処理能力が５ｋＷに達し、電気音響変換効率が９０％近い電気力学的ラウドスピーカーが作り出された（米国特許第６，３０７，２８７号参照）。これら可動磁石「ラウドスピーカー」の実測効率は、電磁力係数と電気的及び機械的エネルギー散逸を特徴付ける可動磁石リニアモーターパラメータ測定を用いたWakelandの理論的性能予測にぴたりと一致していることが分かった [R.S. Wakeland. "Use of electrodynamic drivers in thermoacoustic refrigerators", J. Acoust. Soc. Am. 107(2), 827-832(2000)参照] 。

トリトン装置も、ＳＥＴＡＣに使用されているものによく似たダブル・ヘルムホルツ共鳴器ジオメトリを採用している。トリトンの試験中、高速振動ガス運動に伴う音響出力の散逸、特にヘルムホルツ共鳴器のネック部、及びネック部と２つの「バルブ」との間の移行部を通る際のエネルギー散逸は、許容し難いほどに大きな非線形流体力学的損失を招いた。これら流体力学的損失は、冷却ユニットの全体的性能を相当低下させた。

ベローズ・バウンス熱音響装置
トリトンプロジェクトからは、（ｉ）損失が低く信頼性がある動圧可撓シールを提供するためのベローズの開発という点、並びに（ｉｉ）高いレイノルズ数と、共鳴器の異なる断面積を有する部分の間の移行部とにおける、振動的ガス流れに伴う、「マイナーロス」又は「ヘッドロス」として知られる非線形流体力学的損失への理解という点の両方において、重要な教訓を得た。共鳴器損失は完全に無くすことができ、所与の冷却能力に対する熱音響冷却器の寸法は、熱音響核（再生用熱交換器と熱交換器）と位相調整ネットワーク（イナータンスとコンプライアンス）が完全にベローズ内に収納されている場合は、相当低減できることを、発明者らは認識した。更に、ダブル・ヘルムホルツ共鳴器で作り出される圧力振動の共振強化は、ベローズに入っているガスの弾性剛性と、リニアモーター及びそれに取り付けられているピストンの可動質量とを用いて、トリトン並びにより早期の熱音響冷却装置の全てに使用されている純粋に音響的な共鳴器ではなく機械的な共鳴器を作り出すことにより、ネック部を通る高速ガス運動に固有の非線形流体力学的損失を発生させること無く、再現できることを発明者らは認識した。この斬新な共鳴器は発明者らにより「ベローズ・バウンス」コンプレッサと名づけられ、２００２年４月１０日出願の米国仮特許出願第６０／３７２，００８号、並びに２００３年４月９日に「熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱」という名称で出願された同時係属米国特許出願第１０／４０９，８５５号の主題であり、上記両出願の内容全てを参考文献としてここに援用する。

従来のベローズに対する代替案も開発され、それは、２００２年４月１０日出願の米国仮特許出願第６０／３７１，９６７号、及び２００３年４月９日に「一体型動的ガスシールを備えた筒状ばね」という名称で出願された同時係属米国特許出願第１０／４０９，７６０号の主題であり、上記両出願の内容全てを参考文献としてここに援用する。一体型動的ガスシールを備えた筒状ばねは、容積が等しく高さと直径が小さい従来のベローズに比べて、設計の柔軟性を増し、生産コストを下げ、表面積を大幅に減らすことのできる、典型的なベローズに対する代替案を提供する。

本発明は、それぞれ熱的要素と連通している主容積及び二次増倍容積を使用する熱音響装置の様々な実施形態を提供する。これら熱的要素は、再生用熱交換器と、第１及び第２熱交換器を含んでいる。二次増倍容積は、振動機械的増倍器として機能して音響位相調整ネットワークを提供し、これは更に、Swift、Backhaus及びGardnerの可撓性ダイヤフラム（図１の７）を介在させたり、バックハウス／スイフト機関で使用される「ジェットポンプ」を導入する必要無しに、ジュデオンストリーミングを抑制するように機能する。

本発明の或る実施形態では、熱音響装置は、ハウジング内に支持され第１及び第２面を有するサーマルコア（thermal core）を備えたハウジングを含んでいる。サーマルコアは、その第１面を画定する第１熱交換器と、その第２面を画定する第２熱交換器を含んでいる。これら２つの熱交換器の間には、再生用熱交換器又は他の多孔質の蓄熱媒体が存在する。主チャンバは、サーマルコアの第１面と流体連通し、二次増倍チャンバはサーマルコアの第２面と流体連通している。ガス状作動流体の作動体積は、或る圧力で、主チャンバ、増倍チャンバ、及びサーマルコアを満たしている。平衡圧は、熱音響装置が非作動モードの状態にあるときのガス状作動流体の作動体積の圧力として定義される。主チャンバは、熱音響装置が作動モードにあるときに、主チャンバの圧力が平衡圧よりも高いピーク圧力と平衡圧よりも低い最小圧力の間で正弦波的に振動するように、振動することのできる第１振動部材を含んでいる。主圧力振幅は、主チャンバのピーク圧力と最小圧力の差の２分の１と定義される。二次増倍チャンバは、熱音響装置が作動モードにあるときに、増倍チャンバの圧力が平衡圧よりも高いピーク圧力と平衡圧よりも低い最小圧力の間で正弦波的に振動するように、振動することのできる第２振動部材を含んでいる。増倍圧力振幅は、増倍チャンバのピーク圧力と最小圧力の差の２分の１と定義される。第１及び第２振動部材は、実質的に同じ周波数で、且つ主チャンバ並びに増倍チャンバの圧力振動が互いに実質的に同位相となるように振動する。増倍圧力振幅は、主圧力振幅よりも大きい。

別の実施形態では、熱音響装置は、第１端と第２端を有するハウジングを含んでいる。低温ヘッド熱交換器は、ハウジングの第１端を画定している。低温ヘッド熱交換器には、内部熱交換面と熱連通している外部熱交換面がある。増倍チャンバは、ハウジング内に配置され、ハウジング内に画定された増倍容積を有している。増倍容積は、増倍容積が増減するように移動可能となっている増倍振動部材を含んでいる。主チャンバは、ハウジング内に配置され、ハウジング内に画定された主容積を有している。主チャンバは、主容積が増減するように移動可能となっている主振動部材を含んでいる。支持部は、ハウジング内に、低温熱交換器の内部熱交換面に隣接して配置されている。支持部には、増倍容積と低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第１通路が、主容積と低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第２通路が画定されている。従って、主容積と増倍容積は第１及び第２通路を介して流体連通している。蓄熱要素は一方の通路内に配置されている。蓄熱要素には第１面と第２面があり、第１面は低温熱交換器の内部熱交換面に隣接している。高温熱交換器は、蓄熱要素の第２面に隣接して配置されている。バージョンによっては、増倍チャンバが主チャンバ内に配置されているものもある。

本発明は、第１熱交換器と第２熱交換器の間に再生用熱交換器又は他の蓄熱媒体を含むサーマルコアを備えている熱音響装置を提供する。主容積は、コンプライアンスのある密閉箱により画定され、一方の熱交換器と流体連通しているのが望ましい。ピストンはコンプライアンスのある密閉箱の一部を構成しており、振動して密閉箱内の容積を変化させる。第２増倍チャンバは、他方の熱交換器と流体連通しており、これも増倍チャンバ内の容積を振動させるための振動部材を有している。ピストンと振動部材は、両チャンバに導入される圧力が概ね同時に且つ互いに概ね同位相で上昇するように、ほぼ互いに同位相に移動する。熱音響スターリング効果を使用して、振動する圧力波は一方の熱交換器から他方の熱交換器へと熱を汲み上げる。代わりに、一方の熱交換器に熱を与え、ピストンを同期発電器又は電気を発生させる何らかの他の手段に取り付けることにより電力を取り出し、又はピストンを他の装置に取り付けることにより往復機械運動の形態でエネルギーを提供するようにしてもよい。

第１の好適な実施形態−概要
図４は、本発明による熱音響装置１１０の１つの好適な実施形態の側断面図を示している。図５は、同じ熱音響装置１１０を示しているが、簡略化のために、一部を破断し、一部要素を図から外している。この装置１１０は、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２で熱を吸収して、その熱を低温で、断熱保温支持体又はプラットフォーム１１８に収納された再生用熱交換器１１４に送り出すことにより、冷却効果を作り出すように設計されている。音波のエネルギーを使用して、この熱を高温になるまで再生用熱交換器１１４の高温端で汲み上げる。この熱に、熱音響学的な熱汲み上げプロセスで堆積した音響エネルギーを加えたものが、高温熱交換器１１６上に堆積される。高温熱交換器１１６上に堆積した熱は、熱交換器１１６を通る高温熱交換移送流体によりシステムから排出される。

熱音響装置１１０の構成要素は、圧力容器１２０に収納されているのが望ましい。圧力容器１２０は、「下」端が基板１２４で閉じられた概ね筒状の壁又はシェル１２２で形成されている。なお、「上」「下」などの記述は、図面の説明を分かりやすくすることだけを目的に使用しているのであり、本発明の実施形態の構成又は配置に限定を加えるものではない。実際、図４及び図５の実施形態は、図示の位置とは逆の位置で作動するのが望ましい。他の方向に向けてもよい。ここに使用している位置記述用語は、図示の方向に言及するものである。壁又はシェル１２２の上端は、プラットフォーム又は支持部１１８と低温ヘッド熱交換器１１２の組み合わせで閉じられるが、これについては、以下の低温ヘッド熱交換器１１２の詳しい説明に関連してより明確になるであろう。

底板１２４にはリニアモーター１２６が取り付けられており、リニアモーター１２６の可動部分は、接続部材１３０（図５には図示せず）で主ピストン又はパワーピストン１２８に接続されている。パワーピストン１２８と支持体１１８の間には、ベローズ１３２が延びている。これは、米国仮特許出願第６０／３７２，００８号及び２００３年４月９日出願の同時係属特許出願「熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱」に開示されているコンプライアンスのある密閉箱の部分を画定しており、上記両特許出願の全内容をここに参考文献として援用する。このコンプライアンスのある密閉箱の更なる説明及び利点は上記両出願に記載されている。パワーピストン１２８が上方に移動すると、コンプライアンスのある密閉箱内の作動流体は圧縮され、ピストン１２８が下方に移動すると、コンプライアンスのある密閉箱の作動流体は減圧される。

本発明によれば、増倍容積１３４は、コンプライアンスのある密閉箱の内側に画定されている。この増倍容積１３４は、上端が支持体１１８に取り付けられ下端が増倍円錐体又はピストン１３８で閉じられた増倍シリンダ１３６で画定されている。可撓性シール１４０が、円錐体又はピストン１３８をシリンダ１３６と相互接続している。増倍円錐体１３８が上下方向に移動すると、増倍容積の容積とその中に入っているガスの圧力が増減する。

図６は、増倍シリンダ１３６が取り付けられている支持体１１８の図である。図７は、高温熱交換器１１６、プラットフォーム１１８、及び低温熱交換器１１２下側のフィン１４２の部分を詳しく示す図である。

コンプライアンスのある密閉箱の内側で且つ増倍容積１３４の外側の作動流体の体積を、主容積１４４と呼ぶ。主容積１４４と増倍容積１３４は、熱的要素を介して流体連通している。即ち、流体経路は、増倍容積１３４から高温熱交換器１１６を通り、更に再生用熱交換器１１４、そして低温熱交換器のフィン１４２を通り、支持体１１８のウインドウ１４６を通るように画定されている。従って、ガスは、主容積１４４から、ウインドウ１４６を通り、フィン１４２でＵターンし、再生用熱交換器１１４に入るように流れることができる。作動時には、増倍ピストン１３８とパワーピストン１２８は、概ね同位相で移動するか、又は互いに同位相に近付く。従って、圧力波は再生用熱交換器１４の両「側」から収束及び発散するので、増倍容積１３４と主容積１４４の間のガスの流れが制限される。
これより、熱音響装置１１０の各種要素について詳しく説明していく。

サーマルコア
熱音響学的熱汲み上げプロセスは、断熱プラットフォーム１１８に支持された再生用熱交換器１１６と、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２と、高温熱交換器１１６から成る熱要素又はサーマルコア内で起きる。再生用熱交換器１１６は、高温面又は下側面１１３と低温面又は上側面１１５を有していると言える。ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２は、本実施形態ではフィン１４２で画定されている内部熱交換面と、外部熱交換面１１１を有している。両熱交換面は互いに熱的に接しており、外部熱交換面１１１から、フィン１４２で画定された内部熱交換面に熱を伝達する。図示のように、高温熱交換器１１６は、再生用熱交換器１１４の高温面１１３に隣接しており、一方、低温ヘッド熱交換器１１２は再生用熱交換器１１４の低温面１１５に隣接している。本実施形態では、高温熱交換器１１６は断熱プラットフォーム１１８に貼り付けられており、このプラットフォーム１１６を介して、高温の熱交換移送流体が、入口管１５０から高温熱交換器１１６に入り、出口管１５２から出て行く（図６）。ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２は、再生用熱交換器１１４の低温面と断熱プラットフォーム１１８の上側面の両方に直接物理的に接している。ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２と断熱プラットフォーム１１８の間には、ＯリングがＯリング溝１５４内に配置され、気密シールを作っている。断熱プラットフォーム１１８を形成するために使用される材料は、必要ならば、圧力容器の一部として機能できるだけの強度を有し、低温のユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２と、通常は高温の筒状圧力容器壁１１２との間に高い熱抵抗の経路を作り出せるだけの低い熱伝導率を有していることが望ましい。

再生用熱交換器１１４及び熱交換器１１２と１１６を含んでいるサーマルコアは、第１面と第２面、又は代わりには低温面と高温面を有していると言える。図示の実施形態では、高温熱交換器１１６は、サーマルコアの高温面を形成し、一方、低温ヘッド熱交換器１１２のフィン１４２は低温面を形成している。増倍容積１３４は、高温熱交換器１１６と流体連通し且つその一部が入っていることから、サーマルコアの高温面と流体連通にあると言える。主容積１４４は、低温ヘッド１１２のフィン１４２で画定される内部熱交換面と流体連通していることから、サーマルコア１４４の低温面と流体連通状態にあると言える。図示のように、支持部１１８は、その中の再生用熱交換器１１４との通路１１９を画定している。この第１通路１１９は、増倍容積１３４と低温ヘッド１１２の低温面１４２の間に流体連通を提供している。ウインドウ１４６と支持部１１８は第２通路を提供し、主容積１４４と低温ヘッド１１２の低温面１４２の間に流体連通を提供している。従って、主容積１４４と増倍容積１３４は、第１及び第２通路１１９と１４６を介して流体連通している。通路の構成によって、作動流体はサーマルコア内を通過する。当業者には自明のように、通路１１９と１４６は、図示以外の方法で構成してもよい。また、サーマルコアは、図示以外のやり方で構成してもよいし、再生用熱交換器と高温熱交換器を別の位置又は第２通路に配置するなど、異なる配置としてもよい。サーマルコアの表面は、必ずしも互いに平行であるか又は平面である必要はない。更に、サーマルコアの各要素は、図示以外のように構成してもよい。スクリーン又は他の流れを真っ直ぐに整える機構をガスがウインドウに入る低温ヘッドの出口に配して、ウインドウを横切って、実質的に均一な速度のフロープロファイルを有する流れができるようにするのも望ましい。このような均一な流れによって、低温ヘッドを出入りする低温のガスと、低温ヘッド及びウインドウ以外の温度の高い部分と熱的に連通しているガスとの、実質的な乱流混合を発生させること無く、音響パワーを流せるようになる。このような混合が相当量起きると、望ましくない熱が低温ヘッドに運ばれることにより、冷却装置の冷却能力が低下する。

高温熱交換移送流体の選択は、高温熱交換器１１６、及び入口マニホールド１５６並びに出口マニホールド１５８の製作に使用される材料によって異なる。典型的な高温熱交換移送流体は、高温熱交換器が銅又は真ちゅうで作られている場合は、水でよい。高温熱交換器がアルミニウムで作られている場合は、グリコールと水の混合液に腐食防止剤を入れたものでもよい。熱交換流体の選択は、従来のコンパクトな熱交換器設計分野の当業者には自明であろう。

作動流体
冷却装置全体は、圧力容器１２０内に収納されるのが望ましく、圧力容器には、正しく設計されていれば、どの様な圧力の場合でもポリトロープ指数γが１より大きいガス状作動流体が入っているのがよい。この様に中に入れられたガスは、熱音響スターリングサイクルの作動流体として機能し [G.W.Swift, Thermoacoustics: a unifying perspective for some engines and refrigerators, (Acoustical Society of America, 2002); ISBN 0-7354-0065-2参照] 望ましい冷却効果を作り出す。１つの好適なガス状作動流体としては、圧力が大気圧（≒１００ｋＰａ）から大気圧の３０倍（≒３．０ＭＰａ）までの範囲のヘリウムガスがある。ヘリウムは、化学的に不活性なので、従って、不燃性、非爆発性で、環境にやさしいことから、特に良い選択肢である。ヘリウムガスは、熱伝達率、熱物理特性も非常に高いので、効率が高くコンパクトな熱交換器の設計が容易になる。

気密圧力容器１２０は、基板１２４、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２、及び筒状圧力容器壁１２２で構成されている。断熱プラットフォーム１１８は、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２と筒状圧力容器壁１２２の間に配置され、気密電気貫通部、又は高温熱交換移送流体の入口管１５０と出口管１５２のような流体貫通部を受け入れることのできる圧力容器の一部として機能する。基板１２４は、圧力容器内のリニアモーター１２６と、圧力容器の外側にあるモーターの正弦波電流源との間の電気接続部を受け入れる気密貫通部１６０も含んでいる。貫通部１６０は、圧力容器内の位置センサー１６２と、圧力容器外側のセンサーの信号調整電子機器との間の電気的接続部も受け入れる。圧力容器の構成要素の間の取り外し不能インターフェースは、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２、断熱プラットフォーム１１８、基板１２４、及び筒状圧力容器壁１２２のＯリング溝１５４に配置されたゴム製のＯリングによってシールされる。
図示のように、圧力容器１２０は、装置１１０の各種構成要素のハウジングとしても機能する。代わりに、圧力容器として機能しないハウジングを設けてもよい。

リニアモーター
ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２から、再生用熱交換器１１４を通り高温熱交換器１１６から排出されるように熱を汲み上げるには、機械的仕事が必要になる。機械的仕事は、適切な周波数と振幅の交流（正弦波）電流を交番（正弦波）力に変換するリニアモーター１２６で提供される。多種多様なリニアモーター機構が商業的に利用可能であり、そのパラメータに基づくモーター型式の選択については、Wakelandが論じており [R.S. Wakeland, "Use of electrodynamic drivers in thermoacoustic refrigerators", J. Acoust. Soc. Am. 107(2), 827-832(2000)参照] 、先の特許 [米国特許第６，３０７，２８７号] に説明されている。この実施形態では、Yarr及びCorey [米国特許第５，３８９，８４４号]、又はFroeschle及びCarreras [米国特許第５，２１６，７２３号] が説明しているモーターのような、可動磁石電気力学的リニアモーターを想定しているが、他の機構（圧電効果など）を使用した他のリニアモーターでも使用可能である。本発明では、「モーター」という用語は、熱音響装置のパワーピストンを振動させることのできるあらゆる機械的装置を指すものとする。

先に論じたように、電気駆動式の使用例では、本発明の各種実施形態においてピストンを振動させるのに、リニアモーターは好ましい選択である。幾つかの理由によって、この選択が推奨される。

第１に、先に示し且つ参考文献にも記載されているように、ベローズの作動周波数は、作動応力に、従ってピストン運動の連続運転の許容範囲に大きな影響を及ぼし、このピストンへの影響は到達可能圧力比に直接影響する。ベローズが所与の容積に対する最高可能軸方向変位を得るよう最適化するためには、固定作動周波数での作動が求められる。回転運動から往復運動への変換はカム又は他の機器で定型的に行われるが、一般的に、回転式モーターでは特定の角回転速度を瞬時に実現することができないので、ベローズは最終的な作動点に到達する際に或る範囲の周波数に曝されることになり、それは全て、ベローズにとって次善最適となる可能性がある。

リニアモーターが好ましいとする第２の特徴は、この例示的な実施形態で考えている種類の熱音響装置の比例制御が、（周波数を変えることなく）ピストンの振幅を変えることにより実現できることである。通常のカム又は偏心駆動では、ピストン振幅を変えることはできない。繰り返すが、回転運動を往復運動に変換することと、一定の回転速度で振幅を変える手段を提供することの両方が可能な機械的機構を作ることは可能であるが、そのような機構が複雑になることは明確である。

更に、電気力学的リニアモーターの効率、変位、及び出力密度は、磁石が振動しコイルが静止している場合には、高出力（＞１００Ｗ）では非常に大きいことが広く認識されている [R.S. Wakeland, J. Acousti. Soc. Am. 107(2), 827-832(2000) 表１、参照] 。可動磁石構造の質量は、従来の電気力学的ラウドスピーカーに使用されている可動コイル（ボイスコイル）の質量よりも大きくできるので、熱音響装置の関心対象周波数でこの大きな磁石可動質量を共振させるには相当な剛性を提供する必要がある。コンプライアンスのあるキャビティ内（及び、図２の第１実施形態に示すように、圧力閉じ込め容器を採用している場合には、ベローズの外側も）に入っているガス状作動流体によって提供される大きなガス剛性は、可動磁石構造の質量、並びに電気音響変換システムの他の部分の可動質量（例えば、ピストン、接続管など）を共振させるのに必要な剛性の全て又は少なくとも相当部分を提供する。

可動磁石リニアモーターの電気対機械変換効率は、モーターからの出力要求が下がると上がることが示されている[R.W.M. Smith, High Efficeincy Two Kilowatt Acoustic Source for a Thermoacoustic Refrigerator, Penn State Applied Research Laboratory Technical Report No. TR 01-001 (２０００年１１月)参照]ので 、可動磁石リニアモーターとの適合性も有用なことと考えられる。この効率の上昇は、従来の回転式モーターに見られるものとは逆である [E.A. Avallone 及び T. Baumeister III, Mark's Standard Handbook for Mechanical Engineers, 10th ed. (McGraw-Hill, 1996), Table 15.1.13 参照] 。可動磁石リニアモーターの効率の上昇は、比例制御様式を使って、モーターから要求される出力を連続的に変えることによって冷却空間の温度を制御する場合には、とりわけ魅力的である。従って、リニアモーターを本発明で使用することは好ましい。しかしながら、回転式モーターのような他の装置も使用できる。

モーター１２６を基板１２４に剛に接続する代わりに、弾性を有するモーターマウントに置き換えて２自由度系とすることもできる。そうすると、モーター１２６を、モーター可動部分とは逆の位相で動かすことができる。このような装置は、熱音響機関又は冷却装置を収納している構造体の他の部分への振動の伝達を低減することができる。

ピストン
パワーピストン１２８と増倍円錐体又はピストン１３８の両方を総称的にピストン又は振動部材と呼ぶ。「振動部材」という用語は、可動膜、すなわち可撓シールではなくクリアランスシールを備えた部材、又は他の設計など、様々な構成部材も指す。何れの実施形態のピストンも、図示の形状と異なっていてもよい。一般的には、剛性を与え、主容積１４４と増倍容積１３４の容積の幾分かを排除するのに役立つので、円錐台形状が望ましい。しかしながら、断面が例えば等脚台形又は半楕円形の他の形状でも使用することができ、剛度と低質量を維持しながら、ピストンに隣接する容積の幾分かを排除することができる。代わりの実施形態として、ピストンは平坦であってもよい。図示の実施形態では、ピストンは概ね円形であるが、そうではなくて他の形状であってもよいし、特に増倍チャンバ又は主チャンバ壁が概ね筒状でない場合にはそうである。

コンプレッサ容積コンプライアンスのある密閉箱
リニアモーター１２６で作り出された力は、剛体接続部材１３０でパワーピストン１２８に伝えられる。パワーピストン１２８は、ベローズ１３２の可動端にしっかりと固定され、パワーピストン１２８とベローズ１３２の移動端との間に気密シールを形成している。ベローズ１３２の固定端は、断熱プラットフォーム１１８に気密式にシールされている。この実施形態では、ベローズ１３２は、接着剤でベローズフランジ１３３に結合され気密シールを生成している。ベローズフランジ１３３は、断熱プラットフォーム１１８に対する気密シールを保証する為に、Ｏリング溝１５４内に納められたＯリングを使用してシールされている。

図４に示す本発明の実施形態は、米国仮特許出願第６０／３７２，００８号、及び２００３念４月９日出願の同時係属特許出願第１０／４０９，８５５号「熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱」の中で詳しく説明している「コンプライアンスのある密閉箱」を使用している。コンプライアンスのある密閉箱は、主に、密閉箱の側壁を形成しているベローズ１３２で画定されている。低温ヘッド熱交換器１１２と支持体又はプラットフォーム１１８は、協働してコンプライアンスのある密閉箱の上端を画定し、一方ピストン１２８はコンプライアンスのある密閉箱の下端を閉鎖している。

ベローズ１３２は、一般的には、一対の端部とその間に延びる可撓体を有する「可撓シール」として定義される。一方の端部はピストン１２８で密閉され、他方の端部は、コンプライアンスのある密閉箱の剛体部分として機能する支持体１１８と低温ヘッド１１２との組み合わせで閉鎖されている。可撓容積は、可撓シール内に含まれる容積として定義される。この容積は、可撓シール即ちベローズ１３２の平均断面積と、可撓シール即ちベローズ１３２の端から端までの長さとの積に等しい。図示のように、可撓容積の幾分かは可撓容積内に配置されるか又はその中に延びる要素で押しのけられている。例えば、ピストン１２８は、円錐台の形状を有し、一部が可撓容積の中に延びている。同様に、増倍シリンダ１３６と増倍円錐１３８は、下向きに可撓容積内に延びている。高温熱交換器１１６及び／又は他の熱円錐要素も可撓容積内に下向きに延びている。

装置１１０の作動容積は、コンプライアンスのある密閉箱に入っているガス状作動流体の体積と定義することもできる。図示の実施形態では、作動容積は、ベローズ又は可撓容積の多くを他の部品が押しのけているので、ベローズ容積よりも小さくなる。作動流体は、ベローズ又は可撓容積から、ベローズ又は可撓容積内に延びる要素で押しのけられた容積を引いて、それにベローズ外側の追加容積を足した容積として定義される。例えば、追加容積は、再生用熱交換器１１４、フィン１４２、通路１４６の内部に設けられる。なお、増倍容積１３４は、装置１１０の作動容積の一部を含んでいるので、当該容積から押しのけられたとは見なされない。また、作動容積は、主容積１４４に増倍容積１３４を足して、これに通路１４６、フィン１４２、及び再生用熱交換器１１４に含まれる追加容積を足したものに等しい。高温熱交換器１１６は、一部は増倍容積１３４内に延びているので、その中の容積は増倍容積の一部と見なしてもよい。代わりに、追加容積の一部と見なしてもよい。

援用している参考文献の記述によれば、コンプライアンスのある密閉箱の設計では、相当大きな容積変化、従って主容積１４４と増倍容積１３４内の相当大きな圧力変動を考慮している。作動容積は、ベローズ容積以下であることが望ましいが、実施形態によっては、作動容積はベローズ容積よりも大きい場合もある。例えば、作動容積はベローズ容積の１倍ないし５倍以下である。別の実施形態では、作動容積はベローズ容積の０．９倍以下、又はベローズ容積の０．８５倍である。援用している参考文献によれば、圧力振幅（ピーク圧力と最小圧力の差の半分と定義される）は平衡圧力の少なくとも５パーセントであるのが望ましい。平衡圧力は、非作動モードにあるときの装置内の圧力と定義される。以下に述べるように、既知の可撓シールでは、変位量が、本発明における適用例での長さの１０パーセント以下に制限されているのが一般的である。作動容積がベローズ容積に概ね等しい場合には、ポリトロープ係数が５／３のガスで、１７パーセント近い圧力振幅が可能である。本発明によると、圧力振幅は少なくとも５パーセントであるのが望ましい。従って、作動容積はベローズ容積の３．４倍もある。援用している２つの参考文献に開示されているような改良型の可撓シールを利用することにより、又は米国仮特許出願第６０／４４５，８６６号に記載の方式を用いて可撓シール設計を最適化することにより、可撓シール変位はその全長の１５パーセント程度にまで上げることが可能になると想定される。これにより、５パーセントという圧力振幅を提供しながら、作動容積をベローズの５．１倍まで大きくできるようになる。上記に鑑みて、本発明は、作動容積がベローズ容積の５倍以下となる装置を提供する。作動容積はベローズ容積の４倍以下であるのがより望ましい。ベローズ容積の３倍又は２倍の容積であれば、更に望ましい。

増倍容積１３４、主容積１４４、作動容積、及びベローズ可撓容積を含めここに説明した各種容積は、装置１１０の作動時には通常は正弦波的に振動する。しかしながら、定義上、上記各容積は、装置が非作動時で平衡状態にあるときの容積である平均又は平衡容積を有すると言うこともできる。例えば、ベローズ容積は、平均断面積と端から端までの長さの積に等しい平衡ベローズ又は可撓容積を有すると言える。作動時には、ベローズ容積は、平衡容積の上下に正弦波的に振動する。容積変動は、ピーク容積と最小容積の間で振動すると言うことができる。増倍容積１３４、主容積１４４、及び作動容積についても同じことが適用される。

装置１１０は、従来の波形側部筒状ベローズ１３２を備えたものとして示している。或る好適な実施形態では、ベローズは渦巻き形側部を備えた薄い金属である。代わりに、一体型動的シール付の筒状ばねを使用してもよい。一体型動的ガスシール付の筒状ばねの設計は、米国仮特許出願第６０／３７１，９６７号、及び２００３年４月９日出願の同時係属米国特許出願第１０／４０９，７６０号「一体型動的ガスシール付筒状ばね」に開示されており、上記両出願の全内容をここに参考文献として援用する。低損失エラストマーでシールされた金属ばね（援用参考文献の開示で提供される一体型ガスシール付筒状ばねなど）の場合、筒状ばねの表面積は従来の成形金属ベローズよりも３倍から４倍小さく、その結果、図９に示す共鳴器面損失も同様に小さくなる。

本発明では、他の種類の可撓シールを利用することもできる。本発明では、可撓シールを、少なくとも部分的には可撓性であり、少なくとも部分的には熱音響装置内の作動流体として使用されるようなガスの通路を遮断（密封）する部材と定義する。他の例は、真空掃除機のホースの様に形成された可撓シールを含んでおり、補強又はばね部材が側壁に螺旋状に巻かれて、ベローズが圧縮された状態では、ばねがねじりによって歪に抵抗するようになっている。他の可撓シールとしては、米国特許第６，４６１，６９５号、同第６，２３７，９２２号、及び同第５，２３６，２０４号他に記載の装置が挙げられる。他のベローズ設計、及び当業者に既知の如何なる等価物もこの定義の範囲に含まれる。本発明では、「可撓」は曲げと捩りの両方を含むものとし、「可撓シール」の定義を、応力が曲げだけのものに限定しない。本発明で使用する可撓シールは、代表的には、概ね筒状であるが、側部が真っ直ぐ又は平行でなく、円錐台などでも、或いはその他の形状であってもよい。通常は、一対の端部を有し、その一方がピストンなどの往復部材で閉鎖され、他方が熱音響装置の残りの或る部分で閉鎖されている。可撓シールは、両端が閉じられた状態では、或る容積を取り囲み、ベローズ容積又は可撓容積を密閉することになる。図４に示すようなベローズの場合、可撓シールは一方の端部がピストンで閉じられた一対の端部を有すると言うことができる。他方の端部は通常は平面内にあって、ベローズ容積又は可撓容積は、ベローズの内側で且つベローズの両端を含む２つの平面の間の容積と定義される。

金属ベローズ、一体型動的ガスシール付き筒状ばね、及び他の可撓シールは、剛性、密度、（ベローズの場合の）畳み込み又は（筒状ばねの場合の）梁が、軸方向に均一に分布するものと仮定するのが普通である。２００３年４月９日出願の米国仮特許出願第６０／４４５，８６６号でも改良型のベローズ設計が記載されているが、ここではベローズ又は筒状ばねは、剛性及び／又は密度が、最大の固定端から最低の可動端へと単調に変化するものとして製作されている。その結果できるベローズ又は筒状ばねは、より低い応力で作動し、剛性及び／密度が一定のベローズに比較してより大きいピストン運動を許容するので、結果的に耐疲労性が高くなり、ベローズの材料費又は制作費を低くすることが可能となるか、或いは本発明による装置において高い出力容量と圧力比を備えた設計を可能にするかの何れかが実現できる。

ベローズ設計についての更なる説明は、上記出願、及び２００３年４月９日出願の同時係属米国特許出願「熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱」に記載されている。

振動機械的増倍部
熱音響スターリングサイクルの実行には、再生用熱交換器１１４内の作動流体振動の体積速度が、再生用熱交換器内に入っている作動流体の圧力振動と実質的に同位相であることが求められる。この実施形態では、振動機械的増倍部は、この正しい位相関係を保証する。図４から図６の振動機械的増倍部は、増倍シリンダ１３６に入っている増倍容積１３４で構成される。増倍シリンダ１３６の一方の端部は、断熱プラットフォーム１１８に対してシールされ、高温熱交換器１１６が中に入っている。増倍シリンダ１３６の他方の端部は剛体ピストン又は円錐体１３８でシールされている。増倍ピストン１３８には調整質量要素１３９が取り付けられ、増倍ピストン１３８は、可撓性の縁部サスペンション兼シール１４０で増倍シリンダ１３６にシールされている。振動機械的増倍部は、再生用熱交換器１４内の作動流体圧と再生用熱交換器を通る作動流体体積速度との間の必要な位相関係を確立する。

当業者には自明のように、増倍シリンダ１３６は筒状以外の形状でもよい。それは、より総称的には、増倍容積を増減するように作動可能な振動部材を含め増倍チャンバと呼ばれる。本事例では、振動部材はピストン又は円錐体１３８である。振動部材又はピストン１３８も、円形でなくてもよく、特に増倍部１３６が筒状でない場合にはそうである。

再生用熱交換器の、温度勾配に逆らって熱を汲み上げ、それによって有用な冷却出力を作り出す能力は、再生用熱交換器を通る圧力とガス速度の正しい位相調整に左右される。この例示的な実施形態は、再生用熱交換器１１４の高温端に、再生用熱交換器の低温端の振動圧よりも僅かに大きく且つこれと基本的に同位相の振動圧力を生成することにより、求められる位相調整を行う。再生用熱交換器の高温端と低温端の圧力差Δｐ_l＝ｐ_l ^hot−ｐ_l ^coldは、再生用熱交換器１１４を通る平均体積流速度（質量流量）＜Ｕ_l＞が、スターリングサイクルの実行に求められるように、圧力差に比例し、圧力と概ね同位相となるようにする [P.H. Ceperley, "A pistonless Stirling engine - The traveling wave heat engine," J. Acoust. Soc. Am. 66, 1508-1513(1979)参照] 。再生用熱交換器の有効流体抵抗Ｒ_regは、再生用熱交換器に掛かる圧力差Δｐ₁と同位相である体積流量＜Ｕ_l＞の部分の間の比例定数を定める。

Swift（図１参照）やde Blok（図２）により提示されたものなど早期の設計では、ガスが満たされたバイパス要素が、圧力と流れ速度の間の位相関係を調整する、ヘルムホルツ共鳴器のネック部を形成している。ヘルムホルツ共鳴器では、閉じ込められたガスが剛性を作り出し、ヘルムホルツ共鳴器の「ネック」に当たる管内部を移動するガスが慣性を提供している。ヘルムホルツ共鳴器において慣性要素として使用される可動ガスは、粘性振動境界層の線形損失と非線形流体力学損失（マイナーロス及び乱流）の両方を生成し、性能が低下しないように抑制せねばならない定常ガス流れが流れる経路を提供する。振動機械的増倍部は、調整質量１３９付の増倍ピストン又は円錐体１３８を使用して、増倍容積１３４に入っているガス状作動流体の剛性と相互作用させることにより、上記有害な影響（流体力学的損失及びストリーミング）を取り除き、１自由度の単純な調和振動装置を作り出す。

振動機械的増倍部は、再生用熱交換器の高温端に圧力振幅を生成する。増倍部は、共振周波数ｆ_Aよりもかなり低い周波数ｆで作動する単純な調和振動装置である。

調整質量１３９付のピストン又は円錐体１３８（例えば、円錐台の先端に質量を付けたラウドスピーカー円錐体）は、可撓性縁部サスペンション兼シール１４０で増倍シリンダ１３６にシールされている。可撓性縁部サスペンション兼シール１４０は、ラウドスピーカー環境と同様のエラストマー構造（代表的にはSantoprene^TM製）であってもよいし、低損失ばね鋼（例えば、１７−７析出硬化ステンレス鋼）で製作された薄い金属構造から作ってもよいし、或いはその他の疲労寿命が非常に長い可撓性シールであってもよい。調整質量１３９付きのピストン１３８と可撓性縁部サスペンション兼シール１４０は、一体となって、必要な質量ｍ_diskを有する有効突出面積Ａ_diskを備えた剛体ピストンアッセンブリを作り出す。剛体ピストンアッセンブリの慣性は、増倍容積１３４Ｖ_multで与えられた剛性と共振する。

一定圧力での比熱対一定容積での比熱の比（ポリトロープ係数）γを有する平均圧力ｐ_mのガス状作動流体が、増倍容積Ｖ_mult内に入っている。

振動機械的増倍体により与えられた利得係数ｐ₁ ^hot／ｐ₁ ^coldは、モーター１２６の駆動周波数ｆ対増倍共振周波数ｆ_A≠ｆの比で決まる。

この関係式は有用な近似であるが、再生用熱交換器１１４を通って増倍容積１３４に出入りする平行振動ガス流れを無視している。

代替例の節で説明したように、ピストンと増倍部質量が剛体又は弾性要素と連結されている代わりの設計では、数式（４）は、主容積と増倍容積の圧力比の計算に適当ではない。この場合、圧力比の計算は、非作動状態に関して、チャンバに課せられるる容積変化に基づいて直接行われる。
本発明の実施形態の中には、増倍容積の圧力振幅が主容積の圧力振幅よりも約６パーセント高いものもある。圧力差はこれより高くても低くても使用できる。圧力差は２％より高いのが望ましいが、実施例の中には１パーセント以上の圧力差であれば有効に機能するものもある。

再生用熱交換器
再生用熱交換器１１４を形成する材料は、単位体積当たりの熱容量が高く多くの孔を保有する多孔質固体でなければならない。再生用熱交換器の高温端から低温端まで、音響出力流れの方向に沿って真っ直ぐな視線方向経路を提供する平行な孔配列が最良の性能を生成するはずではあるが、積み重ねた金網ステンレス鋼スクリーン、又は金属フェルト又は多孔質焼結金属のプラグから形成された多孔質媒体は、直線配列の孔に代わる相応しく且つ費用効率のよい代替物となる。本発明では、「多孔質」を、作動ガス状流体が材料を通過できるようにしているものと定義する。典型的な孔の特性寸法は、水力半径ｒ_hと定義される。これは、孔の断面積Ａ対孔の周辺長Πの比、或いは再生用熱交換器の体積対ガス接触面の比で定められる。再生用熱交換器は一般的に特性孔寸法を有しており、代表的な孔を特徴付ける水力半径は、熱浸透深度の厚さよりも小さい。

再生用熱交換器は２つの幾分対立する特性を有していなければならない。第１に、再生用熱交換器には振動ガスの温度を再生用熱交換器温度に繋ぎ止めるのに十分な熱容量がなくてはならない。再生用熱交換器材料の微小な熱境界層δ_κ内のガスだけが、再生用熱交換器温度近くに保つことができる。ガスの熱浸透深度δ_κは、ガスＫの熱伝導率κ、一定圧での比熱ｃ_p、及びガス質量密度ρによって決まる。

設計者は、ガスの全てが熱境界層内にうまく納まるように、再生用熱交換器空間内に十分な材料を入れなければならない。水力半径ｒ_hは、再生用熱交換器孔の物理的寸法を特徴付ける。有効断面積Ａ、有効周辺長Πの孔では、水力半径は当該面積対当該周辺長の比で与えられ、即ちｒ_h＝Ａ／Πである。再生用熱交換器１１４は、孔の水力半径が作動流体の熱浸透よりも実質的に小さい、ｒ_h＜δ_κであることが求められる。

しかしながら、このように多くの材料を高振幅音響波に導入すると、再生用熱交換器材料に沿って擦れるガスの摩擦によって相当な粘性損失が発生する。粘性境界層の厚さδ_Vは、プラントル数σの平方根で熱境界層の厚さδ_κに関係付けられ、即ちδ_κ／δ_V＝√σとなる。純粋なガスσ≒２／３の場合には、粘性及び熱効果は、両方の効果に実際に等しい距離に亘って生じる。熱伝導率が非ゼロの再生用熱交換器材料では、熱が高温端から低温端に流れるのを許容するので、再生用熱交換器の性能も低下する。

この例示的な実施形態では、低い粘性流れ抵抗、高い再生用熱交換器熱容量、及び低い軸方向熱伝導率の間の良好な三者間の妥協点は、積層状のステンレス鋼スクリーンを使用することで見い出された。ステンレス鋼は、熱伝導率が高くはなく、軸方向の伝導率は金網スクリーンの層と層の間の熱接触抵抗が大きいために更に小さくなる。しかしながら、ステンレス鋼の再生用熱交換器材料は、加圧ヘリウムガスで飽和されても十分な熱容量があるので、ガスを局所的な再生用熱交換器温度に誘導するのに大いに役立つ。流れ抵抗はスクリーン床が特に低いというわけではないが、直ぐに手に入ることと優れた熱特性によって、積層スクリーン再生用熱交換器がこの例示的な実施形態にとって好都合なものになっている。更に、積層スクリーン再生用熱交換器を使った実験的相関付けと経験がある。他の再生用熱交換器材料によって性能が更に改善されるかもしれないが、この実施形態では、ステンレス鋼金網スクリーンの積層を想定している。

高温熱交換器
再生用熱交換器の低温端から再生用熱交換器の高温端に汲み上げられた熱は、当該熱を汲み上げるのに必要な再生用熱交換器が吸収した音響出力と共に、高温熱交換器に堆積されシステムから排出される。この好適な実施形態では、高温熱交換器１１６は、（Thermalex, Inc., Montgomery, AL 36109から）市販されている複数の平行で平らなアルミニウム管１６４（図７を見ると最も分かりやすい）で構成されており、このアルミニウム管１６４は管内に多数の平行な流体流路を含むよう押し出し成形されている。平行で平らなアルミニウム管１６４は、エポキシなどの接着結合剤を使って、又は自動車産業でラジエータのメーカーが普通に使っているような炉内ろう付けにより、入口マニホールド１５６と出口マニホールド１５８に漏れない様に接合される。接着結合技法を使用すれば、多数の管１６４を入口マニホールド１５６と出口マニホールド１５８に接合させた後で、別個のマニホールド蓋１５９を取り付けることができる。炉内ろう付けを使用する場合、蓋１５９は入口マニホールド１５６の一体部分とすることができる。数個の平らなアルミニウム管１６４と、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２の幾つかのガス側フィン１４２とを示している高温熱交換器１１６の部分の３次元レンダリングを図７に示している。

高温熱交換器１１６は、優れた熱特性を有し、大量生産で簡単に製作できる。自動車ラジエータでの用例では普通は管と管の間に配置されることになるフィン材料が不要となる点を除き、自動車のラジエータの大量生産で現在利用可能な技術と同じ技術を使用することができる。間隔の狭い、個別の平らな押し出し成形された、内部に多数の平行な流体流路を備えたアルミニウム管１６４が、低価格で市販されている。様々な幅、長さ、厚さが準備されているので、広範囲な設計パラメータ、作動温度範囲、及び所望の有効な熱汲み上げ能力に対して、高温側排熱除去の最適化が可能になる。

ユニット化された低温熱交換器
低温側熱交換器１１２は、圧力容器境界の外側のソースから抽出された有用な熱負荷を、再生用熱交換器１１４の低温側に送出する役目を担っている。冷却器のサーマルコアの温かい部分（再生用熱交換器１１４高温端及び高温側熱交換器１１６）を振動機械的増倍容積１３４内に配置すると、振動して再生用熱交換器１１４の低温端を出入りする低温ガス状作動流体に接して配置される低温側熱交換器の設計にとって、完全な自由が与えられることになる。この方式で可能になる設計上の柔軟性によって、圧力容器内に収納されている再生用熱交換器１１４の低温端に発生する冷却力と、通常は圧力容器の外側に置かれる冷却装置により冷却される熱負荷との間に、低い熱抵抗経路を設けることができるようになる。ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２を使用して低温側熱交換器を提供するこの方式では、再生用熱交換器の低温側にアクセスするために筒状圧力容器壁１２２を通して流体を流す必要性が無くなる。この方式によって、更に、アイスクリームキャビネット、ボトルクーラー、飲料自動販売機、又はその他の適した熱負荷内の空気に連結するために、或いは熱音響冷却に対する本方式を利用していない従前の設計 [G.M. Chrysler and D.T. Vader, "Electronic package with improved thermal management by thermoacoustic heat pumping," 米国特許第５，３０３，５５５号参照] の目標であった電子「チップ」に直接連結するために、恐らくは二次流体無しで冷却出力を直接利用できるようになる。

ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２は、圧力容器境界兼低温側熱交換器として機能する。更に、図４に示す実施形態では、低温ヘッド熱交換器１１２は、装置１１０のハウジングの一方の端部を画定している。従って、低温ヘッド１１２から直接に冷却を利用するやり方において設けるものは何も無い。本質的に、ユニット化された低温ヘッド熱交換器は、熱音響装置の熱的要素の一部としての熱交換器としても機能するし、また冷却出力を遠隔の冷却負荷に提供するために使用されることになる外部熱交換器の機能も提供する。低温ヘッド熱交換器１１２は単一片の金属で製作して内部面と外部面の間で熱連通できるようにし、更にそれが圧力容器境界の一部として働けるようにするのが望ましい。

この設計は、再生用熱交換器１１４の低温端で冷却されたガス状作動流体への熱的アクセスと、冷却装置の冷却出力を二次的熱伝達面に送出するのに使用できる大気圧での効率的な熱伝達面を可能にしている。この二次的熱伝達面は、熱パイプ又は熱サイホンの凝縮面を提供するのにも使用できる。図５に示すように、二次的熱伝達面は、低温側二次的熱移送流体（エタノールなど）との接触用の、流体側フィン付き部分１６６でもよい。低温ヘッドの下側又は内側面は、図７に示すように、再生用熱交換器１１４の低温側のガス状ヘリウム作動流体に接するガス側フィン付き部１４２である。この様に、低温ヘッドは、強制又は自由対流の何れかで周囲の空気を直接冷却し、又は、ユニット化された低温ヘッド熱交換器１１２に直接取り付けられた冷却対象の熱源（例えば、コンピュータチップ）を有していてもよい。図示の実施形態では、二次的熱伝達面は、外部カバー１６８に隣接して配置されたフィン付き部１６６である。カバー１６８は、カバー１６８の下側とフィン付き部１６６の間に閉じ込められたエタノールなどの低温側二次的熱伝達流体で、低温ヘッド１１２に対してシールされている。従って、熱はカバー１６８から低温ヘッド１１２まで吸い上げられる。代わりに、低温ヘッド１１２は、冷却対象の外部面に直接接するフィン付き外面を有していてもよい。更に別の実施形態では、従来の熱交換器に、流体の入口と出口を設けて、熱を遠隔配置の熱源から取り除くようにしている。

直交フィン付き熱交換器対
ユニット化された低温ヘッド熱交換器のガス側のフィンの方向と、高温熱交換器に使用される平らな管の方向は、直交するように選択されるのが望ましい。この方向配置は、再生用熱交換器内のストリーミング循環の形成を抑制するのに役立つ。更に、ユニット化された低温ヘッド熱交換器のガス側のフィンの方向は、圧力容器の境界としても機能するユニット化された低温ヘッドに付加的な強度と剛性を与えるため、ユニット化された低温ヘッド熱交換器の流体側フィンの方向に直交するように選択するのが望ましい。本発明のこの態様は、高温及び低温熱交換器の両方が流体で満たされた管を有するか又は両方がフィンであるような他の用例にも拡張することができる。総称的に、フィン又は管は熱伝達要素と呼ばれる。従って、本発明のこの態様は、より広義に、第１面に置かれた複数の概ね平行な熱伝達要素を有する第１熱交換器と、第２面の第２の複数の概ね平行な熱伝達要素を有する第２熱交換器と言うことができる。２つの面は互いに概ね平行であり、第１の複数の熱伝達要素は第１方向に整列し、一方、第２の複数の熱伝達要素は第２方向に整列し、この２つの方向は異なっている。２つの方向は互いに直交しているのが望ましい。

制御システム
当業者には自明のように、ある種の制御システムでは、通常、装置１１０を最適に作動させるようリニアモーター１２６を制御する必要がある。モーターは、システムを共振点で駆動しているときに最も効率的に電力を機械的エネルギーに変換するので、駆動周波数を調整してシステムを機械的共振又はその近くに維持する或る種の機構が望まれる。環境条件又は冷却負荷の変化に伴って、圧力容器内に封入されたヘリウムなどの作動ガスの温度が変化すると、ガス剛性が変化して、システムの共振周波数が変化する。

先行技術を組み入れている殆どの熱音響冷却装置は、一方の自由度がモーター質量で、他方の自由度がガス慣性の、強く結合した２自由度システムである。従って、これらシステムには２つのモード又は共振周波数がある。他方で、上記システムは、１自由度システム（機械用語では、ばねを介して地面に取り付けられた被駆動質量）としてもモデル化できる。振動機械増倍部が別の自由度として機能するのは事実であるが、それは、支配的なパワーピストン質量及びベローズガスばねには、むしろ弱く結合されている。

２自由度の従来のシステムでは、固有周波数を相互にできる限り近づける（いわゆる「同時共振」）のが望ましいことが多い。最も効率的な作動周波数は、これら共振周波数の概略平均である。この作動周波数は、ドライバ端子に見られる反応インピーダンスの量を最小化する [R.S. Wakeland, "Use of electrodynamic drivers in thermoacoustic refrigerators," J. Acoust. Soc. Am. 107(2), 827-832(2000)参照] 。負荷の反応部を最小化するという意味での最適周波数が存在するだけでなく、共鳴器がドライバに提示する最適な実機械的負荷もある。この実負荷は、周波数の強い関数でもあり、従って、これまでの熱音響機械の周波数追跡では、モーターに与えられる反応負荷を最小化しながら最良の機械的負荷整合を提供することにより、効率を最大化する最適周波数を見出さねばならない。これは、センサーを使用せずに実現するのは困難である。

本システムは、機械的負荷の実部が周波数の強力な関数ではなく、システムは１自由度しか持っていないように挙動するので、ずっと単純である。この単純さによって、設計者は、最適実機械負荷のトレードオフを見い出すことを無視でき、代わりにパワーピストンのインピーダンスの反応部を最小化するように周波数を制御しさえすればよくなる。

完全な解としては、正確な機械負荷を反作用インピーダンス最小化とトレードする周波数を見つけることが依然として求められるが、実負荷最適化部を無視するからといって、上記設計の効率が大幅に犠牲になることはない。従って、費用効率の良い制御回路は、モーター端子の電気負荷の抵抗部を無視する、位相感受性のあるホイートストンブリッジ回路を組み込んでもよい。図８には、本システムの等価回路を示しており、これは冷却装置の電気的、機械的、及び音響的部分を概略的に表示している。

概略図では、左にモーターの電気抵抗（Ｒ_e）とインダクタンス（Ｌｅ）を、中央にモーターの機械的質量（Ｍｍ）、コンプライアンス（Ｃｍ）、及び機械的抵抗（Ｒｍ）を、そして右にベローズ内に封入されたガスのコンプライアンス（Ｃ_A）とサーマルコア内のガスの流体熱力学的損失（Ｒ_A）を示している。本システムに対する合計インピーダンスは、

となり、ここに、Ｚ_Aは、音響インピーダンスに変換された回路の音響部を表す。

Ｚ_eの実部（周波数の強力な関数ではない）の周波数依存性を考慮しない場合、本設計の最適作動周波数は、Ｚ_eの虚数部分がωＬ_e即ちモーター巻き線の誘導リアクタンスに等しいときに生じる。これは、システムの機械的音響的部分のインピーダンスを全て実部とし、従って、Ｚ_eの直角分の大きさがωＬ_eに等しくなる。

Ｌ_eはモーターの測定可能なパラメータなので、モーター端子の電気インピーダンスの直角分の大きさを測定して、既知の周波数の信号を積ωＬ_eの既知値と比較し、ωを目標値に一致するように調整する計算方法を思いつくことは簡単である。アナログ電子機器を使う或る方法は、モーター巻き線の誘導をブリッジの一方の脚とし、固定インダクタを他方の脚として用いた位相感受性ホイートストンブリッジ回路を製作することである。ブリッジが平衡を失ったときに生成されるエラー信号は、積分され、モーターの駆動周波数を決める電圧制御発振器にフィードバックされる。

大型の装置、又は最高の効率が追加的複雑性を正当化する異なる設計において、或いは最適設計作動点から離れて作動を制御する場合は、２００３年１１月１２日出願で係属中の米国仮特許出願第６０／４２６，０４８号「同調駆動される直線往復動電動機械の無センサー制御」に記載の方法を使用して最適作動周波数を選択することができ、同出願の全内容をここに参考文献として援用する。

振動機械的増倍出力流
先に論じたように、ヘルムホルツ共鳴器では、封入されたガスが共鳴器の剛性を作り出し、ヘルムホルツ共鳴器の「ネック部」である管内を移動するガスが慣性を提供する。慣性要素として機能する可動ガスは、非線形損失を発生させ、定常ガス流れ用のストリーミング経路を提供する。本発明の振動機械的増倍部は、増倍容積１３４内に入っているガスと相互作用する調整質量１３９付の剛体ディスク又はピストン１３８を使うことにより、上記両影響（非線形損失とストリーミング）を排除する。この位相調整ネットワークの低損失性能は、図９の電力の流れ図から明らかである。

図９は、例示的な実施形態の１つの実施例を示す電力の流れ図である。図に示す電力は、ＤＥＬＴＡＥコンピュータモデルを基にした。ここでは、調整質量１３９付の剛体ディスク１３８とその可撓性縁部サスペンション兼シール１４０から構成された「円錐体」、及び増倍容積１４０を画定している増倍シリンダ１３６から構成された「コンプライアンス」と表示している振動機械的増倍要素の損失は、入力電力の極僅か（３．６％）にしかならない。

振動機械的増倍部は、更に、調整質量を使用することにより増倍部の正確な調整を簡素化する。その中には、更に、増倍容積１３４内の高温熱交換器１１６を取り巻き、それを、ベローズ１３６に対して内側で且つ増倍シリンダ１３６及び剛体ピストンアッセンブリ１３８に対して外側のより低温のガス状作動流体から熱的に遮断している暖かいガス状作動流体が入っている。

例示的寸法
当業者には自明のように、本発明による装置は、様々な寸法と構造で作ることができる。図４の装置の１つの実施形態の場合の例示的寸法について、以下説明する。この例示的実施形態では、圧力容器１２０は、上面から底面までの高さが約１３²/₁インチで、外径が約９インチである。圧力容器１２２は、概ね筒状であり、内径が約８²/₁インチである。可撓シール１３２は、外径が７インチ、内径が６インチで、平衡長が７インチの金属ベローズである。従って、これは約２００ｉｎ³の可撓容積を形成する。ピストン１２８は概ね円形で、直径７インチである。図示のように、ピストンは円錐台形状であり、無視できる程度の肉厚の平らなピストンに比較して、約３０ｉｎ³の容積を押しのける。増倍シリンダ１３６は、高さが約４インチで内径が約４³/₄インチの概ね筒状をしている。高温熱交換器１１６は、幾分下向きにシリンダ３６内に延びており、平行嵌合流体式熱交換器である。増倍円錐体１３８は、直径が約４²/₁インチであり、断面形状が概ね円形である。支持部１１８は、厚さが約１¹/₄インチであるが、一方、低温ヘッド１１２は厚さが約１²/₁インチである。フィン１４２は、高さが約²/₁インチであって、約０．０３インチの間隔が空けられ、肉厚は０．０５インチとなっている。低温ヘッド１１２は、アルミニウム又は熱伝導率が高い他の材料から機械加工されるのが望ましい。合計で約４５枚のフィンが設けられている。二次的熱伝達面のフィンは、高さが約²/₁インチ、幅が０．０５インチで、０．０３インチの間隔で設けられている。合計５０枚のフィンが設けられている。装置１１０の作動容積には、圧力約１０気圧（１５０ｐｓｉａ）のヘリウムガスが充填されている。モーター１２６は、約１００Ｈｚの周波数でピストン１２８を振動させる。作動時、増倍容積１３４内の圧力振幅は、主要積１４４の圧力振幅よりも６パーセント高い。再生用熱交換器１１４は、水力直径ｒ_h≒４０マイクロメートルのステンレス鋼金網２００枚以上を積み重ねたものであり、全体厚さは支持体１１８（１１／４インチ）に等しく、断面積は１２ｉｎ²である。

代替実施形態
これまでに論じてきた本発明の好適な実施形態の各種態様は、他の熱音響装置に組み込むこともできる。図１０は、熱音響冷却装置の代わりの実施形態１８０を示している。装置１８０は、中央のリニアモーター１８２が一対のパワーピストン１８４ａと１８４ｂを駆動する対称型ダブル装置である。この設計は、より多くの冷却出力を提供する場合に使用してもよいし、装置１８０の一方の端部の熱交換器を使って他方の端部からの排気熱交換器を冷却する場合のカスケード式設計として使用してもよい。そうではなく、両端部を異なる冷却温度に合わせて最適化して、従来の家庭用又は商用冷蔵庫／冷凍庫の冷凍室区画を一方の端部で冷却し、新鮮な果物の区画を他方の端部で冷却するようにしてもよい。図示の実施形態では、低温ヘッド熱交換器１８６ａ及び１８６ｂは、露出した冷却フィン１８８ａと１８８ｂを有し、フィン１８８ａと１８８ｂに曝された空気を直接冷却するようにしている。それ以外、装置１８０の内部要素は、これまでに説明してきた実施形態の構成要素と実質的に同じである。

図１１は、熱音響装置の別の代わりの実施形態１９０を示している。この装置も、対称型ダブル様式であるが、低温ヘッド１９２ａと１９２ｂが装置１９０の中心で結合されるように、両半分は裏返しになっている。図１０の装置１８０とは異なり、装置１９０は一対のモーター１９４ａと１９４ｂを使用している。装置１９０は、より多くの冷却力を出力し、ある程度の振動打消し効果を作り出すことができる。また、１９２ａと１９２ｂの組み合わせで形成される、低温ヘッド熱交換器に働く静的及び動的圧力もここで平衡化されるので、低温ヘッド熱交換器に対する多くの構造上の要件が緩和され、その熱伝達機能の更なる最適化を図ることができる。

可逆性
ここに開示した設計の全ては、機能的に可逆的である。ユニット化された低温ヘッド熱交換器に高温の熱を加えると、音響出力が生成され、パワーピストンを振動させることになる。パワーピストンの運動を剛体軸で「リニアモーター」に結合すると、電気を発電する「リニア同期発電機」として機能することになる。また、ここに記載した熱音響装置は、概ね冷却装置として説明してきたが、冷却出力を提供するのではなくて、熱を提供するように機能させることもできる。本装置は、冷却出力を提供するか熱を提供するかに関わらず、総称的にヒートポンプと呼ばれる。

熱駆動式実施形態
以上説明した本発明の実施形態では、装置の駆動力を提供するのにこれまでは電気モーターを使用してきた。代わりに、１つの装置で生成された音響エネルギーを第２の装置で利用することもできる。図１２は、熱入力と低温出力端部を有する装置２００を示している。図１２の実施形態では、熱は熱交換器２０２に加えられ、熱交換器２０４から排出される。これにより振動的音響波が発生し、それがピストン２０６を動かす。次いで、ピストン２０６を使って装置２００の右端を駆動する。次に、熱が熱交換器２０８から排出されると、冷却負荷を熱交換器２１０に掛けることができる。熱交換器２０２、２０４、２０８、及び２１０は、図示のものとは異なる構成でもよい。例えば、熱交換器２０２及び／又は２１０は、これまでの実施形態に関して論じてきた「低温ヘッド」設計ではなく、伝統的な熱交換器として構成してもよい。ピストン２０６は、振動的線形運動ができる何らかの様式で支持するのが望ましい。

図１０に戻るが、熱音響装置１８０は、熱駆動装置としても使用できる。この例では、熱は熱交換器１８８Ｂに加えられ、熱交換器１８９Ｂから排出される。それは、次いで、ピストン１８４Ｂを駆動する振動音波を発生させる。ピストン１８４Ｂは共通軸でピストン１８４Ａに接続されているので、装置の右半分は左半分によって駆動される。モーター１８２を同期発電機として使用して、余分なパワーを抽出することもできる。代わりに、モーターを使用して、熱駆動端からのパワーを補充し、或いは、熱入力がない場合には右端に必要なパワーの全てを提供することもできる。

ベローズを用いない設計
これまで説明してきた熱音響装置は、全て、米国特許出願第６０／３７２，００８号、並びに同時係属特許出願第１０／４０９，８５５号「熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱」に記載のコンプライアンスのある密閉箱を利用している。しかしながら、本発明はコンプライアンスのある密閉箱の使用に限定されない。代わりに、クリアランスシール方式を採用してもよい。図１３は、熱音響装置２２０を示している。本装置２２０は、一方の端部にリニアモーター２２４を取り付けた圧力容器２２２を有している。モーターは、圧力容器２２２の側壁の内径に密接嵌合されたピストン２２６と相互接続されている。ピストン２２６の側部と圧力容器２２２の壁の間には半径方向シール２２８が設けられている。当業者には既知のように、半径方向シールには、クリアランスシール、動的Ｏリングなどの方式がある。主容積２３０は、圧力容器２２２の壁の内側でピストン２２６の上方に画定される。増倍容積２３２は、増倍チャンバ２３４の内側で増倍部材又はピストン２３６の上方に画定される。増倍ピストン２３６は、可撓性縁部シールを使って増倍チャンバ２３４の残り部分に対してシールされた状態で示されているが、これには、クリアランスシール、動的リングなどの方式の半径方向シールも使用できる。代わりに、増倍チャンバ２３４は、図１４に示すような、その側壁の一部又は全てを形成する可撓シールを有していてもよい。当業者には自明のように、熱音響装置の設計者は、ここに記載の各種実施形態の何れにおいても、主チャンバと増倍チャンバの容積と圧力を振動させることに対して、可撓シール、縁部シール、半径方向シール、及び他の方式を「うまく組み合わせる」ことを選択することができる。装置２２０は、熱交換器及び冷却装置設計に関連する図４の実施形態と同様の様式で作動する。

相互接続型主ピストン及び増倍ピストン
これまでに論じたように、図４の装置１１０のパワーピストン１２８と増倍円錐体又はピストン１３８は、互いに実質的に同位相で運動するのが望ましい。或る別の実施形態では、主パワーピストン１２８と増倍ピストン１３８を相互接続して、強制的に両者が同位相で運動し同一の変位量となるようにしている。これは、２つのピストン１２８と１３８を相互接続する剛体部材を設けることにより実現される。或いは、コンプライアンスのある部材でピストン１２８と１３８を相互接続してもよい。このコンプライアンスのある部材は、プラスチック又はゴムなどの可撓性を有する部材でもよいし、或いはプラスチックや金属などの材料で作ったばねでもよい。

図１４は、ピストン間の相互接続に対する代わりの方式を提示している。図１４は、内部にパワーピストン２５４を備えた圧力容器２５２を有する熱音響装置２５０を示している。リニアモーター２５６は、パワーピストン２５４に取り付けられ、ピストン２５４を振動させるように作動することができる。外側ベローズ２５８は、パワーピストン２５４から支持部２６０まで延びている。内側ベローズ２６２は、外側ベローズ２５８の内側に、それと同軸に配置されている。内側ベローズ２６２は、その下端がパワーピストン２５４に対してシールされ、その上端が支持部２６０に対してシールされ、高温熱交換器２６４を囲い込んでいる。当業者には明らかなように、図４の実施形態は、小型増倍容積２６６が、サーマルコアに対して、主容積２６８の圧力波と同位相でそれより僅かに大きい圧力波を提供する点で、図４の実施形態と同じように機能する。定義上、増倍容積２６６は、内側ベローズ２６２と、振動部材とも呼ばれるパワーピストン２５４の一部とで密閉されている。主容積２６８は、外側ベローズ２５８と内側ベローズ２６２、及びパワーピストン２５４の間に密閉されていると言える。繰り返すが、パワーピストンのこの部分は振動部材と捉えることができる。この事例では、２つの振動部材が互いに一体に形成されていると考えることができる。

相互接続された主及び増倍ピストンを使えば、増倍容積の圧力振幅が主容積の圧力振幅よりも小さくなるように装置を作ることができる。このような実施形態では、圧力振幅の差が同じ様であるのが好ましく、２つのチャンバの圧力は実質的に同位相である。このような装置の再生用熱交換器を流れるガス流れの方向は、増倍チャンバの圧力振幅の方が高い実施形態とは逆である。つまり、この型式の実施形態の場合、高温と低温の熱交換器の位置が逆転しているので、低温熱交換器が増倍容積の境界を画定する面を有し、高温熱交換器が、主チャンバ容積の境界を画定している。

非折りたたみ式実施形態
図１５は、増倍容積２８２がピストン２８４と支持部２８６の間に配置されていない熱音響装置２８０を示している。代わりに、増倍容積２８２は、支持部２８６の反対側にある。図示のように、装置２８０は下端にリニアモーター２９０が配置された圧力容器２８８を有している。リニアモーターは、クリアランスシール２９２をピストン２８４の周辺に配したクリアランスシール設計であるパワーピストン２８４を振動させる。代わりに、コンプライアンスのある密閉箱の設計を使用して、ピストン２８４と支持部２８６の間にベローズが延びるようにしてもよい。装置２８０の上半分と下半分の間で流体連通ができるように、支持部２８６内に通路が画定されている。増倍容積２８２は、上端が増倍ピストン２９８で閉じられた増倍シリンダ２９６の内側に入っている。参照番号３００の高温熱交換器は、増倍容積２８２に隣接し且つその中に収納されている。図示のように、高温熱交換器は支持部２８６の上側にあってもよい。低温熱交換器３０２は、支持部２８６の下側に配置され、その間に再生用熱交換器３０４が配置されている。これまで論じてきた設計とは異なり、低温熱交換器３０２は、圧力容器２８８に対して部分的に外側になるようには配置されていない。従って、低温熱交換器３０２は、設計上はより従来的であり、熱交換流体が熱交換器３０２を出入りするようになっている。

別の代替例
本発明の上記実施形態は、様々なやり方で変更を加えることができる。一例として、実施形態の多くは圧力容器を省略し、ベローズ又は可撓シールを代わりに採用して作動流体の動圧と静圧の両方を包含するようにしてもよい。別の代替例では、ここに説明した各種実施形態の要素の幾つかを組み合わせたり又は一体的に形成してもよいし、或いは追加的な小型部品として設けてもよい。一例として、図４の実施形態の支持体１１８は、低温ヘッド熱交換器１１２と一体に形成してもよいし、又は低温熱交換器１１２の一部と考えてもよい。すると、低温ヘッド熱交換器は、再生用熱交換器及び／又はその中に配置された高温熱交換器と通路を有すると考えることができる。当業者には自明のように、本発明の範囲又は教示を逸脱することなく、他の代替例を考案し、作り出すことができる。

先行技術による熱音響装置の断面図である。 別の先行技術による熱音響装置の断面図である。 更に別の先行技術による熱音響装置の断面図である。 本発明による熱音響装置の第１の好適な実施形態の断面図である。 図４の熱音響装置の断面斜視図である。 図４及び図５の熱音響装置のある特定部分の斜視図である。 図４から図６の熱音響装置の熱的要素の幾つかを示す詳細図である。 本発明による熱音響装置の或る実施形態のモデルを示す線図である。 本発明による熱音響装置の第１の好適な実施形態におけるエネルギーの流れを示す略図である。 本発明による熱音響装置の第２の好適な実施形態の側断面図である。 本発明による熱音響装置の第３の好適な実施形態の側断面図である。 本発明による熱音響装置の第４の好適な実施形態の側断面図である。 本発明による熱音響装置の第５の好適な実施形態の側立面図である。 本発明による熱音響装置の第６の好適な実施形態の側立面図である。 本発明による熱音響装置の第７の好適な実施形態の側断面図である。

Claims (38)

1. 作動モードと非作動モードを有する熱音響装置において、
   ハウジングと、
   前記ハウジング内に支持され、第１及び第２面を有するサーマルコアであって、前記サーマルコアの第１面を画定する第１熱交換器と、前記サーマルコアの第２面を画定する第２熱交換器とを含んでいるサーマルコアと、
   前記サーマルコアの第１面と連通している主チャンバと、
   前記サーマルコアの第２面と連通している二次増倍チャンバと、
   前記主チャンバ、前記増倍チャンバ、及び前記サーマルコアを、或る圧力で満たしているガス状作動流体の作動体積であって、平衡圧力が、前記熱音響装置が非作動モードにあるときのガス状作動流体の作動体積の圧力と定義されている作動体積と、を備えており、
   前記主チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記主チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第１振動部材を含んでおり、前記主チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として主圧力振幅が定義されており、
   前記二次増倍チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記増倍チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第２振動部材を含んでおり、前記増倍チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として増倍圧力振幅が定義されており、
   前記第１及び第２振動部材は、実質的に同一周波数で、且つ前記主チャンバと前記増倍チャンバ内の圧力振動が実質的に互いに同位相となるように振動し、
   前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも大きいことを特徴とする熱音響装置。
2. 作動モードと非作動モードを有する熱音響装置において、
   ハウジングと、
   前記ハウジング内に支持され、第１及び第２面を有するサーマルコアであって、前記サーマルコアの第１面を画定する第１熱交換器と、前記サーマルコアの第２面を画定する第２熱交換器とを含んでいるサーマルコアと、
   前記サーマルコアの第１面と連通している主チャンバと、
   前記サーマルコアの第２面と連通している二次増倍チャンバと、
   前記主チャンバ、前記増倍チャンバ、及び前記サーマルコアを、或る圧力で満たしているガス状作動流体の作動体積であって、平衡圧力が、前記熱音響装置が非作動モードにあるときのガス状作動流体の作動体積の圧力と定義されている作動体積と、を備えており、
   前記主チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記主チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第１振動部材を含んでおり、前記主チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として主圧力振幅が定義されており、
   前記二次増倍チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記増倍チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第２振動部材を含んでおり、前記増倍チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として増倍圧力振幅が定義されており、
   前記第１及び第２振動部材は、実質的に同一周波数で、且つ概ね同位相となるように振動し、
   前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも大きいことを特徴とする熱音響装置。
3. 作動モードと非作動モードを有する熱音響装置において、
   ハウジングと、
   前記ハウジング内に支持され、第１及び第２面を有するサーマルコアであって、前記サーマルコアの第１面を画定する第１熱交換器と、前記サーマルコアの第２面を画定する第２熱交換器を含んでいるサーマルコアと、
   前記サーマルコアの第１面と流体連通している主チャンバと、
   前記サーマルコアの第２面と流体連通している二次的増倍チャンバと、
   前記主チャンバ、前記増倍チャンバ、及び前記サーマルコアを、或る圧力で満たしているガス状作動流体の作動体積であって、平衡圧力が、前記熱音響装置が非作動モードにあるときのガス状作動流体の作動体積の圧力と定義されている作動体積と、を備えており、
   前記主チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記主チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第１振動部材を含んでおり、前記主チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として主圧力振幅が定義されており、
   前記二次増倍チャンバは、前記熱音響装置が作動モードにあるときに、前記増倍チャンバ内の圧力が前記平衡圧力よりも大きいピーク圧力と前記平衡圧力よりも小さい最小圧力との間で振動するように、振動させることのできる第２振動部材を含んでおり、前記増倍チャンバ内の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の半分として増倍圧力振幅が定義されており、
   前記第１及び第２振動部材は、実質的に同一周波数で、且つ前記主チャンバと前記増倍チャンバ内の圧力振動が実質的に互いに同位相となるように振動し、
   前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも小さいことを特徴とする熱音響装置。
4. 前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも少なくとも２％大きいことを特徴とする請求項１又は２記載の熱音響装置。
5. 前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも少なくとも４％大きいことを特徴とする請求項１又は２記載の熱音響装置。
6. 前記増倍圧力振幅は、前記主圧力振幅よりも少なくとも６％大きいことを特徴とする請求項１又は２記載の熱音響装置。
7. 前記第１振動部材に接続されたモーターを更に備えており、前記モーターは、前記熱音響装置がヒートポンプとして作動するように前記第１振動部材を正弦波状に振動させるように作動可能であることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の熱音響装置。
8. 前記第１振動部材に接続された同期発電機を更に備えており、前記熱音響装置は熱駆動機関として作動することを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の熱音響装置。
9. 前記増倍チャンバは、前記主チャンバ内に配置されていることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の熱音響装置。
10. 前記第１熱交換器は高温熱交換器を備えており、
    前記第２熱交換器は、ハウジングの一方の端部を形成している低温ヘッド熱交換器であって、内部熱交換面と熱的に連通している外部熱交換面を有している低温ヘッド熱交換器を備えており、
    前記熱音響装置は、更に、
    前記低温熱交換器の内部熱交換面に隣接して前記ハウジング内に配置された支持部であって、前記増倍容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第１通路を、前記主容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第２通路を画定し、これにより前記主容積と前記増倍容積を前記第１及び第２通路を介して流体連通させている支持部と、
    前記第１通路内に配置された多孔質蓄熱要素であって、第１面と第２面を有し、前記第１面は前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面に隣接し、前記高温熱交換器は前記蓄熱要素の第２面に隣接して配置されるように構成された多孔質蓄熱要素と、を備えていることを特徴とする前記請求項９に記載の熱音響装置。
11. 前記第１振動部材はピストンを備えており、前記主チャンバは一対の端部とその間に延びる可撓体を有する可撓シールを含んでおり、前記可撓シールの一方の端部は前記ピストンに対してシールされ、他方の端部は前記サーマルコアの第１面に対してシールされていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
12. 前記可撓シールはベローズを備えていることを特徴とする請求項１１に記載の熱音響装置。
13. 前記主チャンバは周辺側壁を有し、前記振動部材は、周辺縁部が前記側壁と滑動可能に係合するピストンを備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
14. 前記増倍チャンバは、縁部が前記サーマルコアの第２面から離間した周辺側壁を有しており、前記第２振動部材は、可撓シールで前記縁部と相互接続されたピストンを備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
15. 前記第２振動部材はピストンを備えており、前記増倍チャンバは一対の端部とその間に延びる可撓体を有する可撓シールを含んでおり、前記可撓シールの一方の端部は前記ピストンに対してシールされ、他方の端部は前記サーマルコアの第２面に対してシールされていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
16. 前記第１及び第２振動部材は、それらの変位が同一となるように相互接続されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
17. 前記第１及び第２振動部材は一体に形成されていることを特徴とする請求項１６に記載の熱音響装置。
18. 前記ハウジングは圧力容器を備えており、前記主チャンバ及び増倍チャンバは前記圧力容器内に配置され、追加体積分のガス状作動流体が前記圧力容器を満たしていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
19. 前記第１熱交換器と第２熱交換器の間に配置された蓄熱要素を更に備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
20. 前記第１熱交換器は、概ね第１面内に配置され概ね第１方向に整列している複数の概ね平行な熱伝達要素を備えており、前記第２熱交換器は、概ね第２面内に配置され概ね第２方向に整列している複数の概ね平行な熱伝達要素を備えており、前記第２面は前記第１面に対して概ね平行であり、前記第２方向は前記第１方向に対して或る角度を成していることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱音響装置。
21. 前記第１熱交換器の熱伝達要素はフィンであり、前記第２熱交換器の熱伝達要素は流体で満たされた管であることを特徴とする請求項２０に記載の熱音響装置。
22. 前記第１方向と第２方向は概ね直交していることを特徴とする請求項２０に記載の熱音響装置。
23. 熱音響装置において、
    パワーピストンと、
    前記パワーピストンを振動させるように作動することのできるモーターと、
    前記パワーピストンから間隔を空けて配置された低温ヘッド熱交換器と、
    一対の端部とその間に延びる可撓体を有する可撓シールであって、一方の端部が前記パワーピストンにシール可能に相互接続され、他方の端部が前記低温ヘッドにシール可能に相互接続されており、主容積が前記可撓シール内の前記パワーピストンと前記低温ヘッドの間に画定されている可撓シールと、
    前記主容積の内側に配置され、前記低温ヘッドにシール可能に相互接続された第１端と、開口している第２端とを有している増倍チャンバと、
    前記増倍チャンバの開口端を閉じるように配置されている増倍ピストンであって、増倍容積が前記増倍チャンバ内の前記増倍ピストンと前記低温ヘッドの間に画定されている増倍ピストンと、を備えており、
    前記低温ヘッドは前記主容積と前記増倍容積の間に通路を画定しており、
    前記通路内に配置され、第１及び第２側部を有する多孔質蓄熱要素と、
    前記蓄熱要素の第１側部に隣接して配置された第１熱交換器と、前記蓄熱要素の第２側部に隣接して配置された第２熱交換器と、を更に備え、
    前記パワーピストン及び前記増倍ピストンは、実質的に同一周波数で、且つ前記主容積と前記増倍チャンバ内の圧力振動が実質的に互いに同位相となるように振動していることを特徴とする熱音響装置。
24. 熱音響装置において、
    第１端と第２端を有するハウジングと、
    前記ハウジングの前記第１端を画定し、内部熱交換面と熱的に連通している外部熱交換面を有している低温ヘッド熱交換器と、
    前記ハウジング内に配置され、中に増倍容積を画定している増倍チャンバであって、前記増倍容積が増減するように可動である増倍振動部材を含んでいる増倍チャンバと、
    前記ハウジング内に配置され、前記増倍チャンバを取り囲んでいる主チャンバであって、前記主チャンバは、前記増倍チャンバと前記主チャンバの間に画定された主容積を有しており、主容積が増減するように可動である主振動部材を含んでいる主チャンバと、
    前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面に隣接して前記ハウジング内に配置され、前記増倍容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第１通路を、前記主容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第２通路を画定し、それにより前記主容積と前記増倍容積を前記第１及び第２通路を介して流体連通させている支持部と、
    前記通路の一方に配置されている多孔質蓄熱要素であって、第１面と第２面を有し、前記第１面は前記低温ヘッド熱交換器の前記内部熱交換面に隣接し、前記高温熱交換器は前記蓄熱要素の第２面に隣接して配置されている多孔質蓄熱要素と、を備え、
    前記主振動部材及び前記増倍振動部材は、実質的に同一周波数で、且つ前記主チャンバと前記増倍チャンバ内の圧力振動が実質的に互いに同位相となるように振動していることを特徴とする熱音響装置。
25. 熱音響装置において、
    第１端と第２端を有するハウジングと、
    前記ハウジングの前記第１端を画定し、内部熱交換面と熱的に連通している外部熱交換面を有している低温ヘッド熱交換器と、
    前記ハウジング内に配置され、中に増倍容積を画定している増倍チャンバであって、前記増倍容積は、前記増倍容積が増減するように可動である増倍振動部材を含んでいる増倍チャンバと、
    前記ハウジング内に配置され、中に主容積を画定している主チャンバであって、前記主容積が増減するように可動である主振動部材を含んでいる主チャンバと、
    前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面に隣接して前記ハウジング内に配置され、前記増倍容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第１通路を、前記主容積と前記低温ヘッド熱交換器の内部熱交換面の間に第２通路を画定し、それにより前記主容積と前記増倍容積を前記第１及び第２通路を介して流体連通させている支持部と、
    前記通路の一方に配置されている多孔質蓄熱要素であって、第１面と第２面を有し、前記第１面は前記低温ヘッド熱交換器の前記内部熱交換面に隣接し、前記高温熱交換器は前記蓄熱要素の第２面に隣接して配置されている多孔質蓄熱要素と、を備え、
    前記主振動部材及び増倍振動部材は、実質的に同一周波数で、且つ前記主チャンバと前記増倍チャンバ内の圧力振動が実質的に互いに同位相となるように振動していることを特徴とする熱音響装置。
26. 前記主振動部材に接続されたモーターであって、前記熱音響装置がヒートポンプとして作動するように前記主振動部材を振動させるように作動することのできるモーターを更に備えていることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
27. 前記主振動部材に接続された同期発電機を更に備えており、前記熱音響装置は熱駆動機関として作動することを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
28. 前記主振動部材はピストンを備えており、前記主チャンバは一対の端部とその間に延びる可撓体を有する可撓シールを含んでおり、前記可撓シールの一方の端部は前記ピストンに対してシールされ、他方の端部は前記第２通路と流体連通していることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
29. 前記可撓シールはベローズを備えていることを特徴とする請求項２８に記載の熱音響装置。
30. 前記主チャンバは周辺側壁を有し、前記主振動部材は周辺縁部が前記側壁と滑動可能に係合するピストンを備えていることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
31. 前記増倍チャンバは、縁部が前記第１通路から間隔を空けて設けられた周辺側壁を有しており、前記増倍振動部材は前記縁部と可撓シールで相互接続されたピストンを備えていることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
32. 前記増倍振動部材はピストンを備えており、前記増倍チャンバは一対の端部とその間に延びる可撓体を有する可撓シールを含んでおり、前記可撓シールの一方の端部は前記ピストンに対してシールされ、他方の端部は前記第１通路と流体連通していることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
33. 前記主振動部材と増倍振動部材は、それらの変位が同一となるように相互接続されていることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
34. 前記主振動部材と増倍振動部材は一体に形成されていることを特徴とする請求項３３に記載の熱音響装置。
35. 前記ハウジングは圧力容器を備えており、前記主チャンバ及び増倍チャンバは前記圧力容器内に配置され、追加体積分のガス状作動流体が前記主チャンバ及び増倍チャンバの外側の前記圧力容器部分を満たしていることを特徴とする請求項３３に記載の熱音響装置。
36. 前記蓄熱要素は前記第１通路内に配置されていることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
37. 前記内部熱交換面は、前記低温ヘッド熱交換器から垂直に延びるフィンを含んでいることを特徴とする請求項２４又は２５に記載の熱音響装置。
38. 前記外部熱交換面は、前記低温ヘッド熱交換器から垂直に延びるフィンを含んでおり、前記内部面上のフィンと前記外部面上のフィンは互いに概ね直交していることを特徴とする請求項３７に記載の熱音響装置。

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