JPH07116986B2 - スタ−リング機械 - Google Patents

スタ−リング機械

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JPH07116986B2
JPH07116986B2 JP61237259A JP23725986A JPH07116986B2 JP H07116986 B2 JPH07116986 B2 JP H07116986B2 JP 61237259 A JP61237259 A JP 61237259A JP 23725986 A JP23725986 A JP 23725986A JP H07116986 B2 JPH07116986 B2 JP H07116986B2
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Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明はシリンダ内に変位ピストンを設けて、装置内に
封入されているガス状作用流体の圧縮コンパートメント
及び膨脹コンパートメントから成る２つの可変容積コン
パートメントを形成し、熱源を連携する熱交換器、蓄熱
器、及び熱シンクと連携する熱交換器を内蔵する導管を
介して圧縮コンパートメントを膨脹コンパートメントと
連通させ、振動手段を前記変位ピストンと同期させたス
ターリング機械に係わる。
〔従来技術とその問題点〕
W.Beale米国特許第4,183,214号はスターリング・エンジ
ンによりスターリング熱ポンプを駆動する組立体を1970
年代初頭に開示した。これは単シリンダ自由ピストン式
装置である。この構成ではエンジン作動サイクル中に発
生するエネルギーを吸収し、熱ポンプ作動サイクルにこ
のエネルギーを放出する可動質量体の形態をしたエネル
ギーの貯蔵が必要である。この特許は100Wの試作装置と
して実施された（W.T.Beale,C.F.Rankine,D.Gedeon,C.K
inzelman共著：“Duplex stirling heating−only gas
−fired heat pump feasibility study−NTIS PB 81−1
81323/GRI 79/0047参照）。
この熱ポンプは同一シリンダ内に配置された３つの可動
素子を主要構成素子として含む。中央の重い駆動ピスト
ンは作用容積をエンジン・コンパートメントと熱ポンプ
・コンパートメントに区分し、各コンパートメントは軽
い変位ピストンを含む。中央駆動ピストンはエンジン・
コンパートメント内のガス圧を周期的に変化させ、熱ポ
ンプ・コンパートメント内でこれに対応する逆位相の変
化を発生させる。変化ピストンの運動に伴ない、ガスは
膨張室と圧縮室の間を往復移動し、その際に高温の交換
器、高温の蓄熱器及びエンジンの低温交換器と、低熱源
と連携する交換器、低温の蓄熱器及び低熱源から得た熱
を放出する交換器とをそれぞれ通過する。
２つの変位ピストンの運動は中央駆動ピストンの運動に
先行し、ガスの大部分がエンジン・コンパートメントの
高温膨脹室または熱ポンプの低温膨脹室内にある時、ガ
ス膨脹が起こる。逆に、ガスの大部分が周囲温度に近い
温度で圧縮室に入ると各コンパートメントにおいてガス
圧縮が起こる。
３つのピストンの周期的かつ同期的な動作は各ピストン
のそれぞれ異なる表面積に作用する同じ作用ガス圧によ
って維持することができる。駆動ピストンはエンジン・
コンパートメント及び熱ポンプ・コンパートメントによ
ってそれぞれ形成されるガス・クッションによって支持
され、共振条件下に振動する。変位ピストンは変位ピス
トンと駆動ピストンの間、及びシリンダ各端間でそれぞ
れ作用するピストン・ロッドまたは戻しばねによって形
成される別のガス・クッションの作用により振動自在に
維持される。
Benson米国特許第3,928,974号及び第4,044,558号はロッ
ドを介して熱ポンプの変位ピストンと連結するエンジン
の変位ピストンと、互いに対向し、力学的に平衡し、閉
回路内の共通作用ガスを圧縮膨脹させる２つの自由ピス
トンとを含むスターリング・エンジン／スターリング熱
ポンプ組立体を開示している。エンジン及び熱ポンプの
サイクルは定容積で熱交換が行われ、チェンバ容積が等
温で変化するいわゆる正弦スターリング・サイクルであ
る。しかし、実際にはかなりの偏差があり、高温変換器
と低温変換器の温度差が小さければ小さいほど、また、
サイクルの圧力差が大きければ大きいほど、この偏差は
顕著になる。従って、この偏差は熱源と熱シンクの温度
差が比較的小さい熱ポンプの場合よりも高温及び低温交
換器間の温度差が600℃のスターリング・エンジンの方
ではるかに小さい。
Beale特許及びBenson特許が提案した熱駆動式熱ポンプ
にもいくつかの欠点があると考えられる。即ち、空気圧
ばねの作用だけで３つまたは４つの自由ピストンの同期
関係を維持することは実際には困難である。パッキンの
数が多いため、漏れ及び摩擦による損失を伴ない、摩耗
の問題があり、従って、定期的な保守が必要となる。Be
ale特許の場合、比較的重い駆動ピストンの完全な質量
平衡を実現することは困難である。この特許ではまた、
熱ポンプのエネルギー密度がエンジンに比較して低いこ
とから、直径の異なるピストン構成となる。Benson特許
の方式では、死容積が大きいため作用ガスの圧力比が小
さくなり、必然的に熱交換器をコンパクトに構成しなけ
ればならず、コスト高になる。
Benson特許のシステムでは、別設の振動式駆動ピストン
によって周期的にエンジン及び熱ポンプの変位部からガ
スを取出す。これらの駆動ピストンは周期的にガスを蓄
積し、機械エネルギーを蓄積する機能を果し、このエネ
ルギーが変位室へ戻される。このシステムにおけるプロ
セスはエンジンの高温膨脹容積が最大となった時及び熱
ポンプの低温膨脹容積が最大となった時に圧力が低下
し、逆に両方の圧縮容積が大きくなった時に圧力が増大
するように構成されている。
Philipsは（発明者・Vuilleumierの名前にちなんで）サ
イクル−VMの名で知られる、駆動ピストンを必要としな
い意味深い着想を報告している。この構成は位相ずれを
供なって振動する２つの自由変位ピストンだけから成
り、両ピストンの運動に供なって作用容積全体に加わる
共通の圧力が周期的に変化する。高温膨脹室及び低温膨
脹室のガスはエネルギーを供給する駆動サイクルの作用
を受け、エネルギーは共通の圧縮室で吸収される。大き
い圧力差は戻しばねとして作用する比較的容積の小さい
空気圧クッションのパッキン部分にだけ存在する。
サイクル−VMの重大な欠点はこのシステムの周期動作か
ら得られる圧力比が比較的小さいことにある。簡単な分
析からも明らかなように、圧力比が低ければ動作係数
（COD）が比較的低い値にならざるを得ない。死容積を
極めて小さくしなければならないが、自由ピストンの場
合、これを実現することは特に困難である。２つの振動
変位自由ピストンを安定状態に維持することも実現し難
い。
第XVI回国際低温学会（パリ、1983年）の会報第Ｉ巻、
第123ページには、開口管内で発生させ、長手方向に温
度勾配を与えることのできるガスの熱・音響振動を利用
して外部から圧力変動を発生させることによりスターリ
ング・サイクルを実現できることが示唆されている。即
ち、この圧力変動は外部熱源から管の一部に誘導された
温度変化の結果であり、管内の圧力変化は機械的効果に
よるものではなく、熱的効果によるものである。
本発明の目的は上記公知技術の欠点を少なくとも部分的
に解消することにある。
〔問題点を解決するための手段〕
上記目的を達成するために本発明によれば、シリンダ内
に変位ピストンを設けて、機械内に封入されているガス
状作用流体の圧縮コンパートメント及び膨脹コンパート
メントから成る２つの可変容積コンパートメントを限定
し、熱源を連携する熱交換器、蓄熱器、及び熱シンクと
連携する熱交換器を内蔵する導管を介して圧縮コンパー
トメントを膨脹コンパートメントと連通させ、振動手段
を前記変位ピストンと同期させたスターリング装置にお
いて、前記振動手段を前記ピストンの振動数と同調しか
つ圧縮コンパートメントに連結される共振管で構成した
こと、前記圧縮コンパートメントを形成するピストンの
端部を戻し手段と連携させたことを特徴とするスターリ
ング機械が提供される。
〔作用及び発明の効果〕
Vuilleumierシステムとの関連で本発明が提案する解決
の要点は共振管によって圧力比を増大させることにあ
る。即ち、本発明の自由ピストン式スターリング・エン
ジン／スターリング熱ポンプ組立体では、重い駆動ピス
トンの代りに共振管を採用する。これにより、大きい圧
力差の影響を受けるパッキン数及び寸法を縮小し、スタ
ーリング・エンジンの重大な問題点の１つである摩擦損
失を軽減することができる。パッキンの数を減らし、そ
の寸法を小さくすることで保守の問題も軽減され、作用
の信頼性及び耐久性が高められる結果にもつながる。
変位ピストンは最大限２つでよいから、組立体の制御が
簡単になり、必要に応じ、広い範囲で熱ポンプ出力を調
整することができる。
共振管内で振動する圧力波は、たとえエンジン・コンパ
ートメント及び熱ポンプ・コンパートメント内の死容積
が比較的大きくても1.5〜2.0の圧力比Pmax/Pminを発生
させることができる。従って、熱交換器の流路断面積を
ある程度広げて、流れ抵抗に起因する損失を軽減するこ
とができる。変位ピストン・チェンバ内の死容積も大き
く設定できるから、自由ピストン機構の作用信頼度を高
める上で好都合である。
以下の説明からも明らかなように、本発明の利点の１つ
は共振管自体において熱ポンプ作用を発生させることが
できることにある。波のメカニズムに照らして、共振管
中心部は周囲温度以下に冷却されて、熱ポンプの低熱源
を構成し、吸収熱は共振管の他の部分で回収される。従
って、単一の駆動ピストンを装備した複式スターリング
熱ポンプ・システムよりも熱ポンプ・コンパートメント
の寸法をさらに縮小することができる。
〔実施例〕
添付図面は本発明装置の種々の実施例を略示する。
第１図の組立体は膨脹室VE及び圧縮室VC1を画成する変
位ピストン２を収納するシリンダによって形成されたエ
ンジン・コンパートメント１を含む。この両室は（図示
しない）熱源と連携する熱交換器３、蓄熱器（熱交換
器）４、及び（図示しない）加熱回路と連携する熱交換
器５を介して互いに連通する。この組立体はまた、エン
ジン・コンパートメント１のシリンダと同軸のシリンダ
で形成され、かつ熱ポンプを構成する第２コンパートメ
ント６をも含む。第２コンパートメント６はパッキン９
で密封された断面積SVのロッド８を介して変位ピストン
２と連結している変位ピストン７を収納する。このピス
トン７はコンパートメント６内に圧縮室VC2及び膨脹室V
Kを画成する。この両室は低温熱源と連携する熱交換器1
0、蓄熱器（熱交換器）11、及び同じ加熱回路に熱を伝
達する熱交換器12を介して互いに連通する。この変位ピ
ストンはパッキン15によって密封された断面積SWのチェ
ンバ14内を摺動するロッド13をも含む。このチェンバ14
は空気圧式戻しばねを構成する。
パッキン９を装着されたロッドによって密封分離されて
いる両コンパートメント1,6は両端が２つの圧縮室VC1,V
C2にそれぞれ開口する共振管16を介して互いにつながっ
ている。その作用条件については後述するこの共振管は
駆動ピストンの役割を果たし、エンジン・コンパートメ
ント１のエネルギーを熱ポンプ・コンパートメント６に
伝達する。
先ずエンジン・コンパートメント１の作用サイクルを考
察すると、膨脹室VEは高温、圧縮室VC1は低温、ここで
は室温に近い。この両室は変位ピストン２が交互に変位
するごとに周期的に容積変化する。共振管16のガス柱に
圧力波が作用してこれを変位ピストン２の周波数で振動
させるから、この共振管はエンジン・コンパートメント
１内のガスと熱ポンプ・コンパートメント６内のガスを
周期的に交互に圧縮／膨脹させる。
第２図のグラフは両コンパートメントのそれぞれにおけ
る容積及び圧力の変化を示す。グラフの下部は熱ポンプ
・コンパレータ６、上部はエンジン・コンパレータ１に
係わる。
グラフから明らかなように、エンジン・コンパレータ１
においては、変位ピストン（実線）が圧力波（破線）に
先行するから、熱膨脹容積が大きければ必らずエンジン
・コンパートメント内のガスが膨脹し、逆に圧縮容積が
大きければ圧縮される。
熱ポンプ・コンパートメント６では、圧縮容積が大きく
ても膨脹容積が大きくても圧力が増大する。
エンジン・コンパートメント内では、ピストンが下降し
て圧縮室VC1から膨脹室VEへガスを流動させる時にガス
圧が最大となる。このガスは蓄熱器から吸熱して膨脹
し、圧力波を増大させる。圧力波に伝達されるエネルギ
ーの一部は共振管によって伝達され、熱ポンプ・コンパ
ートメント６で行われる逆プロセスで吸収される。
圧縮室VC1,VC2内のガスはほぼ一定の温度レベルに維持
されるから、共振管16のガス柱に伝達されるピストン動
作の効果は周期的な外部からの機械力で作動するピスト
ンの場合と似ている。
即ち、エンジン・コンパートメント内の周期的な圧力変
化はピストン変化の結果としてではなく、エンジン・コ
ンパートメントにおけるガス質量の周期的変化によって
起こる。エンジン・コンパートメント内に過度に大きい
熱流量が発生するのを回避するため、ほぼ等温の状態で
圧縮室への流入、流出が行われるようにする。
NASA−Lewisリサーチ・センターにおいてR.Tew等によっ
て開発され、1978年に発表されたモデルに基づいて数学
的シミュレーションを実施した。このモデルに合わせる
には補足的な既知数として、時間及びシステムへの流入
ガス温度に応じて外部との変換対象となるガスの質量流
量を定めるだけでよい。圧力差が生ずる原因は膨脹室と
圧縮室との間での摩擦損失だけであるから、変位ピスト
ンに伝達されるエネルギーはエンジンと熱ポンプの断面
積差（SV−SW）に比例する。これらの断面積の寸法設定
については例を挙げて後述する。従って、変位ピストン
に伝達されるエネルギーの一部は各サイクルに発生する
総エネルギーに比較すれば小さい。エネルギーの大部分
は共振管16のガス柱に伝達され、この共振管内での圧力
波を駆動し、連携の熱ポンプを作動させる。
ここで共振管16の寸法設定に関して考察する。先ず、エ
ンジン・コンパートメントと熱ポンプを互いにつなぐ共
振ガス柱を形成するのに必要な共振条件を満たす共振管
の長さを設定しなければならない。
共振管のこの長さは組立体の構成、振動周波数ｆ、利用
ガス、この実施例ではヘリウム中での音の速さａによっ
て決定される。エンジン・コンパレータ１及び熱ポンプ
６を共振管16の両端に配置した第１図の構成に関する最
初の概算では、共振管の長さＬは作用媒中を伝播する音
波長λの半分に相当する。
Ｌ＝λ/2＝a/（２・ｆ） 但し、λ＝共振波長 ヘリウム温度Ｔ〜300゜Ｋならばａ〜1000m/s ｆ＝50Hz 従って Ｌ＝1000m/（２・50）＝10m 断面積一定の管内も波が伝播すると、衝撃波の形成、伝
播という問題に直面する。この現条を回避するため、管
の断面積を変化させる必要がある。この断面積を波の伝
播方向に収斂させると、波が少しづつ反射される。従っ
て、第１図のコンパートメント1,6を連通させる共振管1
6はその両端が連結させているコンパートメント1,6にむ
かってそれぞれテーパする円錐状断面16a,16bを有する
ことが好ましく、この円錐状断面は円筒片を介して互い
に連結する。
可変断面積共振管の寸法設定には、共振管における周期
的ガス流量測定値を考慮しなければならない。この計算
は1953年Ronald Press Co（New−York）刊“The Dynami
cs and Thermodynamies of Compressible fluid flow"
でAscher H.Shapiroが発表した流れの場における特性x,
t（長さ／時間）の方法に基づいて行われる。この方法
では、ガスの運動（質量、運動量及びエネルギー保存）
を構成する微分方程式を特性線に沿って有効な１組の微
分方程式に変形する。得られた初期条件に基づき、個々
の振動サイクル及び連続する複数サイクルに亘って各増
分時間Δｔごとのガスの状態及び流れの条件を求め、最
終的に周期的な流れ条件を求めることができる。
この方法を利用すれば、隔壁とガスとの摩擦、隔壁との
熱交換及び共振管断面積の変化を考慮することができ
る。
共振管によって制約される限界条件を確定するため、集
合体のエンジン及び／または熱ポンプ部におけるガスの
条件を、ピストン変位量及び共振管とのガス交換と時間
増分との関係に基づいて確定する。
組立体のスターリング・コンパートメントの限界条件に
ついては、先ず運動学的データに従ってピストン変位量
を固定する。計算結果が所期の周期的条件に近似であれ
ば、合成力の作用下に起こる自由ピストンの運動量を求
めることができる。組立体が安定なら、ガスの移動だけ
でなく変位ピストンの変位に関しても周期性が維持され
る。
所与の振動周波数ｆに対する共振管の形状及び長さは計
算結果から確定される。この方法を利用すれば、調和の
とれた圧力波が得られる管形状及び管寸法を選択するこ
とができる。圧力変化が最大に達したところで共振状態
が発生する。種々の解のうち、システム集合体に高性能
を与えるものを選択する。
計算結果に照らして、ガス（ヘリウムまたは水素）の摩
擦損失を考慮に入れると、共振管内での流速は約80m/se
c以下であることが好ましい。同様にこの計算から、共
振管での摩擦損失はスターリング・システムのエンジン
部に発生する機械的出力の約25％以下、即ち、高温にお
いてシステムに供給される熱エネルギーの約10％以下で
なければならないことが判明した。
その他の計算結果として、共振管円錐部分の断面積比が
５乃至10、好ましくは７乃至８であることが好ましいと
判明した。
エンジン及び／または熱ポンプに隣接する最も狭い断面
積の寸法は移動させるべきガスの容積流量、特に振動圧
比及びスターリング部の死容積によって決定される。ス
ターリング部の死容積は組立体にとって最も重要であ
る。なぜなら、過当な断面積の共振管を選択することに
より、死容量が比較的大きいスターリング・システムを
採用できるからである。従ってこのような共振管システ
ムは他の自由ピストン・システムに比較してスターリン
グ部の死容積に対して過敏に反応しない。従って、他の
公知システムよりも熱交換面積の寸法決定が自由であ
り、綜合的な性能を高めることができる。
次に、共振管16内に発生する調和のとれた圧力波の作用
を受ける変位ピストン2,7の動作を考察する。簡潔を期
するため、管の一端における圧力PEが他端における圧力
PHPと正確に逆方向であると仮定すれば、波の大きさは
変位ピストン自体の運動とは独立であると考えられる。
ピストン2,7の寸法を決定するため、圧力波が強制調和
振動によってピストンを駆動すると想定する。
１つの自由度を有するこのシステムの運動微分方程式は
次のように表わすことができる。
ｍ＋ｃ＋kx＝FO sin（ωｔ） ただし ｍ＝ピストンの質量 ｃ＝減衰係数 ｔ＝時間 ω＝角速度 ｋ＝ばね定数 FO＝−PE・SV＋PHP・（SV−SW） |FO|＝PE（2SV−SW）×駆動力 PE＝エンジン・コンパートメントの圧力 PHP＝熱ポンプ・コンパートメント６の圧力 この方程式の特定の解は下記のような加振周波数と同じ
周波数の固定振動である。
ｘ＝Ｘ・sin（ωｔ−φ） ただし、Ｘは振幅、φは加振力に対する運動の位相差で
ある。微分方程式に代入すれば、 微分方程式を構成する個々の力を第３図にグラフで示し
た（速度及び加速度はそれぞれ90゜及び180゜変位する
までの値）。
下記の項 Cc＝2mWn＝臨界減衰 を利用することにより、上記方程式を無次元形式で表現
することができ、その結果を、New−Jersey州Englewood
Cliffs,Prentice−Hall Inc.から出版されたWilliam
T.Thomson著“Theory of vibrations with application
s"第２版から抜粋された第４図のグラフに示した。無次
元振幅Xk/FO及び位相角φは周波数比ω／ωｎ及び減衰
係数ξ＝C/Ccだけで決定される。グラフの曲線から明ら
かなように、減衰係数は特に共振に近い周波数ゾーンに
おいて振幅及び位相角に著しい影響を及ぼす。
ここで数値例を利用して第１図の複式変位自由ピストン
2,7の、特に断面積SV,SWの寸法設定を実施例として検討
する。
動作条件は下記の通りである。
作用ガス：ヘリウム 膨脹室の最大容積:VEM＝120cm3 （直径D1＝7cm、断面積S1≒38.5cm2、行程＝3cm、行程
容積VS＝115cm3） （直径D2＝7cm） 周波数:FREQ＝50s-1（ω＝314s-1） サイクルの平均圧力:PAVG＝30.155Pa 圧力比＝Pmax/Pmin＝40/20＝２ 集合体のエンジン部寸法はWashington州99352,Richlan
d,2303 Harris,Martini EngineeringのW.R.Martiniが
“A simple method of calculating stirling engines
for engine design optimization"において利用してい
るエンジンの寸法と同じである。このエンジンに関する
所与の差積、熱変換、効率などは既知である。
共振管の温度が高温部でTMH＝980゜Ｋ、低温部でTMC＝3
30゜Ｋとし、エンジン部から共振管へ伝達されるエネル
ギーNWがほぼ2670Wであると仮定する。波による交換プ
ロセスなしに機能する上記寸法の最適化スターリング・
エンジン・コンパートメントなら下記のような機械エネ
ルギーを発生させることができる。
Ｎ0.15pfVs2600W ピストンのエネルギーの最大摩擦損失Nfが少なくともエ
ンジンの正味エネルギーの20％以上になると、摩擦エネ
ルギー損失から当価粘性減衰係数Cegを求めることがで
きる。
Ｐ＝平均圧力 ｆ＝FREQ＝周波数 ｘ＝行程の半分＝1.5cm 上記数値例の場合なら、 Ceg24kg・S-1 またはCc＝2mωｎ〜２・1.5kg・314S-1＝940kg・S-1 ξ＝Ceg/Cc＝0.02 第４図のグラフから明らかなように、変位ピストン2,7
の運動はばね定数または減衰比の変化に極めて敏感であ
り、このことはBeale特許またはBenson特許の自由ピス
トン式システムにおける変位ピストンの挙動と極めて似
ている。これらのパラメータの変化は組立体の挙動に極
めて微妙に作用する。
第４図から明らかなように、減衰が微小なら、非減衰振
動の固有周波数ωｎが加振力周波数に極めて近い場合に
のみ、45゜以上の位相角φが存在する。
ｋ＝ω２・ｍ＝（314s-1）２・1.5kg105kgs-2 同じ圧力で作用する空気圧ばねは作用ガスが下記弾性剛
度を呈すると振動する。
従って、第１図の空気圧ばねの断面積を求めることがで
きる。
自由ピストンの最小駆動力FOは摩擦によるエネルギー損
失から求めることができる。
Nfω・XFO 駆動力FOはピストン面積差の関連値でもある。
FO〜PE（2SV−SW） 従って、 SV1/2（Nf/（ωXPE）＋SW これを数値例に基づいて数値表現すると、 SV8.0cm2（DV3.2cm） 断面積SV及びSWの上記算定は主として変位ピストン2,7
の許容質量ｍ及びこれらのピストンに作用する摩擦力に
左右される。摩擦力は主として高圧の作用を受けるパッ
キン9,15（第１図）の大きさ、従って、断面SV及びSWの
直径によって決定される。この摩擦力は当然のことなが
ら使用するパッキンの性質にも依存する。ただし、本発
明の組立体は比較的直径の小さい円筒と併用される２つ
のパッキンだけを利用する。従って、大口径のエンジン
・シリンダを避けることで、摩擦損失を軽減できるとい
う設計上の改善が達成される。
複式自由ピストン及び単一の空気圧ばね室から成る組立
体は特にエネルギー調整に好適である。圧力波に対する
自由ピストンの運動位相角φを制御するために線形同期
発電機を利用することも可能である。この位相角は空気
圧ばねの死容積を軽く振動させることによって調整する
こともできる。さらにまた、上記２通りの方式のいずれ
か一方との組合わせで作用ガスの平均圧を変化させるこ
とにより、広い作用条件範囲内でエネルギー制御を行う
ことも可能である。
第５図乃至第７図には本発明組立体の３つの実施態様を
示した。第５図に示す構成は２つの変位ピストン２′,
7′が互いに独立であり、従って、それぞれが空気圧ば
ねの機能を果すガス容積14a,14bと協働するロッドSV,SW
を有するという点を除けば第１図の構成と同じである。
第６図の実施例はエンジン・コンパートメント１″及び
変位ピストン２″だけを含み、この場合、共振管16″の
末端は死容積17であり、第８図のグラフで説明するよう
に、この共振管が熱ポンプの役割を果す。共振管の一端
はエンジン・コンパートメント１″の圧縮室VC1と連
通、エンジン・コンパートメントは冷却用の熱交換器
５″と連携する。第８図のグラフでは、横軸が長さＬ、
縦軸が温度Ｔである。鎖線は共振管隔壁の温度、実線は
ガス流であり、ガスはエンジン・コンパートメントにむ
かって（矢印F1）流れる時には低圧、死容積17にむかっ
て（矢印F2）流れる時には高圧である。破線TCは圧縮室
の冷却用水の温度、破線TKは熱ポンプの低熱源の温度を
表わす。グラフから明らかなように、グラフ縦軸の左に
示す圧縮室から遠い管部分の温度は低熱源の温度TKより
低いから熱を吸収し、エンジン・コンパートメントの圧
縮室VC1に近い管部分の温度は熱を吸収し、加熱流体と
して作用することのできる冷却用水の温度よりも高い。
第７図の実施例はそれぞれがパッキン18＊,19＊と連携
し、ばね14a＊,14b＊によって弾性的に支持された互い
に独立の２つの自由変位ピストン２＊,7＊を有するエン
ジン／熱ポンプ集合体であり、互いに連通しているエン
ジン・コンパートメント１＊及び熱ポンプ・コンパート
メント６＊の圧縮室VC1,VC2と接続する共振管16＊を含
む。第１図に示した実施例の場合と同様に、エンジン・
コンパートメント１＊の膨脹室VEは（図示しない）低熱
源と連携する熱交換器３＊、蓄熱器４＊及び低熱源と連
携する熱交換器５＊を介してコンパートメントVC1と連
通している。熱ポンプ６＊については、その圧縮室VC2
及び膨脹室VKは低温熱源と連携する熱交換器10＊、蓄熱
器11＊及び熱放出用の熱交換器12＊を介して互いに連通
する。変位ピストン２＊,7＊が圧力変動の作用下に正弦
運動するためには、これらのピストンの両側の作用面積
に差がなければならない。ばね14a＊,14b＊のそれぞれ
の断面積が圧縮室VC1,VC2側のピストン作用面積を狭く
する。
公知VMシステムの重大な欠点は原則として圧力比が小さ
過ぎるためエネルギー汲上げ効率が低いことにある。
エンジン部と熱ポンプ部が共振管を介して連通する本発
明の構成では、この共振管内での波の移動で圧力が周期
的に変化する。圧力波を振動状態に維持するためには、
周期的に少量のエネルギーが共振管に供給されるように
システムを構成するだけでよい。上記VMサイクルの原理
に基づくことの組合わせにより作用ガスの圧力比を著し
く増大させ、エネルギー密度及び組立体の綜合効率を公
知のVMシステムよりも高めることができる。
従って、熱ポンプ・コンパートメントの変位容積をエン
ジン・コンパートメントの変位容積の少なくとも２倍に
形成することができる。その結果、サイクルのこの部分
における作用ガスの移動量を大きくし、従ってエネルギ
ー汲上げ量を増大させることができる。
本発明では、圧力変化がスターリング部の死容積とは直
接関連せず、主として共振手段の品質に左右される。従
って熱交換器を適当に寸法設定して交換面積を広くし、
不完全な交換に起因する熱損失を少なくすることができ
る。また、自由ピストン行程端における死容積を許容で
きるから、実施が容易である。同じ理由で、比較的大き
い死容積を生むらせんばねまたはベローズばね14a＊,14
b＊はスターリング型の他のどのような熱ポンプにも悪
影響を与えるであろう。これに対し、本発明では、圧力
変動はスターリング部の死容積部には直接関係しない。
変位ピストン２＊,7＊をこのように機械的に懸架したか
ら、各ピストンは一定の平衡位置に維持され、この位置
を中心に振動する。従って、ピストンの偏移を補正する
ためのいかなる心立て手段も不要である。ピストンの振
動周波数も共振管の振動周波数もガス圧とは無関係であ
るから、システムの平均圧力を変えることによって加熱
出力を変えることができる。従って、エンジン／熱ポン
プ集合体の綜合的な性能またはゲイン定数は経費または
加熱需要の季節的変動とはほとんど無関係である。
本発明の構成では分離すべき２つのコンパートメント間
の著しい圧力差の影響を受ける動的なパッキンは存在し
ない。自由ピストンに存続する２つだけのパッキンに作
用する差圧は極めて微弱であり、その結果、摩擦力やシ
ステム内での漏れ流量は著しく軽減され、これが全体的
な効率を高めるのに寄与する。この組立体は摩耗し易い
部分をほとんど含まないから、保守の問題が軽減され
る。
最少限のエネルギーで正弦波形の圧力波を絶えず運動状
態に維持できることを実証すべく種々の実験で共振管の
挙動を試験した。
このため、２通りの構成の共振管を利用した。第１の構
成は断面積が放物線式に従って（ほぼ円錐状に）変化
し、最小断面積が2.5cm2、最大断面積が15.2cm2、長さ
1.8mの管を含む。小さい方の断面を、連接機構によって
正弦運動を与えられるピストンを収納するシリンダに連
結した。シリンダの死容積は150cm3から300cm3まで変化
でき、ピストンの変位容積は19cm3から38cm3まで変化で
きる。円錐管の大きい方の断面を、その断面積が円錐管
の大きい断面積に等しく、長さが1.2m、末端が約５の
死容積を限定する円筒管に連結した。
第２の構成は５の死容積の代りに長さが1.2m、最大断
面積が円筒管の断面積に等しく15.2cm2、最小断面積が5
cm2の第２円錐管を設けたことを除けば第１の構成と同
じである。
実験に使用したガスは平均圧が1.105乃至2.155Paの窒素
であった。直流モータによって駆動されるピストンの周
波数変化によってガス柱の共振状態を知ることができ
る。シリンダの死容量はスターリング・システムの死容
量とほぼ同じである。実験の結果、周波数が45乃至50Hz
ならば共振管の構成、及びＥ1J/サイクル以下のエネ
ルギー使用量に応じて、オッシロスコープ記録から得た
第９図のグラフから明らかなように、シリンダ内圧力比
Pmax/Pmin＝1.7乃至2.0でガス柱を振動状態に維持する
ことができる。
同じく実験中に記録された第10図のグラフはシリンダ内
のピストン変位に対応る曲線Ａと、これに対応して変化
する共振管内の圧力動向に相当する曲線Ｂを示してい
る。この記録から明らかなように、時間に対する圧力の
変化は自由ピストンVM式熱ポンプにおける所要の正弦変
化と極めて類似している。
この実験結果は特性関数法に基づく演算プログラムを利
用して得られる結果を実証している。即ち、この計算は
平均圧力2.106〜5.106Pa、振動周波数約50Hzのヘリウム
を作用ガスとする共振管とVMシステムとの組合わせが可
能であることを示唆するものであった。
振動中の圧力比はエンジン／熱ポンプ組立体の寸法に応
じてPmax/Pmin＝1.3〜1.5、動作係数COPは1.40COP
1.80となる。このCOPはエンジン／熱ポンプ組立体の有
効加熱出力とエンジン・コンパートメントの熱源に供給
される加熱出力との比に相当する。
これを通常のボイラーの効率に比較すると、達成可能な
エネルギー利得は30乃至45％となる。
以上、エンジンと熱ポンプの結合が極めて簡単な点で本
発明の好ましい用途と考えられるスターリング式エンジ
ン／熱ポンプ組立体について説明したが、本発明は必ら
ずしもこの実施態様に制限されるものではなく、第11図
に示す冷凍装置のようにスターリング装置だけに共振管
を配設する場合も考えられる。
この装置にあっては、エンジン・コンパートメント1a内
で変位ピストン2aに装着したパッキン18aが膨張室VEと
圧縮室VCを分離し、圧縮室VCはパッキン21を装着した第
２ピストン20によって限定されている。軸方向通路22が
この第２ピストン20を貫通し、変位ピストン2aと一体の
ロッド2bが第２ピストン20の変位を制御する駆動カム軸
23にまで達するのを可能にする。
先に述べた実施例と同様に、膨張室VEと圧縮室VCは吸熱
用の熱交換器3a、蓄熱器4a及び放熱用の熱交換器5aを介
して互いに連通している。
共振管16.1は圧縮室VCに接続している。この共振管は第
７図の場合と同様に一端が閉鎖されており、断面積が次
第に増大する部分16.1aと次第に縮小する部分16.1bとか
ら成る。尚、圧縮室VCと接続している部分16.1aの端部
はややフレアした部分16.1cを介してこの圧縮室と接続
しており、管部分16.1aの最小断面は圧縮室VCからやや
手前に位置する部分16.1sにある。このような構成は以
上に述べたすべての実施例に採用でき、交互移動するガ
スの運動エネルギーを最大限に回収して共振管の損失を
軽減するのに効果的である。この場合、共振管16.1は室
VE及びVCの圧力比を増大させることにより、同じ装置サ
イズですぐれた効率を得ることを可能にする。熱変換器
3aによって熱エネルギーを供給することにより第11図に
示した装置の作用を逆にし、カム軸23に代わるクランク
軸に機械的エネルギーを供給するエンジンとして作用さ
せることもできることはいうまでもない。
エンジン／熱ポンプ集合体の実施態様はほかにも考えら
れるが、簡潔を期して添付図面では略示するにとどめ
た。
第12図は例えば共振管16.2を介して互いに連通する第１
図または第７図の実施例に類似したエンジンM/熱ポンプ
HP集合体の２例を示す。
第13図は別の実施態様であり、ここでは共振管16.3に収
納されている永久磁石付きピストン24をコイル25に対し
て変位させることにより、コイル25に電圧を発生させる
ため、共振管の圧力エネルギーの一部を利用する。この
実施例は送電線のない遠隔の場所に設置し、スターリン
グ装置の制御及び付属装置（バーナ送風器やエアポン
プ）の駆動に利用される出力が比較的小さい小型発電機
に代わる電源をも提供する場合に好適である。
共振管からの圧力波はスターリング装置MS（第14図）の
ピストンに対する横力を発生させる。この力を平衡させ
るためには、共振管16.4を２本の枝管16.4g,16.4dに分
かれ、再び合流して単一管となるように構成すればよ
い。この場合、管に沿って作用する力を平衡させるには
単一な管部分をＵ字管16.4eの形にすることが好まし
い。
【図面の簡単な説明】
第１図はエンジン／スターリング熱ポンプ集合体の実施
例を略示する説明図；第２図は共振管の原理を説明する
グラフ；第３図は自由ピストンの強制調和振動における
ベクトル関係を示すグラフ；第４図は強制調和発振器に
おける振幅と位相角の関係を示すグラフ；第５図〜第７
図は第１図に示した実施例の３つの変更実施態様を略示
する説明図；第８図は第６図に示した変更実施態様の作
用を説明するグラフ；第９図及び第10図は試験で測定さ
れた圧力／変位量及び圧力／時間の関係をそれぞれ示す
グラフ；第11図〜第14図は本発明機械の他の４通りの変
更実施態様を略示する説明図である。 １……エンジン・コンパートメント、2,7……変位ピス
トン、 3,5,10,12……熱交換器、VE……膨脹室、 VC……圧縮室、4,11……蓄熱器、 8,13……ピストンロッド、16……共振管。

Claims (9)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】シリンダ内に変位ピストンを設けて、機械
    内に封入されているガス状作用流体の圧縮コンパートメ
    ント及び膨脹コンパートメントから成る２つの可変容積
    コンパートメントを限定し、熱源と連携する熱交換器、
    蓄熱器、及び熱シンクと連携する熱交換器を内蔵する導
    管を介して圧縮コンパートメントを膨張コンパートメン
    トと連通させ、振動手段を前記変位ピストンと同期させ
    たスターリング装置において、前記振動手段を前記ピス
    トンの振動数と同調しかつ圧縮コンパートメントに連結
    される共振管で構成したことと、前記圧縮コンパートメ
    ントを形成する上記ピストンの端部を戻し手段に連結し
    たことを特徴とするスターリング機械。
  2. 【請求項２】スターリング熱ポンプのエンジンを構成す
    るスターリング機械において、前記変位ピストンが自由
    ピストンであること、前記振動手段がスターリング・エ
    ンジンから発生するエネルギーを前記エンジンの構造と
    同様の構造を有する前記熱ポンプに伝達する駆動手段で
    あり、前記ピストンに連結される前記戻し手段が弾性戻
    し手段であることを特徴とする特許請求の範囲第１項に
    記載のスターリング機械。
  3. 【請求項３】前記共振管が夫々前記エンジン及び前記熱
    ポンプから遠ざかる方向に次第に断面積が大きくなる２
    部分と、これら２つの部分の大径部側を互いに接続する
    第３の円筒状部分とを有することを特徴とする特許請求
    の範囲第２項に記載のスターリング機械。
  4. 【請求項４】弾性戻し手段を、一端が閉鎖され、他端に
    変位ピストンと一体のロッドを密封嵌入された円筒で構
    成したことを特徴とする特許請求の範囲第２項に記載の
    スターリング機械。
  5. 【請求項５】エンジン部と連携する自由変位ピストン及
    び熱ポンプ部と連携する自由変位ピストンの２つの自由
    変位ピストンを含み、それぞれの自由変位ピストンが戻
    しばねと協働し、自由ピストンのそれぞれと連携する圧
    縮容積コンパートメントを互いに連結させると共に前記
    共振管とも連結したことを特徴とする特許請求の範囲第
    ２項に記載のスターリング機械。
  6. 【請求項６】エンジン部と連携する自由変位ピストン及
    び熱ポンプ部と連携する自由変位ピストンの２つの自由
    変位ピストンを含み、それぞれの自由変位ピストンが戻
    しばねと協働し、前記自由ピストンのそれぞれと連携す
    る圧縮容積コンパートメントを前記共振管の同一端と連
    結したことを特徴とする特許請求の範囲第２項に記載の
    スターリング機械。
  7. 【請求項７】共振管の各端がスターリング機械と接続
    し、スターリング機械のそれぞれの変位ピストンに同期
    させた振動手段を構成したことを特徴とする特許請求の
    範囲第１項に記載のスターリング機械。
  8. 【請求項８】前記共振管内に長手方向に振動するように
    ピストンを設け、このピストンで発電機またはモータと
    して作用する線形電気装置を構成するようにしたことを
    特徴とする特許請求の範囲第２項に記載のスターリング
    機械。
  9. 【請求項９】前記共振管を、弯曲部を介してつながって
    いる２本の平行な枝管を有する共通管に接続され、前記
    変位ピストンの変位軸線を含む平面の両側に位置する２
    つの対称部分に区分したことを特徴とする特許請求の範
    囲第１項に記載のスターリング機械。
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