CN1296662C - 用于热声装置的顺从性围壳 - Google Patents

Abstract

根据本发明的一个实施例，一种热声装置(20)具有顺从性围壳，该围壳包括刚性部分和顺从性部分。所述装置(20)具有热缓冲管(44)，该缓冲管延伸穿过绝热板(22)和其他热部件(14-18)。所述顺从性部分包括振荡部件和挠曲密封，该挠曲密封具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体。

Description

用于热声装置的顺从性围壳

相关申请的参考

本专利申请要求享有2002年4月10日提交的美国临时专利申请No.60/372008，2002年4月10日提交的美国临时专利申请No.60/371967，2003年2月6日提交的美国临时专利申请No.60/445866的权利，在此通过引用而包含其全部内容。

发明领域

本发明涉及热声装置，尤其涉及热声发动机，热泵和制冷装置。然而，本发明可以用于热声领域之外，因此并不仅限于热声装置。

发明背景

在过去的二十年内，研制用于各种商业、军事和工业应用的热声制冷发动机(泵)的兴趣不断高涨。随着氟氯化碳(CFC)的禁止生产，对热声制冷的兴趣急剧增加。热声制冷机可以这样构成，即它们仅使用无毒且不会导致臭氧耗竭和全球变暖的惰性气体。热声发动机和制冷机的现有技术设计示例在下述专利中示出：美国专利US4489553，US4722201，US5303555，US5647216，US5953921，US6032464和US6314740。

大多数消耗或产生电能的热声发动机和制冷机需要在刚性壁的围壳内(压力容器)容纳热声部件和气态工作流体。所述压力容器通常是刚性壁的绝热压缩体积，或刚性壁的驻波型或亥姆霍茨型声学谐振器。在这些刚性围壳中，产生振荡压力。如果是形成电动的热声制冷机，那么通常存在着由包含在其中、或连接于所述刚性围壳上的一些机电转换器(例如，扬声器或其他马达机构)致动的活塞。该活塞的运动产生所需的压力振荡。所述活塞连接于所述刚性围壳上，该围壳包含热声部件，通过某种方式提供动态压力密封，防止气态工作流体在活塞周围泄漏。在所有已知的情况下，除了一种情况外，这种动态压力密封是间隙密封(例如，围绕所述活塞的紧密配合面)或挠曲密封，比如波纹管或隔膜。唯一的例外是扭转谐振式环形热声制冷机(T-RTTAR)(参见美国专利US5953921)。T-RTTAR方案并没有采用动态压力密封，而是要求整个刚性围壳以工作频率振荡。

在热声原动机(发动机)中，当向发动机供应热能(热量)时，热声地产生压力振荡。为了从刚性围壳内这种热声诱发的压力振荡中提取电能，通过所述压力振荡驱动连接于机电转换器的活塞。而且，需要使用动态压力密封，以抑制气态工作流体在活塞周围的流动。

绝热压缩体积

对于热声装置来说，用于容纳热声部件和气态工作流体的刚性围壳的最简单形式是所述刚性围壳的每个尺寸都小于声波波长。这种装置的一个示例在图1示出，它取自授予DeBlok的美国专利US6314740(原图2)。声波波长λ，由公式λ＝a/f给出，其中在谐振腔内气体或气体混合物中的声速是a，活塞的振荡频率是f。以频率f正弦振荡的一个或多个活塞，使用电能产生压力振荡，或利用那些压力振荡产生电能。如果所述刚性围壳的最小尺寸L_typ(通常是所述刚性围壳的长度或直径)小于所述声波波长，L_typ＜＜λ，那么在由所述活塞的运动引起的压力振荡和所述围壳体积变化之间的关系受绝热气体定律的控制。对于更高功率的热声装置，波长λ通常大约一米。

在设计热声装置时，另一考虑因素是热穿透深度δ_k，用作描述在一个声学周期内热量可以在多大距离上扩散穿过工作流体的特征长度。刚性围壳的最小尺寸总是大于热穿透深度δ_k，即L_typ＞＞δ_k。在多数热声应用中，热穿透深度δ_k通常约100微米(100μm)。

${\mathrm{\δ}}_K=\sqrt{\frac{\mathrm{\κ}}{\mathrm{\π\ρ}{c}_{p}f}}---\left(1\right)$

热穿透深度取决于密度ρ，导热率κ，气态工作流体的等压比热c_p，以及工作频率f。

当声波波长与所述刚性围壳的尺寸相比较大时，在围壳内各处的压力振荡非常接近常数(即，无论位置，p₁(t)＝p₁sin(2πft))，并且以至于与所述内部表面积和所述热穿透深度的乘积相比，所述围壳内的气体体积较大，压力振荡非常接近地受绝热气体定律控制，pV^γ＝常数。所述气态工作流体的多变系数γ是所述气体的等压比热c_p与所述气体的等容比热c_v之比。

$\mathrm{\γ}=\frac{c_p}{c_v}---\left(2\right)$

对于所述刚性围壳体积的小变化V₀，该围壳容纳了平均(静态)压力P_m下的气态工作流体，所述振荡压力的值p₁可以使用绝热气体定律以所述刚性围壳的体积变化值δV来表示。

$p_1=\mathrm{\γ}{\mathrm{}p}_m\frac{\mathrm{\δV}}{V_0}---\left(3\right)$

活塞的运动产生了所述刚性围壳的体积变化。所述振荡压力的值p₁可使用活塞的面积A_pist与所述活塞的运动振幅y₀相关。所述活塞与时间相关的正弦位移由y_pist(t)＝y₁sin(2πf_t)给出，具有位移振幅为y₁。所述刚性围壳的内部体积为V₀，如果当所述活塞处于中立或平衡位置时测量，则y_pist＝0。在所述中立活塞位置，所述刚性围壳内的气体压力等于平均压力P_m，

$p_1=\frac{\mathrm{\γ}\mathrm{}{p}_m{A}_{\mathrm{pist}}}{V_0}{y}_1---\left(4\right)$

上述结果(公式4)表明，对于由所述刚性围壳体积限定的给定体积V₀和活塞的面积A_pist，所述压力振荡的值p₁随着活塞的位移值y₁增加而增加。为了简化绝热压缩体积的性能与驻波谐振腔的性能比较，通过将活塞的运动表述为产生振幅的振荡体积流速dV/dt＝2πfy₁A_pist来表征所述活塞的运动是很方便的。(公式4)的结果可以表述为声学阻抗Z_ac＝p₁(dV/dt)，

$\mathrm{Zac}\≡\frac{p_1}{(\mathrm{dV}/\mathrm{dt})}=\frac{\mathrm{\γ}\mathrm{}{P}_m}{2\mathrm{\πf}{V}_0}---\left(5\right)$

图1示出了使用了这种绝热压缩体积方案的早期设计。如图所示，活塞通过柔性波纹管连接于刚性围壳1。机电致动器2连接于活塞-波纹管组合3，该组合连接于容纳该制冷***的热声元件的刚性围壳。通过内部连接管12形成声相控制旁路10。冷热交换器示为6，设有冷输送流体入口6a和出口6b，用于连接制冷负载。热热交换器示为7，设有热输送流体入口7a和出口7b，提供将蓄热器8泵送的废热排出的装置。

对于图1的装置来说，波纹管的体积V_bel构成容纳气态工作流体和热声部件的刚性围壳的总体积V₀的非常小的一部分。因为波纹管的运动以及活塞的运动，y₁受到波纹管材料(通常是金属)中位移和压力诱发的应力的限制，由公式4给出的压力振荡值p₁将小于本发明人设想的制冷应用中高冷却功率密度所需的值。

波纹管偏移(行程)限制

图1的装置设计在压力振荡值上的限制不是该设计所独有的。而是，这是许多热声装置面临的严肃问题。此外，波纹管本身在利用它们的装置上施加一定的限制。波纹管的使用寿命(失效前循环数目，N_max)由于在压缩和延伸过程中波纹管的偏移和波纹管上的压力差别造成的波纹管材料中产生的静态和动态应力组合的值确定。这些偏移和压力诱发的应力之和必须与波纹管材料的疲劳极限(可以使失效前循环数目为无限的最大材料应力N_max＝∞)相比。波纹管的这些应力和失效前循环预期数目的计算公式在膨胀接头制造商协会标准(Standards of the Expansion Joint Manufacturer′s Association，Inc.，25 NorthBroadway，Tarrytown，NY 10591(EJMA标准))中公开。

EJMA标准还提供了给定长度L_bel的波纹管的压缩驻波谐振的频率f_bel的计算公式。已经由R.W.M.Smith[用于热声制冷机的高效的2千瓦声源，宾西法尼亚州应用研究实验室技术报告No.TR01-001(2000年11月)，第43-45页)]示出，对于波纹管的动态弯曲来说，在大于约f_bel/20的频率下，EJMA标准必须由动态应力集中系数来补充。

为了评价体积变化δV所施加的限制，该体积变化由上述的波纹管偏移振幅限制来确定，将围壳体积V₀分成刚性围壳限定的静态部分V_enc和波纹管的体积V_bel是有用的。所以，V₀＝V_enc+V_bel。由EJMA标准和Smith动态应力集中系数对波纹管体积变化δV所施加的限制趋于将体积变化δV限制在约为波纹管体积V_bel的10％，所以δV≤0.10V_bel。同样，对于恒定截面面积的刚性围壳和波纹管来说，y₁/L_bel≤10％。图1示出对于De Blok结构来说，波纹管的体积小于总体积的20％，即V_bel＜0.20V₀的情况。因此，在De Blok结构中，δV/V₀＜0.02。这一小压缩比δV/V₀指示峰值-平均值的压力比，p₁/p_m＝γδV/V₀，对于这种装置来说，仅约百分之几(≤3％)。

大多数热声装置要求峰值-平均值的压力比p₁/p_m大于3％为实际值。在5％＜p₁/p_m＜10％范围内的峰值-平均值压力比目前普遍用于产生冷却功率体积密度(对于热声制冷机)和高气态工作流体流产生的非线性损耗的最佳比，尽管当所述损失可以降低时，较高的压力振幅预期更有吸引力。对于热声原动机(发动机)来说，优选的峰值-平均值的压力比p₁/p_m倾向于比大多数设计人员认为最适于制冷应用的更大的数值。

如果所述制冷应用更适合由热而不是电力来驱动，那么表征图1中的De Blok结构的小压缩比特性可以通过使用热声发动机来产生所述热声制冷机所需的振荡压力而克服[参见美国专利US4858441，US5901556，US6032464或Reh-lin Chen的“大型太阳能热声制冷器的设计、构造和测量”，宾西法尼亚州(2001年12月)]。然而，很多应用更适合使用电能。

间隙密封的限制

如果使用间隙密封代替波纹管(挠曲)密封来抑制所述气态工作流体在所述活塞周围的流动，那么所述波纹管的小压缩比的限制也可以克服。由于在所述活塞和孔之间小间隙内的流体摩擦，以及由于气体流经所述间隙造成的“漏气”损失，使用间隙密封方案引入了额外的功率损耗。使用所述间隙密封方案还产生了活塞运动的偏心作用(称为“活塞游走”)，这将移动所述活塞和线性马达的平衡位置。这种活塞游走是由于在压缩和膨胀冲程中压力的不对称产生的静态压差累积，或所述活塞在孔内的同步“间隙摆动”造成的[参见G.W.Swift，热声学：某些发动机和制冷机的统一展望(美国声学学会，2002)]。所述压差必须通过安全阀或其他装置释放，比如W.C.Ward，J.C.Corey和G.W.Swift提出的声学旁路网络[参见“用于往复自由活塞装置的漂移稳定器”，2001年4月提交，洛斯阿拉莫斯国家实验室，CaseS-94，784]。

声学谐振器

大多数产生(发动机)或消耗(制冷机和热泵)电力的热声发动机和制冷机都在用作驻波或亥姆霍兹(集合参数)声学谐振器的刚性壁围壳内，利用热声部件的布置和所述气态工作流体。为了论述的目的，“驻波”或“亥姆霍兹”谐振器都被认为是刚性壁围壳，它们利用气态工作流体的惯性和弹性性能在所述围壳内产生共鸣。所述气态工作流体的声学共鸣在绝热压缩体积的振幅上将给定活塞运动的压力振荡振幅(通常由体积速度dV/dt来表征，该体积速度由活塞的振荡产生)提高了Q/π倍，如果所述两个刚性围壳的体积相同。这可以产生所需的效果。因为提高的压力振幅或降低的活塞运动通常改善了性能(功率密度)和/或提高了可靠性。

作为声学谐振器的凹腔的使用提供了提高所述气态工作流体的压力振荡的手段，超出将可以在并非刚性凹腔谐振的某些频率下获得相同振幅的活塞运动的压力振荡[参见S.Garret和S.Backhaus“声的力量”，美国科学家杂志，88(6)，516-525(2000)]。这种谐振压力的增强将取决于谐振器的几何尺寸。如果我们考虑在包含半波长λ/2的模式下工作，较长的尺寸，且具有质量因数Q的驻波谐振器，那么谐振器的声学阻抗Z_ac由下式给出[参见I.Rudnick，美国声学学会期刊63(6)，1923-1925(1978)]，

$Z_{\mathrm{ac}}\≡\frac{P_1}{(\mathrm{dV}/\mathrm{dt})}=\frac{\mathrm{\γ}{P}_{m}Q}{\mathrm{\πf}{V}_0}---\left(6\right)$

比较驻波谐振器(公式6)的半波长λ/2的声学阻抗Z_ac与绝热压缩体积(公式5)的阻抗，结果表明对于相同体积V₀的刚性围壳，对于相同的振荡活塞体积流速dV/dt，所述驻波谐振器产生Q/2倍的压力P₁。这种振荡压力的提高可能是很大的，因为热声谐振器通常具有非常大的质量因数，比如 $Q\≅20\±10.$ 如Wakeland提出，【参见美国声学学会期刊107(2)，827-832(2000)】，线性马达的行程和对于该马达产生最大的电声能量转换效率的机械阻抗施加的限制，将会使得公式6的声学谐振Q-增强无用，除非对于给定的应用和线性马达的选择，在活塞面积A_pist的选择上有足够的回旋余地。

与等同的绝热压缩体积相比，由所述声学谐振器产生的振荡压力增加，以及该谐振器表面积的增加，也会引入额外的损耗。该谐振器损耗主要是由于在高振幅时接近所述驻波谐振器中心的或在所述亥姆霍茨谐振器的颈部的气态工作流体的高速度，以及在较低振幅时，由于热粘边界层损失造成的。作为声学谐振器的刚性围壳还趋于明显长于用于容纳相同冷却或功率产生能力的热声部件的额定绝热压缩体积。

基于上述，需要克服现有技术的缺点的改进热声装置。

发明内容

本发明提供了一种紧凑的、高功率密度的几何结构，用于利用在制冷和发动机应用中传递的热声热。通过将热声部件(例如叠层或蓄热器，热交换器，和/或声相调整部件)放在顺从性(compliance)围壳内，可以保持热声装置所有公知的吸引特征，同时产生比以前的可能设计更紧凑，能量效率更高的完整的制冷机或发动机。所述顺从性围壳连接于线性马达(扬声器)或线***流发电机(发电机)能够从电能高效地产生有用的冷却，或高效地将输入热量(产生热声诱发的压力振荡)转化成电力[参见美国专利US5996345]或热声冷却[参见美国专利US4858441和US5901556]。

根据本发明的一个实施例，一种热声装置，具有包括刚性部分和顺从性部分的顺从性围壳。所述顺从性部分包括振荡部件和具有一对端部以及在所述端部之间延伸的挠曲本体的挠曲密封。所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封。所述挠曲密封具有平均截面积和端到端的平衡长度。挠曲体积定义为所述平均截面积和所述端到端平衡长度的乘积。热芯位于所述顺从性围壳中且包括至少第一和第二热交换器。气态工作流体的工作体积填充所述顺从性围壳。气态工作流体的工作体积具有平衡的压力。马达可以使所述振荡部件正弦地振荡，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于所述平衡长度正弦地增加和减小。因此，所述气态工作流体的工作体积压力在高于所述平衡压力的峰值压力和低于所述平衡压力的最小压力之间正弦地振荡。在某些实施例中，所述工作体积小于或等于四倍的所述挠曲体积，而在另一些实施例中，所述工作体积小于或等于两倍或一倍的挠曲体积。在另一实施例中，至少所述热芯的一部分位于所述挠曲体积内。压力振幅可以定义为工作体积内所述峰值压力和所述最小压力之间的差值的一半。在一些实施例中，所述压力振幅高于或等于所述平均压力的5％，而在另一些实施例中，所述压力振幅高于或等于所述平均压力的10至15％

根据本发明的另一方面，一种热声装置，设有压力容器，其中具有密封的内部体积。顺从性围壳位于所述压力容器的内部体积内。所述顺从性围壳包括刚性部分和顺从性部分。所述顺从性部分包括具有质量m_osc，面积A_osc的振荡部件，以及具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体的挠曲密封。所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封。所述挠曲密封具有平均截面积和端到端的平衡长度。挠曲体积V_flex定义为所述平均截面积和所述端到端长度的乘积。热芯位于所述顺从性围壳中且包括至少第一和第二热交换器。加压的气态工作流体填充所述顺从性围壳和压力容器。气态工作流体具有多变系数γ和平衡压力p_m。工作体积V₀定义在所述顺从性围壳中的工作流体的体积。马达可以以工作频率f使所述振荡部件正弦地振荡，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于所述平衡长度正弦地增加和减小。所述马达具有与所述振荡部件互连的运动部分，所述运动部分的质量为m_motor。压力容器的体积V_motor定义为在所述压力容器的内部体积中和在所述顺从性围壳外部且不被马达占据的气态工作流体的体积。所述振荡部件的振荡运动受弹力阻挡，k，等于挠曲密封产生的机械刚度k_mech，和气态工作流体产生气体刚度k_gas之和。所述气体的刚度定义为：

$k_{\mathrm{gas}}=\frac{\mathrm{\γ}{p}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2}{V_{\mathrm{eff}}}=\mathrm{\γ}{p}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2[\frac{1}{V_0}+\frac{1}{V_{\mathrm{motor}}}]$

最优的工作频率f_opt定义为：

$f_{\mathrm{opt}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}+k_{\mathrm{mech}}}{m_{0\mathrm{sc}}+m_{\mathrm{motor}}+m_{\mathrm{eff}}}}$

其中m_eff是所述挠曲密封的所述运动部分的有效质量；V_eff是***的有效体积。工作频率f优选在0.8*f_opt到1.2*f_opt之间，但是可以在0.9*f_opt到1.1*f_opt之间，或大致等于f_opt。

在本发明的另一实施例中，一种热声装置，包括具有密封的内部体积的压力容器。所述压力容器具有周边侧壁。活塞位于所述压力容器的内部体积内。所述活塞具有可滑动地啮合所述侧壁的周边密封，从而在所述活塞一侧形成工作体积V₀，在所述活塞另一侧形成马达体积V_motor。所述活塞具有质量m_osc和面积A_osc。热芯位于所述工作体积内，且包括至少第一和第二热交换器。加压的气态工作流体填充所述工作体积和所述马达体积。气态工作流体具有多变系数γ和平衡压力p_m。马达位于所述马达体积中，且可以以工作频率f使所述振荡部件正弦振荡，而使工作体积内的气态工作流体的压力在高于所述平衡压力的峰值压力和低于所述平衡压力的最小压力之间正弦地振荡。所述马达具有与活塞互连的运动部分，所述运动部分的质量为m_motor。所述振荡部件的振荡运动受弹力的阻挡，k等于气态工作流体产生的气体刚度k_gas。所述气体刚度定义为：

$k_{\mathrm{gas}}=\frac{\mathrm{\γ}{p}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2}{V_{\mathrm{eff}}}=\mathrm{\γ}{p}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2[\frac{1}{V_0}+\frac{1}{V_{\mathrm{motor}}}]$

最优的工作频率f_opt定义为：

$f_{\mathrm{opt}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}+k_{\mathrm{mech}}}{m_{0\mathrm{sc}}+m_{\mathrm{motor}}+m_{\mathrm{eff}}}}$

其中，V_eff是***的有效体积，

工作频率f优选在0.8*f_opt到1.2*f_opt之间，但是可以在0.9*f_opt到1.1*f_opt之间，或大致等于f_opt。

附图简要说明

图1是现有技术的热声装置的剖面图；

图2是本发明的热声装置的第一实施例的剖面前视图；

图3是本发明的热声装置的第二实施例的剖面前视图；

图4是一种交流抑制波纹管设计的剖面图；

图5是另一种交流抑制波纹管设计的剖面图；

图6是本发明的热声装置的第三实施例的剖面前视图。

发明的详细描述

本发明提供了一种具有顺从性围壳的热声装置，该围壳容纳气态工作流体和热声部件。在一个实施例中，提供动态气体密封的波纹管或其他柔性结构基本上形成所述顺从性围壳的整个侧壁。在这种方案中，所述顺从性围壳内的气态工作流体的体积V₀，可以接近，几乎相同，或小于所述波纹管的体积V_bel。在某些实施例中，所述波纹管假定为薄壁圆柱形壳体，在其壁的某些部分具有回旋褶。所述回旋褶的外径为r_out，内径为r_in。所述波纹管的平衡长度是L_bel。所述波纹管的体积V_bel为所述波纹管的平均截面积A_bel＝π((r_in+r_out)/2)²和所述波纹管长度L_bel的乘积，从而V_bel＝A_belL_bel。在一个优选实施例中，V₀可以小于V_bel，由于所述活塞向内进入所述波纹管体积V_bel，被所述波纹管内的热声部件占据的体积，和故意放在波纹管内特别用于减小有效围壳体积V₀的刚性体(但不必是固体)的包含，而排除了所述围壳体积的一部分。

为了便于说明，一个实施例假定顺从性围壳的有效体积比所述波纹管的体积小15％，V₀＝0.85V_bel。如果由于上述原因，δV＝0.10V_bel，那么所述压缩比的值 $\mathrm{\δV}/V_0=0.10V_{\mathrm{bel}}/0.85V_{\mathrm{bel}}\≅12\%.$ 假定用作工作流体的惰性气体的多变系数γ＝5/3，公式4示出所述顺从性凹腔可以产生最大的峰值-平均值压力比，P₁/p_m，接近20％，同时，仍然将波纹管的偏移保持在无限长的波纹管寿命(N_max＝∞)所需的范围内。这样的压力比已经足以用于任何设想的热声制冷或原动机(发动机)应用。

第一优选实施例

热声制冷机的第一优选实施例使用了本发明的顺从性围壳，如图2的20所示。热声制冷机20包括基本上容纳了所述制冷机的所有部件的外压力容器50，包括顺从性围壳。所述顺从性围壳又容纳了热部件40。这些热部件40包括冷热交换器14，蓄热器16和热热交换器18。这些部件40由绝热板22支撑，绝热板22提供了流经管24的热交换流体的通道，管24与压力容器50外的散热器或热负载连通。活塞26示为在热部件14-18下方，之间延伸有波纹管28，将活塞26和绝热板22互连。线性马达或致动器30与活塞26通过马达30的运动部分32互连。因此，马达30可以使活塞运动。在所示的实施例中，马达30的运动部分32与活塞26通过刚性管36互连。在活塞26和所述装置的某些静止部分，比如绝热板22之间可设有圆柱形弹簧34，以调节所述***的机械共振频率。

对于本领域的技术人员来说，显然波纹管28和活塞26一起形成容纳的体积。在该容纳体积内压力将随着活塞26向上移动而增大，将随着活塞26向下移动而减小。工作体积(或气态工作流体的体积)包括波纹管体积38，减去被热部件40占据的体积，加上所述波纹管外部的任何附加体积42，减去任何其他被取代的体积。所述波纹管的体积定义为在所述波纹管28两端之间由波纹管封闭的体积。因此，所述波纹管的体积等于波纹管的平均截面积和波纹管长度的乘积。热部件体积40定义为由所述热部件取代的体积，否则该体积将由工作流体占据。例如，热交换器14和18以及蓄热器16分别取代所述工作流体的部分体积。为了计算所述装置的工作体积，绝热板22所取代的体积也被认为是热部件40体积的一部分。附加体积42，在本实施例中，定义为在波纹管的上端和压力容器50下端，由端帽52界定的体积。在本实施例中，热部件取代否则是波纹管体积的一部分和否则是附加体积的一部分部分。从另一角度看，所述热部件的一的部分，特别是所述冷热交换器14，向下延伸经过波纹管28的上端，进入波纹管体积内。

如图2所示，装置20具有热缓冲管44，该管延伸经过绝热板22和其他热部件14-18。抑流波纹管46连接于管44的上端，波纹管46的上端由具有附加质量48的端部封闭。这些附加项44-48也可认为是热部件的一部分。与其他热部件一样，部件44-48也取代部分工作流体体积。

可以在多个位置设置体积排除体58，比如连接于端帽52，从而对于给定的活塞运动量，进一步减小设备的工作体积，从而增加压力比。类似地，体积排除体可以设在波纹管体积38内，以增大压缩比。被排除体58取代的体积也必须从工作体积中减去。为了计算工作体积，可以在考虑排除体取代的体积时，计算附加体积42，或分别减去被排除体取代的体积。在所示的实施例中，活塞26是锥形的，因此延伸进入否则是波纹管体积的区域内。所以，所述锥形活塞取代的附加体积，与扁平活塞相比，必须从波纹管和附加体积的总和中减去。对于本领域的技术人员来说，因为附加体积42较小，由热部件40和排除体58，以及活塞26取代的部分体积明显向上延伸入波纹管体积38中，实际的工作体积，或气态工作流体的体积可小于波纹管体积，该体积为所述波纹管的截面积与平衡的端到端长度的乘积。可取的是，所述工作体积小于或等于所述波纹管的体积，但在某些实施例中，所述工作体积可大于所述波纹管的体积。例如，所述工作体积可以小于或等于2倍、3倍、甚至4倍的所述波纹管体积。在其他实施例中，工作体积等于或小于0.9倍的波纹管体积或0.85倍的波纹管体积。

活塞26可以覆有薄的、轻型的绝热材料60，且可以由窄的静态压力平衡毛细管62渗透。任何被在60处的绝热材料取代的体积也被从所述顺从性围壳的工作体积中取代。应当指出，比如上、下的位置信息仅是示例性的，并不限制利用本发明的装置的结构。类似的，本发明并不仅限于在各图中示出的结构。而是，方位和结构可以改变，而不脱离本发明的范围。

现在将对本发明的第一实施例的各部件进行更详细的描述。

压力容器

在第一优选实施例中，所有的主要热声部件都容纳在压力容器50(由半椭圆形的端帽52，基板54和圆柱体56组成)中。压力容器50的目的是容纳加压至工作压力P_m的加压的气态工作流体。通常，所述工作压力P_m基本上高于大气压。在图2中，压力容器50的三个部件52-56通过螺栓连接在一起，且利用未示出的O型环密封。在生产厂中，压力容器50可以通过焊接连接和密封。通过在压力容器50中容纳加压的气态工作流体，波纹管28中必须承受的唯一压力是经过波纹管时形成的压力差，而不是整个的静态压力P_m。在下一部分中描述了另一个不需要使用压力容器的实施例，但需要所述波纹管容纳全部压力(静态和动态)。

热部件

在该实施例中，所有热部件或热芯(冷热交换器14，蓄热器16，热热交换器18，具有附加质量48的抑流波纹管(flow suppressionbellows)46，和热缓冲管44)连接于绝热板22上，便于制造和装配。冷热交换器14，蓄热器16和热热交换器18的尺寸是由特定应用规定的所需冷却功率和温度范围确定的。热输送流体经过热热交换器18将热量排出所述装置外，并通过冷热交换器14为指定的热负载提供有效的冷却。另外，如果所述装置用作热声发动机，则可以将热量提供给所述装置。在此所述的每个装置通常是可逆的，可以用作发动机而不是泵。而且，对于本领域的技术人员来说，明白术语“热声制冷机”或“泵”或“发动机”等可以在本文中互换地使用，而不会限制本发明的应用性。另外，本发明还可以用于蓄热器之外的热存储元件，比如叠层。根据2002年5月16日提交的美国临时专利申请60/381735的公开内容，在此通过引用而包含其全部内容，还可以设有热存储元件。

Gedeon流动的抑制

如David Gedeon[“在斯特林和脉冲管低温冷却机中的DC气流，低温技术第9期，R.G.Ross等(Plenum，纽约，1997)，385-392页”]和Swift等[美国专利US6032464]所提出的，经过蓄热器的声能通道在所述蓄热器上产生与时间无关的压差。除非设有流动阻挡，或通过其他手段产生值相等、符号相反的压差，与时间无关的压差将产生气态工作流体通过热交换器14和18以及蓄热器16的单向流动。这种声学驱动的单向气体流动(称为Gedeon流动)可引入有害的热负载，这将降低制冷性能，除非得到抑制。在图2和3中示出的示例性实施例中，所述流动受到加有附加质量48的抑流波纹管46的抑制。(另一种抑流波纹管的结构在图3中示出)。可选的附加质量48保证了抑流波纹管46以受控模式的刚度在所述装置驱动频率f下运行。对于本领域的技术人员来说，显然还可以使用其他方案来抑制Gedeon流动。

声相调整网络

为了在蓄热器16内的振幅P₁的振荡压力和流经所述蓄热器的气流之间提供适当的相位，在热缓冲管44内的气流必须就象质量。热缓冲管44内的气体的惯性(inertance)与抑流波纹管46和半椭圆端帽52之间的气体的顺从性一起提供了蓄热器16内压力和气流的适当相位。带有附加质量48的抑流波纹管46在质量受控的频率下运行保证了带有附加质量的抑流波纹管也就象在工作频率f下的惯性。

具有附加质量48的抑流波纹管46的附加惯性通过降低所需的振荡气流而增强了所述压力/气流的相位调整。较高的总惯性(气体惯性加波纹管惯性)，可以允许较小的网络体积顺从性，以及较低的振荡气流对热热交换器18和半椭圆形端帽52之间的空间内的振荡压力提供相同的增强。通过所述声相调整网络的振荡气流的减少还降低了由所述振荡流体流路的截面积变化(尤其是不连续)产生的紊流造成的寄生损失。

热缓冲管44降低了从靠近热热交换器18的气体到冷热交换器14的热量泄漏。使用入流和出流之间的最小损失系数的不对称性，这些部件还可以提供与时间无关的压力差，来抑制Gedeon流动，如Swift等的[美国专利US6032464]所给出的。

对于本领域的技术人员来说，显然也可以使用其他装置来调节声相。图1示出了一种方案，图6示出了另一种方案。其他方案对于本领域的技术人员来说也是显然的。在每种情况下，所述声相调整装置优选使蓄热器内的气体压力和气体速度振荡基本上同相。

圆锥形活塞

所需的压力振荡幅度P₁是通过连接于波纹管28和马达30的运动部分32的刚性圆锥形活塞26的运动在波纹管28内的气态工作流体的绝热压缩产生的。刚性圆锥形活塞26伸到由波纹管28形成的体积V_bel中，提高了可获得的压缩比，而没有缩短波纹管的长度L_bel，如前所述。所述圆锥形形状增加了活塞的刚性。马达30的运动部分32通过刚性管36连接于圆锥形活塞26。圆锥形活塞26通过张紧螺栓37连接于刚性管36和马达30的运动部分32。薄绝热材料60可以通过粘结层连接于活塞26，减少从马达30所在的室温区向接近冷热交换器14的冷气体的热量泄漏。马达30的静止部分刚性连接于基板54。

在该实施例中，小直径的压力平衡管62穿透刚性圆锥形活塞26和绝热材料60。平衡管62的作用是平衡波纹管28内和马达30所在的压力容器50区域的静压力。平衡管62的直径和长度选择为使指数压力平衡时间常数比刚性圆锥形活塞26的振荡周期1/f更长(大约百分之一)。

虽然在该实施例中，活塞26示为圆锥形，但还可以使用其他形状。例如，所述活塞可以是扁平的，从而不取代任何波纹管体积。然而，根据本发明，通常推荐稍稍减小所述热声装置的工作体积，从而提高所述顺从性围壳中的压力波动。因此，能够稍稍伸入所述波纹管体积的活塞是优选的。例如，等腰梯形或半椭圆型的其他截面形状，可以保持刚性和低质量，同时排除波纹管的部分体积，从而增加压缩比δV/V_bel或δV/V₀。而且，术语“活塞”在此是指任何振荡部件，可以更一般地称为术语“振荡部件”。所述活塞或振荡部件还可以具有不是圆形的其他形状，特别是在热声装置或波纹管具有非圆截面的应用中。

体积排除体

刚性体58可以连接于任何静止部件，比如半椭圆形端帽52或绝热板22，以改变声学反馈网络的顺从性或减小有效压缩体积V₀，并增加压缩比δV/V₀。为了有效地排除体积，所述刚性体不仅是刚性的，而且必须是固体。在图2中，刚性体58减小半椭圆形端帽52和热热交换器18之间容纳的气体体积。刚性体包括在波纹管28所围成的体积内，刚性圆锥形活塞26，波纹管(波纹管体积38)的上端将减小绝热压缩体积V₀，增加压缩比δV/V₀，如果刚性圆锥形活塞26的振荡位移保持稳定。

谐振部件

马达和活塞的运动质量或惯性部分与容纳在波纹管28内的气态工作流体的刚度，以及可选的机械刚度元件的刚度组合，如图2所示作为圆柱形弹簧34，从而形成声-机械谐振器。马达和活塞的运动质量的惯性与容纳在波纹管28中的气体，以及其他弹性元件的刚度(例如，波纹管材料的弹性刚度，辅助机械弹簧的刚度和马达磁性刚度)的相互作用产生机械谐振，由于谐振中弹性和动能的存储，可以实现更大的活塞偏移。离开气体刚度的活塞质量的“跳动”用来描述术语“波纹管跳动”，如在本文用于描述本发明的一方面。

用于诱发热声效应的大部分振荡压力的产生是通过反应动能和势能交换提供的。只有制冷效应和寄生效应(例如，热交换器损失，热粘边界层损失，紊流损失，马达的机械阻力等)消耗的功率必须由马达的动作来代替。类似地，在原动机(热声发动机)应用中，一旦能量已经用于克服寄生损失，则仅必须通过热量和机械能(压力)的热声转换提供由线***流发电机转化成电能的能量。

在最大的电声效率下，振荡压力振幅P₁的最佳产生要求活塞/刚度***在等于机械共振频率f₀的频率f下工作，该频率由公式7确定：

$f_0=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}+k_{\mathrm{mech}}}{m_{\mathrm{pist}}+m_{\mathrm{motor}}+m_{\mathrm{eff}}}}---\left(7\right)$

所述组合***的总刚度k_total是容纳在所述顺从性围壳(也称为工作体积)中的气体和容纳在所述波纹管外部的马达空间中的气体提供的刚度k_gas，加上总机械刚度k_mech的总和，总机械刚度包含波纹管的机械刚度k_bel，加上任何辅助弹簧的机械刚度k_spring。对于本领域的技术人员来说，已知波纹管的机械刚度在某些工作条件下可以接近0。本领域的技术人员还理解几种确定k_mech的方法。辅助弹簧可以是与波纹管28同心的圆柱形弹簧34，或连接于马达或活塞的平面弹簧，如美国专利US6307287所述，在此通过引用而包含其全部内容。另外，设计人员还可以选择使用直径小于波纹管28的圆柱形弹簧，将圆柱形弹簧放在波纹管28内，而不是如图2所示放在波纹管28外。

对于图2所示的结构，气体刚度由公式8给出。

$k_{\mathrm{gas}}=\frac{\mathrm{\γ}{P}_m{A_{\mathrm{pist}}}^2}{V_{\mathrm{eff}}}=\mathrm{\γ}{P}_m{A_{\mathrm{pist}}}^2[\frac{1}{V_0}+\frac{1}{V_{\mathrm{motor}}}]---\left(8\right)$

气体的刚度是由容纳在所述顺从性围壳V₀中的气体以及马达体积V_motor内的气体提供的，马达体积由所述顺从性围壳外、圆柱形压力容器50内的气体形成，排除被静止的马达部件30、运动的马达部件32、刚性管36、张紧螺栓37和圆柱形弹簧34占据的体积。总运动质量m_total包括马达的运动质量m_motor，该质量由运动部分32形成，加上活塞的质量m_pist，该质量由刚性管36的质量，刚性圆锥形活塞26的质量和张紧螺栓37的质量形成，加上有效运动质量m_eff，该质量包括波纹管28和圆柱形弹簧34的部分质量(通常介于1/2和1/3之间)。

对于本领域的技术人员来说，公式7和8可以更通用，而使本发明的跳动方面可以用于具有间隙密封的活塞的热声装置。在这种情况下，没有由于波纹管产生的k_mech或m_eff，尽管如果使用了弹簧，可能有来自弹簧的贡献。而且，在公式8中必须被修正，而使工作体积定义为在活塞上方的体积。假定所述马达容纳在活塞下面的密封体积中，则马达的体积是围绕所述马达的体积。

根据本发明的一个方面，热声装置20设计为使气体的刚度和机械刚度组合，且在工作频率下提供了恢复力，该力恰好平衡所述装置的振荡质量的作用力。通过使所述刚性圆锥形活塞和其他振荡质量的运动的大部分机械能在动能和势能形式之间转换，可以获得较大的压缩比δV/V₀，且不需要马达提供每个循环的压缩和膨胀所需的所有力。这种声学机械谐振(“波纹管跳动”)特征再现使用声学(驻波或亥姆霍茨)谐振器的部分优点，同时减小了装置的总尺寸，并消除了带来热粘性损失的部分能量损耗机构，和在驻波谐振器的高速区或亥姆霍茨谐振器的颈部的气态工作流体经历的较大运动振幅。

通过在早期的结构中提高可实现的动态压力振幅值P₁，同时保持绝热压缩方案的紧凑性，所述“波纹管跳动”的热声设计在体积功率密度(例如，整个装置体积的每立方厘米的冷却功率)上产生了明显的增加。

线性马达

如前所述，对于电驱动应用，在本发明的多个实施例中，线性马达是使活塞振荡的优选选择。多个原因支持这一选择。

首先，如前所示，在本文引用的文献中，波纹管的工作频率对工作应力有重要的影响，因此在可以实现连续工作的活塞运动范围上有重要影响，而后者直接影响可达到的压力比。为了优化波纹管以便对于给定的体积来说获得最高的可能轴向位移，需要在固定的工作频率工作。虽然转动运动转换成往复运动通常由凸轮或其他机械装置执行，但通常转动马达不能瞬间达到特定角度的转动速度，所以波纹管可能在达到最终工作点的过程经历一个频率范围，所述频率对波纹管来说都可能是次优的。

有利于线性马达的第二特征是在示例性实施例中设想种类的热声装置的比例控制可以通过改变活塞的振幅实现(没有改变频率)。普通的凸轮或偏心驱动装置不能改变活塞的振幅。而且，可以产生能够将转动运动转换成往复运动，并提供在固定的转速下改变振幅的手段的机械机构，但这种机构显然太复杂。

而且，广泛地认识到电动线性马达的效率、行程和功率密度明显在高功率时较大(≥100W)，如果磁体振荡且线圈固定不动[参见R.S.Wakeland，美国声学学会杂志，107(2)，827-832(2000)，表I.]。因为运动磁体结构的质量可能大于在普通电动扬声器中使用的运动线圈(音圈)的质量，所以可能需要提供较大的刚度，使较大磁体的运动质量在热声装置感兴趣的频率下共振。由顺从性凹腔内(以及在波纹管外侧，如果采用如图2的第一示例性实施例所示的压力容器)容纳的气态工作流体提供的较大气体刚度提供了使所述运动磁体结构的质量，以及电声转换***的其他部件(例如活塞，连接管等)的运动质量共振所需刚度的全部，或至少主要部分。

与运动磁体线性马达的兼容性也认为是优点，因为已经表明[参见R.W.M.Smith，用于热声制冷机的高效率的2千瓦声源，宾夕法尼亚州应用研究实验室技术报告No.TR 01-001(2000年11月)]，运动磁体线性马达的机电转换效率随着对马达的需求功率减小而增加。这种效率上的增加与普通转动式马达观测到的相反[参见E.A.Avallone和T.Baumeister III，机械工程师马克标准手册，第10版，(McGraw-Hill，1996)，表15.1.13]。如果通过不断改变对马达的功率需求，用比例控制方案控制制冷空间的温度，则运动磁体线性马达的效率增加尤具吸引力。所以，推荐线性马达用于本发明。然而，可以使用其他的装置，比如转动马达。如本文所使用的，“马达”指的是任何可以使所述振荡部件振荡的装置。

代替马达30与基板54的刚性连接，可用弹性马达安装座以产生两个自由度。因此，马达30可以以与马达的运动部件34相反的相位运动。这种方案可以减轻振荡传递给装有热声发动机或制冷机的结构的其他部件。

动态波纹管长度的限制

因为可供无限寿命(N_max＝∞)的所述波纹管压缩比δV/V_bel对于上述结构的运行非常重要，所以有必要回顾一下承受由轴向上的位移和波纹管上的压力差的组合作用诱发的内部(材料)应力的波纹管的结构对该比值的一些基本限制。金属波纹管具有超出具有间隙密封的活塞的优点，因为它不允许漏气，且金属挠曲产生的机械损失所损耗的能量非常小，可忽略不计。

如果波纹管能够具有无限次数的偏振，约为其盘绕长度的±10％(更多的细节参见膨胀接头制造商协会标准，25 North Broadway，Tarrytown，纽约10591)，则波纹管的设计限于所述波纹管材料必须非常薄，通常厚度为1/100英寸(250微米)。因为所述波纹管壁必须非常薄(降低弯曲应力)，通常设计为L_bel＝λ/4，所述波纹管的金属不提供使所述机电换能器的运动质量共振所必须的主要弹性刚度。在某些情况下，还有可能不能维持较大的压力差(在波纹管中产生压应力)，该压力差将使其产生用作气体弹簧所需的刚度。在那些情况下，推荐采用另一种具有整体式动态气体密封的圆柱形弹簧代替所述波纹管。具有整体式动态气体密封的圆柱形弹簧的一种设计在临时专利申请60/371967和在2003年4月9日提交的名称为“具有整体式动态气体密封的圆柱形弹簧”的未决美国专利申请中公开，在此通过引用而包含其全部内容。

在本申请的波纹管设计中，必须注意选择波纹管的形状和尺寸，以提供必须的振荡压力振幅P₁，气体弹簧刚度k_gas，和所需的偏移振幅。选择普通的金属波纹管，在包含的公开内容中的替代例或其他方案取决于预计应用场合的具体情况。应当指出的是，波纹管和具有整体式动态气体密封的圆柱形弹簧都落入挠曲密封的定义中，如本文使用的，比如在美国专利US6461695，US6237922，US5236204及其他中描述的装置。其他的波纹管设计，以及本领域的技术人员已知的任何等同物都落入该定义内。对于本发明，挠曲密封定义为一种至少可部分挠曲且基本上阻塞(密封)比如用作热声装置中的工作流体的气体通道的部件。这种装置包括很多如具有沿运动轴线的基本顺从性的输送管道，提供可以保持压差的边界，且在工作时预计经历轴向压缩，如作为其功能的所需部分。在这里使用的术语“挠曲密封”是指所述材料以任何方式挠曲的密封，并不限于所述材料仅仅弯曲的装置。在本发明中使用的挠性的挠曲密封通常是圆柱形的，但它们可以具有不直或不平行的截面，比如截锥，且可以是其他形状。它们通常具有一对端部，其中一端由往复部件封闭，比如活塞，另一端由热声装置的剩余部分的一部分封闭。挠曲密封将一部分体积，当其端部封闭时将封闭波纹管体积或挠曲体积。在图2所示的波纹管的情况下，所述挠曲密封可以说具有一对端部，一端由活塞封闭。另一端通常位于平面内，所述波纹管的体积或挠曲体积定义为所述波纹管内且在包含所述波纹管端部的平面之间的体积。

膨胀接头制造商协会标准(EJMA标准)提供的指南主要用于准静态弯曲。那些标准示出增加波纹管的长度L_bel可以减小波纹管应力。该方案仅限于“弯曲”或“扭曲”，如EJMA标准描述的，用于准静态弯曲。对于适用于热声装置的高频运行，还要考虑波纹管上激励压缩波的作用。

用于生产普通波纹管的材料的刚度k_tot和惯性(质量)m导致相当低的压缩波速c_comp，该速度是由R.W.M.Smith根据两个参数中推出的[参见用于热声制冷机的高效率的2千瓦声源，宾西法尼亚州应用研究试验室技术报告，No.TR 01-001(2000年11月)，43-45页】：

$c_{\mathrm{comp}}=L_{\mathrm{ac}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{tot}}}{m}}---\left(9\right)$

实际长度L_ac＜L_bel的波纹管的质量取决于波纹管材料的密度ρ。Smith指出最佳工作频率对应于在波纹管的实际长度范围内的四分之一波长，L_ac＝λ/4＝c_comp/4f_opt。该最佳工作频率提供了较高的工作频率，导致动态应力提高到比相同压缩(或膨胀)振幅下的准静态弯曲的应力大π/2倍。

对于固定长度和给定压缩(或膨胀)振幅的波纹管，在波纹管中的应力沿轴向是均匀的，如果弯曲频率(压缩和膨胀)远远低于f_opt，这种低频应力称为由EJMA标准采用的准静态应力极限。如果弯曲频率远远高于f_opt，那么压缩波将沿所述波纹管在轴向上传播，然后在其端部反射。这些压缩波沿波纹管在各位置将产生非常高的应力集中，同时减小总有效体积变化δV，因为波纹管的不同部分将同时压缩和延伸。如果波纹管以2倍于f_opt，或f_opt的更高整数倍的频率弯曲，那么在波纹管上将有半波长压缩驻波共振。这些共振将大大增加在所述压缩波位移节点以及波纹管两端的应力，而将产生非纯压缩或膨胀，因此， $\mathrm{\δV}\≅0,$ 尽管所述波纹管的一端处于运动状态。在这些压缩波共振频率的任一频率下运行都可能诱发疲劳失效，因为波纹管的压缩波共振被非常弱地衰减了。

示例性尺寸和规格

尽管本领域的技术人员理解本发明的热声装置可以采取多种多样的形状，但在此给出图2所示热声装置的一个工作示例的一组尺寸和规格。在热声装置20的一个工作示例中，所述压力容器包括具有内径约8.5英寸，高度约14英寸的外部圆柱体56。绝热板22的厚度约3厘米(1.2英寸)，半椭圆形的端帽52如图所示，体积约0.75升。波纹管28的平衡长度(到处于行程中间点的活塞的长度)约为18厘米(7.1英寸)，内径为15.2厘米(6英寸)，外径为18.3厘米(7.2英寸)。所述波纹管由壁厚0.4毫米(0.016英寸)的Inconel^TM合金625构成，包括侧壁上8形盘绕。如图所示，所述圆锥形活塞向上延伸，高出封闭所述波纹管的下端的理论平面。如果所述活塞是扁平的，所述活塞占用约0.25升体积，否则该体积将由波纹管封闭。所述冷和热热交换器是平行的板形热交换器。蓄热器16是不锈钢筛网叠层。热缓冲管44的顶到底高度约7.6厘米(3英寸)，内径约2.5厘米(1英寸)，下端稍稍向外张开，如图所示。所述抑流波纹管的高度约3.8厘米(1.5英寸)，直径约3厘米(1.2英寸)，且如果使用了附加质量，质量重约10克。包括热和冷热交换器14和18，蓄热器16，热缓冲管44，抑流波纹管46和附加质量48的热部件，与绝热板22一起约占.75升的体积。基于提供的上述信息，装置20的波纹管体积为4升，热部件的体积0.75升，附加体积0.75升，其他体积0.25升。因此，工作体积为3.75升，体积排除体连接于端帽52，占总共0.25升的体积。在该示例性装置中，压力容器50的内部填充有氦气，压力接近1Mpa(145psi)。工作频率约100Hz，同时，所述圆柱形弹簧34的刚度约300kN/m。

第二优选实施例

可以省却图2所示的压力容器50，且可以使波纹管容纳静压P_m和所述动态振荡压力振幅P₁。如果波纹管容纳总压力，则刚性圆锥形活塞的平衡位置将随着波纹管的内部加压而改变。该静压导致的波纹管位移将在波纹管中产生静态应力，以及在任何辅助刚度部件，比如所述圆柱形弹簧中产生静态应力。所述马达运动部分的平衡位置也将改变马达固定部分的磁路。

本发明的热声制冷机的第二示例性实施例在图3中示出。图3示出的双端热声制冷机包括由中心支撑板74支撑的马达72。图2中所述的每个部件都设在支撑板74上，且在支撑板74下重复设置，除了所述压力容器的侧壁外。该实施例消除了静态压力诱发的偏压，同时不再需要独立的压力容器来容纳静态压力。也不需要压力平衡毛细管。图3所示的实施例的另一优点是单个马达用于在由冷热交换器76a和76b，热热交换器78a和78b，蓄热器80a和80b构成的两组热芯中产生动态压力振荡P1。当然，如果还使用了压力容器，那么两组热芯，双波纹管的方案也可以使用。

为了适应双活塞设计，马达支撑板74包含使低刚性管82b通过的孔。马达72刚性连接于马达板74。所述声学网络的顺从性部件仍由半椭圆端帽84a和84b提供。半椭圆端帽84a和84b的分离以及基板74的位置由多种螺杆86和螺母88固定。螺杆86刚性连接于基板74。基板74可以连接于具有顺从性安装座的另一机构，而减轻所述热声单元的振动向更大***的其他部分的传递。刚性管82b向上延伸形成刚性管82a。刚性管82a和82b连接于马达72的运动部分73。刚性圆锥形活塞90a和90b分别连接于刚性管82a和82b。波纹管92a和92b在活塞90a和90b以及绝热板94a和94b之间延伸。绝热垫96a和96b可以分别施加在活塞90a和90b上。圆柱形弹簧98a和98b可以用于提高所述***的机械共振频率。另外，可以使用单个的圆柱形弹簧，或者可以使用不同种类的共振频率调节元件。如前面的实施例，可以在装置的每一端设有声相调节网络，包含热缓冲管、抑流波纹管以及具有附加质量的围壳。

应当指出，缺少压力容器并不会导致高声压级的辐射。这是由于所述双波纹管的运动在其辐射模式中没有声学单极分量，并且其等效的双极源强度非常小，因为波纹管声学中心的分离仅是在典型的工作频率下在空气中辐射的声波波长的一小部分。

第三优选实施例

图6示出了具有顺从性围壳的热声装置110的第三优选实施例的截面侧视图。装置110设计为通过组合的冷头热交换器112吸收热量，并将温度较低的热量输送给容纳在绝热支架或平台118内的蓄热器114，产生制冷效果。声波的能量用于将热量泵送，直到蓄热器114的热端的较高温度。该热量加上通过热声热量泵送过程累积的任何声能，都累积在热热交换器116上。累积在热热交换器116的热量通过流经热交换器116的热热交换输送流体从所述***中排出。

热声装置110的所述部件优选容纳在压力容器120中。压力容器120由通常“下”端被基板124封闭的大体为圆柱形壁或壳体122形成。尽管在图中示为马达在“下”端，但图6的实施例优选在与图示位置相比颠倒的位置上使用，但仍将参照图示的方位进行描述。还可以在其他位置上定位。壁或壳体122的上端由平台或支架118和冷头热交换器112的组合封闭，参照下文对冷头热交换器的进一步描述，这将变得更清楚。

线性马达连接于底板124，线性马达的运动部分通过连接部件130连接于主活塞或动力活塞128。波纹管132在动力活塞128和支架118之间延伸。当动力活塞向上移动时，顺从性围壳中的工作流体被压缩，当动力活塞128向下移动时，顺从性围壳中的工作流体解压缩。在该实施例中，倍增器体积134限定在所述顺从性凹腔内。倍增器体积134由倍增器圆柱体136限定，该圆柱体的上端连接于支架118，下端被倍增器锥体或活塞138封闭。柔性密封140将锥体或活塞138与圆柱体136互连。随着倍增器锥体138向上、向下移动，倍增器体积的体积和其中容纳的气体压力增大或减小。

在波纹管132内和倍增器体积134外的工作流体的体积可称为主体积。主体积和倍增器体积134通过所述热部件流体连通。也就是说，形成从倍增器体积134，经过热热交换器116，经过蓄热器114，经过冷热交换器的翅片142，且经过支架118上的窗口146的流体路径。因此，气体可以从主体积经过窗口146，经过翅片142形成U形转弯，进入蓄热器114。在使用中，倍增器活塞138和动力活塞128通常同相或接近同相地运动。因此，在倍增器体积134和主体积之间的气流受到限制，因为压力波从蓄热器114的两“侧”向中间汇聚。

倍增器体积134与主体积一起在蓄热器的振荡压力和通过所述蓄热器的气流之间提供适当的相位调整。可取的是，所述压力和流动是同相的，或非常接近同相。2003年2月6日提交的美国临时专利申请60/445866和2003年4月9日提交的名称为“热声装置”的未决专利申请中公开图4的实施例的部件和操作的其他细节，在此通过引用而包含其全部内容。该临时专利申请和未决专利申请公开了其他的热声装置设计，所述设计使用了本发明的顺从性围壳。这些不同的设计用作在此公开和论述的其他实施例。

其他替代例

抑流波纹管

对于本发明的优选功率密度，流经蓄热器16的所述孔，热交换器14和18以及热缓冲管44的振荡气流可以大于图2所示的抑流波纹管46可适应的值。这种流动在包括热热交换器18和半椭圆端帽52之间气体填充的体积的顺从性的声相调整网络中产生惯性。所需要的网络流动体积δV_network的估计值可以直接根据绝热气体定律，很方便地从所述顺从性体积V_network的知识中方便地计算出来。

${\mathrm{\δV}}_{\mathrm{network}}\≅\frac{V_{\mathrm{network}}}{\mathrm{\γ}}\frac{P_1}{P_m}---\left(10\right)$

为了适应所述流动，同时抑制Gedeon流动，可以采用图4所示的综合了薄波纹管和薄挠曲盘的不同的波纹管设计。

因为如果不抑制将产生Gedeon流动的所述压力差，该压力差相对较小时，所以波纹管100的厚度和挠曲盘101也可以非常小。对于适当的波纹管盘绕形状，这种薄波纹管可以压缩或延伸实际长度L_ac的50％。这种薄波纹管也提供了连接于圆柱形波纹管100的挠曲盘的柔性边界条件。由于挠曲板的薄度，挠曲板101中心的偏移可以是其直径的很小一部分。这样，可以适应气态工作流体所需的体积流动，并且可以抑制Gedeon流动，即使为了提供所述声相网络所需的顺从性需要提供较大的流动体积。

上述抑流波纹管的另一替代例是图5所示的环形抑流波纹管。该替代例使用覆盖了所述冷热交换器，且提供消除蓄热器中产生的Gedeon流动的气密密封的两个同心波纹管。内部抑流波纹管103连接于冷热交换器的内径，外部抑流波纹管104连接于冷热交换器的外径。盖子105连接于内部抑流波纹管103和外部抑流波纹管104，从而形成气密密封。

环形抑流波纹管具有下述的优点。它可以适应比图2中的抑流波纹管46更大的振荡流体体积V_network。它还使离开冷热交换器14的冷气体局限在冷热交换器附近，从而减小由波纹管内的温热气体施加在冷热交换器上的任何外部热负载。环形抑流波纹管还提供了用于由Rayleigh流动造成沿冷热交换器表面对流的温热气体的阻挡，与蓄热器相对，或其他机构。

加在冷热交换器上的外部热负载可以通过在盖子105的任一表面或两个表面上，内部抑流波纹管103，外部抑流波纹管104上施加绝热层106而继续减小。在图5中，绝热层106示为仅施加在盖子105的外表面。

驻波热声部件

代替使用图2和图3所示的声相调整网络的蓄热器方案，驻波热声“叠层”可以代替蓄热器40，且可以取消具有附加质量48的抑流波纹管46和热缓冲管44。“叠层”代替蓄热器40将简化设计，同时保持了顺从性外壳的优点，但可能的“代价”是降低了热效率。

多级制冷机

可以设计采用两个以上的叠层或蓄热器的多级制冷机。

虽然已经参照优选实施例示出和描述了本发明，但本领域的技术人员应当理解，可以作出各种形式和细节上的改变，而没有脱离本发明的主旨和/或范围。

Claims (37)

1.一种热声装置，包含：

顺从性围壳，包括刚性部分和顺从性部分，所述顺从性部分包括振荡部件和挠曲密封，该挠曲密封具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体，所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封，所述挠曲密封具有平均的截面积，和端到端的平衡长度，挠曲体积V_flex定义为平均截面积和端到端平衡长度的乘积；

位于所述顺从性围壳内的热芯，所述热芯包括至少第一和第二热交换器；

填充所述顺从性围壳的加压气态工作流体的工作体积V_o，气态工作流体的工作体积具有平衡压力P_m；和

可用于使所述振荡部件振荡的马达，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于平衡长度增加和减小，从而使气态工作流体的工作体积的压力在大于平衡压力的峰值压力和小于平衡压力的最小压力之间振荡；

其中

V_o≤4*V_flex。

2.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于

V_o≤2*V_flex。

3.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于

V_o≤1*V_flex。

4.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于还包含：

压力容器，所述顺从性围壳位于所述压力容器中，且加压工作流体的附加体积填充所述压力容器。

5.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于至少所述热芯的一部分位于所述挠曲体积内。

6.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于压力振幅P_l定义为工作体积的峰值压力和最小压力之间的差值的一半；且

P_l/P_m≥5％。

7.如权利要求6所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥10％。

8.如权利要求6所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥15％。

9.如权利要求1所述的热声装置，其特征在于所述热芯还包含位于所述第一和第二热交换器之间的蓄热器。

10.如权利要求9所述的热声装置，其特征在于还包含用于调节蓄热器内的工作流体的压力和速度的相位的声相调整装置，从而使所述压力和速度基本上同相。

11.一种热声装置，包含：

位于压力容器的内部体积内的顺从性围壳，所述顺从性围壳包括刚性部分和顺从性部分，所述顺从性部分包括振荡部件和挠曲密封，所述密封具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体，所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封，所述挠曲密封具有平均的截面积，和端到端的平衡长度，挠曲体积V_flex定义为平均截面积和端到端平衡长度的乘积；

位于所述顺从性围壳内的热芯，所述热芯包括至少第一和第二热交换器；

填充所述顺从性围壳的加压的气态工作流体的工作体积V_o，气态工作流体的工作体积具有平衡压力P_m；和

可用于使所述振荡部件振荡的马达，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于平衡长度增加和减小，从而使气态工作流体的工作体积的压力在大于平衡压力的峰值压力和小于平衡压力的最小压力之间振荡；

其中至少所述热芯的一部分位于所述挠曲体积内。

12.如权利要求11所述的热声装置，其特征在于附加体积的加压工作流体填充所述压力容器。

13.如权利要求11所述的热声装置，其特征在于压力振幅P_l定义为工作体积的峰值压力和最小压力之间的差值的一半；且

P_l/P_m≥5％。

14.如权利要求13所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥10％。

15.如权利要求13所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥15％。

16.如权利要求11所述的热声装置，其特征在于所述热芯还包含位于所述第一和第二热交换器之间的蓄热器。

17.如权利要求16所述的热声装置，其特征在于还包含用于调节蓄热器内的工作流体的压力和速度的相位的声相调整装置，从而使所述压力和速度基本上同相。

18.一种热声装置，包含：

位于压力容器的内部体积内的顺从性围壳，所述顺从性围壳包括刚性部分和顺从性部分，所述顺从性部分包括振荡部件和挠曲密封，所述密封具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体，所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封，所述挠曲密封具有平均的截面积，和端到端的平衡长度，挠曲体积V_flex定义为平均截面积和端到端平衡长度的乘积；

位于所述顺从性围壳内的热芯，所述热芯包括至少第一和第二热交换器；

填充所述顺从性围壳的加压的气态工作流体的工作体积V_o，气态工作流体的工作体积具有平衡压力P_m；和

可用于使所述振荡部件振荡的马达，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于平衡长度增加和减小，从而使气态工作流体的工作体积的压力在大于平衡压力的峰值压力和小于平衡压力的最小压力之间振荡；压力振幅P_l定义为工作体积的峰值压力和最小压力之间的差值的一半；其中

P_l/P_m≥5％。

19.如权利要求18所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥10％。

20.如权利要求18所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥15％。

21.一种热声装置，包含：

具有密封的内部体积的压力容器；

位于压力容器的内部体积内的顺从性围壳，所述顺从性围壳包括刚性部分和顺从性部分，所述顺从性部分包括振荡部件和挠曲密封，所述密封件具有一对端部和在所述端部之间延伸的挠曲本体，所述端部的一端与所述刚性部分密封，另一端与所述振荡部件密封，所述挠曲密封具有平均的截面积，和端到端的平衡长度，挠曲体积V_flex定义为平均截面积和端到端平衡长度的乘积；

位于所述顺从性围壳内的热芯，所述热芯包括至少第一和第二热交换器：

填充所述顺从性围壳和压力容器的加压的气态工作流体，气态工作流体具有多变系数γ和平衡压力P_m，以及定义为包含在所述顺从性固壳内的工作流体的体积的工作体积V₀；

可用于使所述振荡部件以工作频率f振荡的马达，而使所述挠曲密封的端到端长度相对于平衡长度增加和减小，所述马达具有与所述振荡部件互连的运动部分，所述运动部分具有质量m_motor；

压力容器体积V_motor定义为压力容器的内部体积和所述顺从性围壳外部且不被所述马达取代的体积内的气态工作流体体积；

所述振荡部件的振荡运动受到弹力k的阻挡，k等于所述挠曲密封产生的机械刚度k_mech和所述气态工作流体产生气体刚度k_gas之和，所述气体的刚度定义为：

$k_{\mathrm{gas}}=\frac{{\mathrm{\γp}}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2}{V_{\mathrm{eff}}}={\mathrm{\γp}}_m{A_{\mathrm{osc}}}^2[\frac{1}{V_0}+\frac{1}{V_{\mathrm{motor}}}]$

最优的工作频率f_opt定义为：

$f_{\mathrm{opt}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}+k_{\mathrm{mech}}}{m_{0\mathrm{sc}}+m_{\mathrm{motor}}+m_{\mathrm{eff}}}}$

其中m_eff是所述挠曲密封的运动部分的有效质量；A_osc是所述振荡部件的面积；m_osc是所述振荡部件的质量；k_total是组合***总刚度；m_total是总运动质量；V_eff是***的有效体积；和

工作频率f的范围在0.8*f_opt到1.2*f_opt之间。

22.如权利要求21所述的热声装置，其特征在于工作频率f的范围在0.9*f_opt到1.1*f_opt之间。

23.如权利要求21所述的热声装置，其特征在于工作频率f的范围等于最优工作频率f_opt。

24.如权利要求21所述的热声装置，其特征在于还包含连接于所述振荡部件上的弹簧部件，所述机械刚度k_mech由所述挠曲密封和弹簧部件产生，所述有效质量m_eff为所述挠曲密封的运动部分的有效质量和所述弹簧部件的运动部分的有效质量之和。

25.如权利要求21所述的热声装置，其特征在于工作体积V₀，定义为填充所述顺从性围壳的气态工作流体的体积；并且，V₀≤4*V_flex。

26.如权利要求25所述的热声装置，其特征在于V₀≤2*V_flex。

27.如权利要求25所述的热声装置，其特征在于V₀≤1*V_flex。

28.如权利要求25所述的热声装置，其特征在于所述振荡部件的振荡使所述顺从性围壳中的气态工作流体的工作体积的压力在高于所述平衡压力的峰值压力和低于所述平衡压力的最小压力之间振荡，且压力振幅P₁定义为工作体积的峰值压力和最小压力之间差值的一半；且

P_l/P_m≥5％。

29.如权利要求28所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥10％。

30.如权利要求28所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥15％。

31.一种热声装置，包含

具有密封的内部体积的压力容器，所述压力容器具有***侧壁；

位于所述压力容器内部体积内的活塞，所述活塞具有周边密封，其可以滑动地啮合所述侧壁，从而在所述活塞的一侧形成工作体积V₀，在所述活塞的另一侧形成马达体积V_motor，所述活塞的质量为m_osc，面积为A_osc；

位于所述工作体积内的热芯，所述热芯包括至少第一和第二热交换器；

填充所述工作体积和马达体积的加压的气态工作流体，气态工作流体具有多变系数γ和平衡压力P_m；

位于所述马达体积内的马达，所述马达可用于使所述振荡部件以工作频率f振荡，从而使工作体积内气态工作流体的压力在高于所述平衡压力的峰值压力和低于所述平衡压力的最小压力之间振荡，所述马达具有与所述活塞互连的运动部分，所述运动部分具有质量m_motor；

所述振荡部件的振荡运动受到弹力k的限制，k等于所述气态工作流体的气体刚度k_gas，所述气体刚度定义为

$k_{\mathrm{gas}}=\frac{{\mathrm{\γp}}_m{A}_{\mathrm{osc}}^2}{V_{\mathrm{eff}}}={\mathrm{\γp}}_m{A}_{\mathrm{osc}}^2[\frac{1}{V_0}+\frac{1}{V_{\mathrm{motor}}}]$

最优的工作频率f_opt定义为：

$f_{\mathrm{opt}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}}{m_{0\mathrm{sc}}+m_{\mathrm{motor}}}},$

其中，V_eff是***的有效体积；k_total是组合***总刚度；m_total是总运动质量；和

工作频率f的范围在0.8*f_opt到1.2*f_opt之间。

32.如权利要求31所述的热声装置，其特征在于，工作频率f的范围在0.9*f_opt到1.1*f_opt之间。

33.如权利要求31所述的热声装置，其特征在于，工作频率f等于最优频率f_opt。

34.如权利要求31所述的热声装置，其特征在于还包含连接于所述振荡部件上的弹簧部件，所述弹力k还包含弹簧部件产生的机械刚度k_mech，总质量M_total还包含有效质量M_eff，有效质量M_eff等于弹簧部件的运动部分的有效质量，从而

$f_{\mathrm{opt}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{total}}}}=\frac{1}{2\mathrm{\π}}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{gas}}+k_{\mathrm{mech}}}{m_{0\mathrm{sc}}+m_{\mathrm{motor}}+m_{\mathrm{eff}}}}$

其中，k_total是组合***的总刚度。

35.如权利要求31所述的热声装置，其特征在于压力振幅P₁定义为工作体积的峰值压力和最小压力之间差值的一半；且

P_l/P_m≥5％。

36.如权利要求35所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥10％。

37.如权利要求35所述的热声装置，其特征在于P_l/P_m≥15％。

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