(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
パルス管冷却器原理に基づき作動する冷凍機から成る、周期的に作動する冷凍機において：
当該冷凍機が、パルス管プロセスをベースとした熱出力増幅器と、該熱出力増幅器の、再冷器として作用する伝熱器に直列に接続されたパルス管冷却器とを有しており、
前記熱出力増幅器が：
圧縮機（Ｋ）と、
環境周囲に熱を放出する第１の伝熱器
【数１】
0003857587.tif 000006
と、
第１の蓄冷器（Ｒ１）と、
前記熱出力増幅器内に熱を導入する第２の伝熱器
【数２】
0003857587.tif 000007
、つまりヒータと、
第１のパルス管（ＰＴ１）と、
環境周囲に熱を放出する第３の伝熱器
【数３】
0003857587.tif 000008
と、
から成っており、
該第３の伝熱器にパルス管冷却器が続いており、該パルス管冷却器が：
第２の蓄冷器（Ｒ２）と、
第４の伝熱器
【数４】
0003857587.tif 000009
と、
第２のパルス管（ＰＴ２）と、
第５の伝熱器
【数５】
0003857587.tif 000010
と、
膨張機（Ｅ）と
から成っていることを特徴とする、周期的に作動する冷凍機。
【請求項２】
当該冷凍機がスターリング型冷凍機であり、該冷凍機が、圧縮機（Ｋ）として圧縮ピストンを、膨張装置（Ｅ）として膨張ピストン（復動ピストン構造）を、それぞれ有している、請求項１記載の周期的に作動する冷凍機。
【請求項３】
当該冷凍機がスターリング型冷凍機であり、該冷凍機が、圧縮機（Ｋ）として圧縮ピストン（単動ピストン構造）を有していて、膨張機として、前記第３の伝熱器
【数６】
0003857587.tif 000011
から前記第５の伝熱器
【数７】
0003857587.tif 000012
への横断面可変の管結合部および前記第５の伝熱器
【数８】
0003857587.tif 000013
から膨張容器への横断面可変の管結合部の形のダブルイントレット型の位相シフタを有している、請求項１記載の周期的に作動する冷凍機。
【請求項４】
当該冷凍機がギフォード・マクマホン型冷凍機、つまりＧＭ型冷凍機であり、該冷凍機が、圧縮機（Ｋ）として、高圧リザーバ（ＨＤ）と低圧リザーバ（ＮＤ）とからのそれぞれ弁制御式の供給管路を有しており（２弁装置）、膨張機として、前記第３の伝熱器
【数９】
0003857587.tif 000014
から前記第５の伝熱器
【数１０】
0003857587.tif 000015
への横断面可変の管結合部および前記第５の伝熱器
【数１１】
0003857587.tif 000016
から膨張容器への横断面可変の管結合部の形のダブルインレット型の位相シフタを有している、請求項１記載の周期的に作動する冷凍機。
【請求項５】
当該冷凍機がギフォード・マクマホン型冷凍機、つまりＧＭ型冷凍機であり、該冷凍機が、圧縮機（Ｋ）として、高圧リザーバ（ＨＤ）と低圧リザーバ（ＮＤ）とからのそれぞれ弁制御式の供給管路を有しており、そして膨張機として、やはり高圧リザーバ（ＨＤ）および低圧リザーバ（ＮＤ）へのそれぞれ１つの弁制御式の供給管路を有している（４弁装置）、請求項１記載の周期的に作動する冷凍機。
【請求項６】
ヒータのための熱源が、前記第２の伝熱器
【数１２】
0003857587.tif 000017
に直接に組み込まれている、請求項１から５までのいずれか１項記載の周期的に作動する冷凍機。
【請求項７】
ヒータのための熱源が、出力増幅器の外部に配置されていて、前記第２の伝熱器
【数１３】
0003857587.tif 000018
と、熱を良好に伝導するように、つまり良熱伝導性に結合されている、請求項１から５までのいずれか１項記載の周期的に作動する冷凍機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
本発明は、周期的に作動する冷凍機に用いられる熱出力増幅器（ｔｈｅｒｍｉｓｃｈ．Ｌｅｉｓｔｕｎｇｓｖｅｒｓｔａｅｒｋｅｒ）および該熱出力増幅器を熱循環プロセスを用いて運転する方法に関する。
【０００２】
スターリング（Ｓｔｉｒｌｉｎｇ）機械の原理により機能する低温生成プロセスもしくは冷凍プロセスを、このような機械の低温部に、運動させられるべき機械的コンポーネントが存在しないように、つまり低温部に可動部分が存在しないように形成し得ることが知られている。このような機械の冷却器は、環境周辺温度で周期的に運動させられる圧縮ピストンと、熱的に絶縁された、つまり断熱された再生器もしくは蓄冷器（Ｒｅｇｅｎｅｒａｔｏｒ）と、両端部に熱交換器もしくは伝熱器を備えた、やはり断熱されたパルス管と、同じく環境周辺温度で作動させられる膨張ピストンとから成っている。両ピストンは、パルス管内で以下の循環プロセスが実施されるように運動させられる：
ガスの圧縮；
膨張機の方向へのガスの移動：
ガスの膨張；
圧縮機の方向へのガスの移動。
【０００３】
より正確な分析によれば、圧縮機を用いて比較的多くの仕事が供給されることが判っている。膨張機で回収されるのは、これらのうちの僅かな部分である。差は熱に変換され、この熱は主として圧縮機の範囲で導出されなければならない（図６参照）。
【０００４】
このような冷却プロセスは、種々様々に変えられた運転形式で実現されている。単段式の配置を用いると、温度を典型的には室温から約２５Ｋにまで低下させることができ［Ｉ、ＩＩ］、２段式の装置を用いると、それどころか４Ｋよりも下の温度にまで低下させることができる［ＩＩＩ］。
【０００５】
次のような思考により本発明に到達した：
蓄冷器とパルス管との間の伝熱器で大量の熱が供給されて、この場所で冷却ではなく、室温を上回る加熱が行われると、膨張機で導出され得る仕事出力は、システムに機械的に供給された圧縮出力よりも大きくなる。蓄冷器とパルス管との間の伝熱器で供給されかつパルス管の端部に設けられた伝熱器で導出された熱の一部は、仕事に変換され、ひいては機械的な出力の増幅をもたらす。
【０００６】
これによって取得された仕事は、パルス管冷却器を駆動するために利用可能となる。
【０００７】
請求項１には、熱出力増幅器と、この熱出力増幅器の出口に接続された、つまり直列に接続されたパルス管冷却器とから成るこのような冷凍機の構造の特徴が特徴付けられている。
【０００８】
熱出力増幅器は圧縮機を有しており、この圧縮機には第１の熱交換器もしくは第１の伝熱器が取り付けられており、この第１の伝熱器は環境周囲に熱を放出する。この第１の伝熱器には、第１の再生式熱交換器もしくは第１の蓄冷器が取り付けられている。他方の端部には、別の、つまり第２の伝熱器が取り付けられており、この第２の伝熱器を介して、熱出力増幅器に熱が導入される。したがって、この第２の伝熱器はヒータとみなされる。このヒータには、次いで熱出力増幅器の第１のパルス管が取り付けられており、この第１のパルス管は、熱を放出する第３の伝熱器によって成端されている。この最後の、第３の伝熱器には、パルス管冷却器が取り付けられており、この場合、熱出力増幅器のこの最後の第３の伝熱器は、パルス管冷却器の第１の伝熱器を形成してもよい。パルス管冷却器の第２の蓄冷器と第２のパルス管との間には、有効冷凍ゾーンを形成する第４の伝熱器が位置している。さらに、このパルス管冷却器のパルス管は最後の、つまり第５の伝熱器と、この第５の伝熱器に結合された膨張装置とによって成端されている。
【０００９】
請求項２〜請求項５には、パルス管冷却器の公知の運転変化形に相応した種々の運転変化形が記載されている［Ｉ〜ＩＩＩ］。
【００１０】
まず、運動させられる構成部分を備えた２つの変化形が記載されている：すなわち、請求項２にはピストン膨張機を備えたスターリングプロセス、請求項３にはパッシブな膨張機を備えたスターリングプロセスが記載されている。
【００１１】
次いで、運動させられる構成部分を有しない２つの変化形が記載されている：すなわち、請求項４には、高圧リザーバと低圧リザーバと、請求項３の構成と同様にパッシブな膨張機とを備えたギフォード・マクマホン（Ｇｉｆｆｏｒｄ−ＭｃＭａｈｏｎ）運転形式が記載されており、この場合、両リザーバは、それぞれ１つの弁を備えた供給管路を介して蓄冷器に結合されている。さらに請求項５には、請求項４に記載したような圧縮装置と、高圧リザーバおよび低圧リザーバ、つまり弁制御式の膨張機からパルス管に通じた、制御可能な弁を備えたそれぞれ１つの供給管路とを備えたギフォード・マクマホン運転形式が記載されている。
【００１２】
パルス管増幅器は一方では、スターリングエンジンの場合と同様に電気的に加熱され得る（請求項６）が、しかし別の熱源、たとえばソーラ加熱または燃焼［５］も使用され得る（請求項７）。この場合には、なお一層少ない所要一次エネルギ量を用いて冷却器を運転することができる。
【００１３】
本発明を用いると、特に以下のような利点が得られる：
効率改善、つまり冷凍出力が同じ場合での一次エネルギの低減；
冷却器の廉価な製作、つまり機械的な圧縮機に比べて、パルス管増幅器は極めて簡単に製作され得る構成ユニットであり、付加的にかかる手間は、圧縮機の小型化に基づいたコスト節約により十分に補われる；
運転コストの低減；
保守コストの低減、つまりパルス管増幅器自体はメンテナンスフリーであり、パルス管冷却器のためにいずれにせよ必要となる、規則的な保守もしくは交換を必要とする付加コンポーネント、たとえば圧縮機および弁は、比較的小さな構造で十分となり、これによりこれらの付加コンポーネントは安価となる。
【００１４】
以下に、本発明を図面につき詳しく説明する。図面は複数の図面から成っている。
【００１５】
まず、図６につき、パルス管冷却器の機能原理についてパルス管冷却器の１周期当たりの４つのフェーズで簡単に説明する：
圧縮機Ｋと膨張機Ｅとは、パルス管ＰＴ内で以下の循環プロセスが実施されるように運転される：
−圧縮機Ｋによるガスの圧縮、
【００１６】
【数６】
0003857587.tif 000002
【００１７】
【数７】
0003857587.tif 000003
【００１８】
【数８】
0003857587.tif 000004
【００１９】
パルス管冷却器に沿った、定常の場合に生じる温度曲線は、その下に描かれている。
【００２０】
パルス管冷却器は種々様々に運転され得る。相応する運転チャートが、図２ａ〜図２ｄに、熱増幅器と組み合わされた形で図示されている。図２ａおよび図２ｂにそれぞれ示した形式は、熱増幅器を駆動するために適当なピストン圧縮機を利用できることをベースにしている。公知のスターリングプロセスに相応して、膨張時に仕事が回収される。図２ｃおよび図２ｄに示した原理では、増幅器に供給されたガス流が、周期的に切り換えられる弁によって印加される。このガス流は、ギフォード・マクマホン（Ｇｉｆｆｏｒｄ−ＭｃＭａｈｏｎ）冷却器、つまりＧＭ冷却器の運転の場合と同様に、高圧容器ＨＤ（圧力リザーバ）から取り出されて、低圧容器ＮＤ（低圧リザーバ）内へ放圧される。このＧＭ運転形式はたしかにスターリング運転形式よりも悪い効率を有しているが、しかしスターリング運転形式よりも廉価な圧縮機を使用することができるという利点を有している。同様のことは、パルス管増幅器ならびに直列接続された両ユニットにも云える。図１には、熱出力増幅器とパルス管冷却器とが直列接続の形で組み合わされた構成が概略的に図示されている。
【００２１】
さらに、熱出力増幅器と、この熱出力増幅器を用いて運転されるパルス管冷却器との直列接続ユニットから成る、周期的に作動する冷凍機のための例示的な設計について説明する。
【００２２】
熱出力増幅器（圧縮機またはパルス管圧縮機も挙げられる）はパルス管冷却器と同様に機能するので、両システム、つまり熱出力増幅器とパルス管冷却器とを、同じ方法で取り扱うことができる。公知の計算法［ＩＶ］により、パルス管冷却器では実験との良好な合致が提供される。この場合、典型的な事例としては、蓄冷器入口で１０００Ｗの仕事電流（「ｐＶ出力」）を必要とする冷却器が挙げられる。このためには、２Ｈｚの脈動周波数において、体積流のＵｓ＝４．８ｌ／ｓおよび４５゜の位相差を有する圧力のｐｓ＝５．７の波高値（Ｓｃｈｅｉｔｅｌｗｅｒｔ）を有する、調和的に（ｈａｒｍｏｎｉｓｃｈ）脈動するガス流が必要となる。弁制御された運転形式では、この脈動はもはや調和的でなくなる。しかし、その場合でもこの計算モデルを用いて良好な近似で設計を行うことができることが判った。ＧＭ運転形式では、約６０００Ｗの電気的な駆動出力を有する圧縮機の「ｐＶ出力」がもたらされる。この圧縮機は１８バールの中間圧における約１．９の圧縮比で作業する。最適に調整されたパルス管冷却器のためには、上記計算法により、５０Ｋの冷却温度および３００Ｋの周辺温度において約１１０Ｗの冷却出力が得られる。
【００２３】
計算の際には、圧力および体積流の調和的な脈動、つまり正弦曲線状の脈動が仮定される。最適化されたシステムでは、種々の位置、たとえば蓄冷器入口ＲＥ、パルス管入口ＰＴＥおよびパルス管出口ＰＴＡにおいて、図３ａのベクトル／位相図（Ｚｅｉｇｅｒ−／Ｐｈａｓｅｎｄｉａｇｒａｍｍ）に示した、圧力ｐと体積流Ｕとの関係が生ぜしめられる。圧縮機よりの側でのパルス管内の体積流ＵＰＴ，Ｅは、パルス管内に存在する圧力ｐＰＴよりも約３０゜だけ先行する。それに対して、反対の側でのガス体積流ＵＰＴ，Ａは、前記圧力よりも約４５゜だけ遅れる。パルス管増幅器も最適のエネルギ変換に合わせて設計される場合には、パルス管増幅器においても同様の運転条件が生じることが望ましい。
【００２４】
しかし、図１、図２および図４に示した本発明による配置形式の場合にそうであるように、パルス管増幅器もしくは熱増幅器または出力増幅器とパルス管冷却器２とが直列に接続されていると、図３ｂに示したように位相シフトが合計される。パルス管増幅器または出力増幅器の第１のパルス管ＰＴ１内では、両体積流ベクトルＵＰＴ１，ＥおよびＵＰＴ１，Ａが、圧力ｐＰＴ１よりも先行し、パルス管冷却器では、体積流ＵＰＴ２，ＥおよびＵＰＴ２，Ａが圧力ｐＰＴ２に追従する。これに対して補填的に、図３ｂには、別の位置における圧力振動および体積流振動のベクトルも示されている。すなわち、ＵＲ，Ｅは、室温時に出力増幅器の第１の蓄冷器Ｒ１内に供給された体積流を表している。この第１の蓄冷器Ｒ１の加熱された端部に存在する体積流ＵＲ，Ａは、ガスの熱膨張に基づいた長さ増大と、蓄冷器中の空容積に基づいた小さな旋回とにより特徴付けられている。ＵＲ，Ａと、ＵＰＴ１，Ｅ、つまり第１のパルス管ＰＴ１の高温端部に存在するガス流との間の差異は、ヒータの第２の伝熱器の通流時に生じる。相応して、ベクトルｐＲ，Ｅ、ｐＰＴ１およびｐＰＴ２は、それぞれ増幅器に所属する第１の蓄冷器Ｒ１の室温端部における圧力、出力増幅器の第１のパルス管ＰＴ１内の圧力およびパルス管冷却器の第２のパルス管ＰＴ２内の圧力を表している。
【００２５】
両コンポーネントは、それぞれ最適な状態では運転されない。これにより、パルス管冷却器の効率は、圧縮機Ｋに直接に接続された形の運転形式に比べて悪化する。しかし、寸法設定を改善することにより、このような不都合な効果を、利得が得られる程度にまで減少させることができる。
【００２６】
たとえば、圧縮機の６０００Ｗの電気的な駆動出力を有するＧＭ運転形式の、コンベンショナルな形式で運転されるパルス管冷却器を用いて、５０Ｋで１１０Ｗの冷却出力を得ることができる。加熱部の範囲において１０００Ｋの平均温度を有するパルス管増幅器が使用されると、圧縮機出力が５０％だけ減じられるが、しかし付加的に１０００Ｋで１７００Ｗの加熱出力が節約されなければならない。これによって、電気的な全駆動出力は６０００Ｗから４７００Ｗにまで減少し、圧縮機では３０００Ｗに、加熱部では１７００Ｗにまで減少する。
【００２７】
この効果は、より高い温度適合性を有する材料が使用されるか、または加熱出力が電気的に付与されるのではなく、たとえば図５に示したようなガスバーナチャンバを介して付与される場合に一層好都合となる。蓄冷器の出口と、パルス管への入口との間の管結合部は燃焼器内のガス火炎により加熱される。再冷器（Ｒｕｅｃｋｋｕｅｈｌｅｒ）の出口には、パルス管冷却器が結合されている。
【００２８】
上で挙げた出力データを有する冷却器の実際の構成は、図４に例示されている。図面で見て左側の構成群は高圧バッファ容器ＨＤと低圧バッファ容器ＮＤとを備えた圧縮機および交互に作動させられる複数の弁、電磁弁または回転弁である。真ん中の構成群は、運転したい単段式のパルス管冷却器であり、右側の構成群はこれに適合された出力増幅器またはパルス管増幅器を縮尺通りに示している。この出力増幅器またはパルス管増幅器の蓄冷器は、冷却器の蓄冷器と同様に構成されており、この場合、細孔の目開きだけが、より高い温度に適合されている。直接的な加熱部としては、加熱線材を巻き付けられた、十分にコンベンショナルな構造のセラミック体を使用することができる。パルス管は長さおよび直径に関して、下端部で周辺温度（約３００Ｋ＋ΔＴ）を少しだけ上回る温度が生じるように、そして圧力とガス流との間の位相関係が直列接続の要件に適合されるように最適化されている。後置された水冷式の熱交換器もしくは伝熱器では、あらかじめ高い温度で供給された熱が周辺温度にまで再冷却される。同様の再冷は、圧縮機においても行われる。したがって、パルス管増幅器とパルス管冷却器との間に取り付けられた伝熱器は、圧縮機に組み込まれたプレート形伝熱器である電熱器と同様に構成されていてよい。図４に示したパルス管出力増幅器の線状の向きは、実際に考慮した結果に基づくものである。パルス管増幅器およびパルス管冷却器は同じ縮尺で描かれている。主要な寸法および運転パラメータは表１にまとめられている。
【００２９】
【表１】
0003857587.tif 000005
【００３０】
蓄冷器は、積み重ねられた１００メッシュ  ＳＳ、直径６２ｍｍ、厚さ２ｍｍから成っている。この蓄冷器には、１７００Ｗを消費し、かつ１０００Ｋを発生させるヒータの形の熱交換器が続いている。この熱交換器は５５．２ｍｍの内径と、１４０ｍｍの長さとを有している。アイドル空間は５０％である。上記寸法を有するパルス管が続いている。このパルス管は２ｍｍの肉厚さを有していて、高耐熱性鋼１．４９６１から成っている。パルス管出口には、２００メッシュ  ＳＳ、太さ約１５ｍｍから成る流れスムーザ（Ｓｔｒｏｅｍｕｎｇｓｇｌａｅｔｔｅｒ）が設けられている。ヒータは第１の放射線シールドで被覆されている。別の放射線シールドにより、このヒータと、蓄冷器の最大約１／３と、パルス管の最大約１／３とが被覆されている。
【００３１】
ヒータのために別の加熱エネルギを使用したい場合には、熱が、ガス室の外部に取り付けられたバーナチャンバまたはソーラ暖房のためのコレクタ室から作業ガスへ引き渡されなければならない。問題はスターリングエンジンの場合と同様である。このために得られた、目下、約１０００Ｋまでの作業温度が実現される解決手段は、僅かな改良を加えるだけで転用することができる。これと同様に、図５に示したパルス管増幅器をガスバーナまたはオイルバーナによって運転することもできる。この場合に選択された、蓄冷器とパルス管とのＵ字形の配置が有利であることが判った。蓄冷器の比較的温かいガスも、パルス管の比較的温かいガスも上部に存在し、自然対流による熱は流出することができない。
【００３２】
参考文献；
Ｉ．  Ｓ．Ｗｉｌｄ著：Ｕｎｔｅｒｓｕｃｈｕｎｇ  ｅｉｎ−  ｕｎｄ  ｍｅｈｒｓｔｕｆｉｇｅｒ  Ｐｕｌｓｒｏｈｒｋｕｅｈｌｅｒ，Ｆｏｒｔｓｃｈｒｉｔｔ−Ｂｅｒｉｃｈｔｅ  ＶＤＩ，第１９シリーズ、第１０５号、出版社ＶＤＩ−Ｖｅｒｌａｇ  Ｄｕｅｓｓｅｌｄｏｒｆ在、１９９７年、ＩＳＢＮ３−１８−３１０５１９−５
ＩＩ．  Ｊ．Ｂｌａｕｒｏｃｋ、Ｒ．Ｈａｃｋｅｎｂｅｒｇｅｒ、Ｐ．ＳｅｉｄｅｌおよびＭ．Ｔｈｕｅｒｋ著：Ｃｏｍｐａｃｔ Ｆｏｕｒ−Ｖａｌｖｅ  Ｐｕｌｓｅ  Ｔｕｂｅ  Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｏｒ  ｉｎ  Ｃｏａｘｉａｌ  Ｃｏｎｆｉｇｕｒａｔｉｏｎ．Ｐｒｏｃ．８ｔｈＩｎｔ．ｃｒｙｏｃｏｏｌｅｒ  Ｃｏｎｆ，Ｖａｉｌ（ＵＳＡ）１９９４年、第．．．頁
ＩＩＩ．  Ｗａｎｇ，Ｇ．ＴｈｕｍｍｅｓおよびＣ．Ｈｅｉｄｅｎ著：Ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌ  Ｓｔｕｄｙ  ｏｆ  Ｓｔａｇｉｎｇ  Ｍｅｔｈｏｄ  ｆｏｒ  Ｔｗｏ−Ｓｔａｇｅ  Ｐｕｌｓｅ  Ｔｕｂｅ  Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｏｒｓ  ｆｏｒ  Ｌｉｑｕｉｄ  Ｈｅｌｉｕｍ  Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅｓ，Ｃｒｙｏｇｅｎｉｃｓ  第３７巻（１９９７年）、第１５９頁〜第１６４頁
ＩＶ．  ＨｏｆｍａｎｎおよびＳ．Ｗｉｌｄ著：Ａｎａｌｙｓｉｓ  ｏｆ  ｏ  ｔｗｏ−ｓｔａｇｅ  ｐｕｌｓｅ  ｔｕｂｅ  ｃｏｏｌｅｒ  ｂｙ  ｍｏｄｅｌｉｎｇ  ｗｉｔｈ  ｔｈｅｒｍｏａｃｏｕｓｔｉｃ  ｔｈｅｏｒｙ．Ｐｒｏｃ．１０ｔｈＩｎｔ．Ｃｒｙｏｃｏｏｌｅｒ  Ｃｏｎｆ．１９９８年５月２６日〜２８日、Ｍｏｎｔｅｒｅｙ、Ｃａ．（ＵＳＡ）
Ｖ．  Ｈ．Ｃａｒｌｓｏｎ著：１０ｋＷ  Ｈｅｒｍｅｔｉｃ  Ｓｔｉｒｌｉｎｇ  Ｅｎｇｉｎｅ  ｆｏｒ  Ｓｔａｔｉｏｎａｒｙ  Ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ，
６ｔｈＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ  Ｓｔｉｒｌｉｎｇ  Ｅｎｇｉｎｅ  Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ、Ｅｉｎｄｈｏｖｅｎ（ＮＬ）、１９９３年５月２６日〜２８日（Ｐａｐｅｒ  ＩＳＥＣ−９３０８６）
【図面の簡単な説明】
【図１】  直列接続された熱増幅器とパルス管冷却器とから成る冷凍機の構造を示す概略図ならびにこの冷凍機に沿った温度経過を表す線図である。
【図２】  ａは復動ピストンを備えたスターリング型冷却器として実現された冷凍機を示す概略図であり、
ｂは単動ピストンと、ダブルインレット型の位相シフタとを備えたスターリング型冷却器として実現された冷凍機を示す概略図であり、
ｃはダブルインレット型の位相シフタを備えたギフォード・マクマホン型冷却器として実現された冷凍機を示す概略図であり、
ｄはアクティブな位相シフタを備えたギフォード・マクマホン型冷却器として実現された冷凍機を示す概略図である。
【図３】  ａは最適化されたパルス管冷却器における圧力および体積流の振動を示す位相図であり、
ｂは直列接続されたパルス管増幅器とパルス管冷却器とから成る冷凍機における圧力および体積流の振動を示す位相図である。
【図４】  弁作動式の熱増幅器を備えた冷凍機の構造を示す概略図である。
【図５】  バーナチャンバ加熱装置として形成されたヒータを示す概略図である。
【図６】  パルス管冷却器の機能原理と、パルス管冷却器に沿った温度経過とを示す図である。
【図１】
0003857587.tif 000019
【図２】
0003857587.tif 000020
【図３】
0003857587.tif 000021
【図４】
0003857587.tif 000022
【図５】
0003857587.tif 000023
【図６】
0003857587.tif 000024