JP4252462B2 - 熱音響装置用のコンプライアンスのある密閉箱 - 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、ヒートポンプ、及び冷却装置に関する。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は限定されない。

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号からの恩典を請求し、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４，４８９，５５３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。

電力を消費又は発生する熱音響機関及び冷却装置の殆どにおいて、剛体壁で囲まれた密閉箱（圧力容器）内に熱音響要素とガス状の作動流体を閉じ込める必要がある。圧力容器は、通常は、定常波又はヘルムホルツ波何れかの、剛体壁付断熱圧縮容積又は剛体壁付音響共鳴器の何れかである。上記剛体密閉箱内で振動圧を発生させる。電気駆動式熱音響冷却装置を製作する場合、普通は、剛体密閉箱内に収納された又は剛体密閉箱に取り付けられた電気機械式トランスデューサ（例えば、ラウドスピーカー又は他のモーター機構）によって作動するピストンが使われる。このピストンの動作によって必要な圧力振動を発生させる。ピストンは、熱音響要素が中に入った剛体密閉箱に、ピストンの周りのガス状作動流体の漏れに対して動的圧力シールを提供する何らかの手段によって連結されている。一例を除き全ての既知の事例において、この動的圧力シールは、クリアランスシール（例えば、ピストンを取り囲む密閉嵌め面）、又はベローズやダイヤフラムなどの可撓性のあるシールの何れかである。唯一の例外は、ねじり共振トロイダル熱音響冷却装置（Ｔ＝ＲＴＴＡＲ）である（米国特許第５，９５３，９２１号参照）。Ｔ＝ＲＴＴＡＲ方式では、動的圧力シールは採用しておらず、剛体密閉箱全体を作動周波数で振動させることが要件となっている。

熱音響原動機（機関）では、熱エネルギー（熱）が機関に供給されると圧力振動が熱音響的に発生する。剛体密閉箱内でこのように熱音響的に発生した圧力振動から電力を抽出するには、電気機械式トランスデューサに接続されているピストンを圧力振動によって駆動する。ここでも、ピストン周りのガス状作動流体の流れを抑制するのに動的圧力シールが必要とされる。

断熱圧縮体積
熱音響装置の熱音響要素とガス状作動流体を入れるのに使用される剛体密閉箱の最も単純な実施形態は、剛体密閉箱の各寸法を音響波長に比較して小さくしたものである。このような装置の一例を図１に示しているが、これはDeBlokに対する米国特許第６，３１４，７４０号からの抜粋である（原文献では図２）。音響波長λは、共鳴器内のガス又は混合気内の音速をａ、ピストン振動周波数をｆとして、式λ＝ａ／ｆで与えられる。周波数ｆの正弦波で振動する１つ又は複数のピストンは、電力を使用して圧力振動を発生させ、又はそれら圧力振動を利用して電力を作り出す。圧力振動とピストンの運動により発生する密閉体積変化との関係は、剛体密閉箱の最小寸法Ｌ_typ（普通は剛体密閉箱の長さ又は直径）が音響波長より小さい場合、即ちＬ_typ＜＜λの場合、断熱気体法則によって制御される。高出力熱音響装置の場合、波長λは、通常１メートル程度である。

熱音響装置の設計で考慮すべきもう１つの点は、音響サイクル中に作動流体内でどれだけの距離を熱が拡散できるかを記述する特性長である熱浸透深度δ_κである。剛体密閉箱の最小寸法は、常に熱浸透深度δ_κよりも大きい。即ち、Ｌ_typ＞＞δ_κである。殆どの熱音響使用例において、熱浸透深度δ_κは、通常、１００マイクロメートル（１００μｍ）程度である。

熱浸透深度は、作動流体の密度ρ、熱伝導率κ，及び等圧比熱ｃ_p、並びに作動周波数ｆによって決まる。

音響波長が剛体密閉箱の寸法に比較して大きい場合、密閉箱内のどの場所の圧力振動も非常に良好な近似定数（即ち、位置に関わらずｐ_l（ｔ）＝ｐ_lｓｉｎ（２πｆｔ））になり、密閉箱内のガスの体積が内側表面面積と熱浸透深度の積よりも大きい限り、圧力振動は断熱気体法則、ｐＶ^γ＝定数、に則る良好な近似値になる。ガス状作動流体のポリトロープ定数γは、一定体積におけるガスの比熱ｃ_vに対する一定圧力におけるガスの比熱ｃ_pの比である。

平均（静的）圧力ｐ_mの作動流体が入っている剛体密閉箱容積Ｖ₀に小さな変化がある場合、振動圧の大きさｐ_lは、断熱気体法則を使って、剛体密閉箱の容積の変化の大きさの項δＶとして表すことができる。

ピストンの動きにより剛体密閉箱の容積に変化が生じる。振動圧ｐ_lの大きさは、ピストンの面積Ａ_pistを使ってピストン動作の大きさｙ₀に関係付けることができる。ピストンの時間独立正弦波変位は、ｙ_pist（ｔ）＝ｙ_lｓｉｎ（２πｆｔ）で与えられ、変位振幅ｙ_lを有している。ピストンが中立位置又は平衡位置にあるとき、即ちｙ_pist＝０のとき、剛体密閉箱の内部容積はＶ₀である。ピストン位置が中立位置のとき、剛体密閉箱内のガス圧は平均圧ｐ_mに等しい。

上記結果（数式４）は、剛体密閉箱容積Ｖ₀とピストン面積Ａ_pistで定義される所与の容積について、圧力振動の大きさｐ_lは、ピストン変位の大きさｙ_lが増すと大きくなることを実証している。定常波共鳴器の性能に対する断熱圧縮容積の性能の比較を単純化するには、ピストンの運動を、振動的振幅の体積流量ｄＶ／ｄｔ＝２πｆｔＡ_pistを作り出すものして表すことにより特徴付けるのが便利である。（数式４）の結果は、而して音響インピーダンスＺ_ac＝ｐ_l／（ｄＶ／ｄｔ）として表すことができる。

図１は、この断熱圧縮容積方式を使った初期の設計を示している。図示のようにピストンは、可撓性のベローズで剛体密閉箱に結合されている。電気機械的アクチュエータ２はピストン・ベローズ合体部３に取り付けられ、それがこの冷却システムの熱音響要素を収納している剛体密閉箱１に結合されている。音響位相制御バイパス１０は、内部接続管１２により形成されている。低温の熱交換器を符号６で、冷凍負荷に接続するために設けられた低温移送流体入口６ａ及び出口６ｂと共に示している。高温熱交換器を符号７で、再生用熱交換器８によって汲み上げられる廃熱を排出する手段を提供している高温移送流体入口７ａ及び出口７ｂと共に示している。

図１の装置の場合、ベローズの容積Ｖ_belは、ガス状の作動流体と熱音響要素とが入っている剛体密閉箱の全容積Ｖ₀の極僅かな部分を構成している。ベローズの動作、従ってピストンの動作ｙ_lは、変位と圧力がベローズの材料（通常は金属）に引き起こした応力によって制限されるので、数式４で与えられる圧力振動の大きさｐ_lは、発明者が考える冷却適用例における高い冷却出力密度として望ましい大きさを下回ることになる。

ベローズの変位（ストローク）の制限
図１の装置の設計によって圧力振動の大きさに課される制限は当該設計に固有のものというわけではない。そうではなくて、これは熱音響装置の領域が直面する深刻な問題である。更に、ベローズ自体が、それを利用している装置に或る制限を課す。ベローズの有効寿命（故障するまでのサイクル数、Ｎ_max）は、圧縮時と拡張時のベローズの変位と、ベローズに掛かる圧力差によってベローズ材料に生じる静的及び動的応力の組み合わせの大きさで決まる。これら変位と圧力によって生じる応力の合計を、ベローズ材料の疲れ限度（故障するまでのサイクル数が無限、Ｎ_max＝∞、となる最大材料応力）と比較せねばならない。上記応力とベローズの故障するまでの期待サイクル数の計算式は、Standards of the Expansion Joint Manufacturer's Association, Inc., 25 North Broadway, Tarrytown, NY 10591 (EJMA 標準)に記載されている。

ＥＪＭＡ標準は、所与長Ｌ_belのベローズの圧縮定常波共振の周波数ｆ_belの計算式も提供している。R.W.M.Smithによる[High Efficiency Two Kilowatt Acoustic Source for a Thermoacoustic Refrigerator, Penn State Applied Research Laboratory Technical Report No. TR01-001 (November 2000), pages 43-45]では、約ｆ_bel／２０以上の周波数におけるベローズの動的撓みについては、ＥＪＭＡ標準は動的応力集中係数で補わねばならないことが示されている。

上記ベローズ変位振幅の制約によって規定される、容積δＶの変化により課される制限の近似値を求める場合、密閉箱容積Ｖ₀を、剛体密閉箱により定義される静的部分Ｖ_encとベローズの容積Ｖ_belとに分割するのが有用である。従って、Ｖ₀＝Ｖ_enc＋Ｖ_belである。ＥＪＭＡ標準とSmithの動的応力集中係数が課された場合のベローズの容積変化δＶにかかる制約により、容積変化δＶはベローズ容積Ｖ_belの約１０パーセントに制限される傾向があるので、δＶ＜０．１０Ｖ_belとなる。同等に、断面積一定の剛体密閉箱とベローズについては、ｙ_l／Ｌ_bel ＜１０％である。図１を詳しく見ると、De Blokの構成については、ベローズ容積は合計容積の２０パーセント未満、即ちＶ_bel＜０．２０Ｖ₀であることを示唆している。従って、De Blokの構成では、δＶ／Ｖ₀＜０．０２である。この小さい圧縮比δＶ／Ｖ₀は、このような装置のピーク対平均圧力比ｐ_l／ｐ_m＝γδＶ／Ｖ₀も数パーセント程度（＜３％）に過ぎないことを示唆している。

殆どの熱音響装置では、ピーク対平均圧力比ｐ_l／ｐ_mが実際の値よりも３パーセント高いことが求められる。これまでは、（熱音響冷却装置の）冷却出力容積密度対高ガス状作動流体流により生じる非線形エネルギー散逸の最適比を作り出す場合、５％＜ｐ_l／ｐ_m＜１０％の範囲内のピーク対平均圧力比を使用するのが最も一般的であったが、このような損失を低減できれば、更に高い圧力振幅が魅力的になると期待される。熱音響原動機（機関）については、好適なピーク対平均圧力比ｐ_l／ｐ_mは、殆どの設計者が冷却装置の用途について最適と考える値よりも更に大きい値となる傾向があった。

図１のDe Blok構成における小さい圧力比という特性は、冷却装置の適用例が電力ではなくて熱によって駆動するのがより適している場合には、熱音響機関を使って熱音響冷却装置に求められる振動圧力を発生させることにより解決可能である（例えば、米国特許第４，８５８，４４１号、同第５，９０１，５５６号、同第６，０３２，４６４号、又は、Reh-lin Chenによる"Deign, construction and measurement of a large solar powered thermoacoustic cooler", Penn State (Dec 2001)を参照）。しかしながら、多くの適用例では電力を使用する方が適している。

クリアランスシールの制限
ピストン周りのガス状作動流体の流れを抑制するのにベローズ（可撓性）シールに代えてクリアランスシールを使用する場合、ベローズの小圧縮比の制限も解決される。クリアランスシール方式を使用すると、ピストンとボアの間の小さい間隙内の流体摩擦により更に出力散逸が発生すると同時に、その間隙をガスの流れが通過することによる「吹き抜け」損失が発生する。クリアランスシール方式を使用すると、更に、ピストンの動きの偏心（「ピストンウォーキング」として知られる）を生じさせ、ピストンとリニアモーターの平衡位置が移動することになる。ピストンウォーキングは、静的圧力差の立ち上がりが原因であるが、これは圧縮及び膨張ストローク時の圧力が非対称であることにより、又はボア内のピストンの同期的「ギャップウォッブル」により生じるものである[G.W. Swift, Thermoacoustics: A unifying perspective for some engines and refrigerators (Acoustical Society of America 2002)参照] 。圧力差は、リリーフ弁、又はW.C. Ward, J.C. Corey及びG.W. Swiftにより教示されている音響バイパスネットワークなど他の手段によって逃がさねばならない[２００１年４月申し立ての "Drift stabilizer for reciprocating free-piston devices", Los Alamos National Laboratory, 事件番号 S-94, 784参照]。

音響共鳴器
電力を（機関用に）発生させるか、又は（冷却装置及びヒートポンプ用に）消費する熱音響機関及び冷却装置の殆どは、定常波又はヘルムホルツ（集中定数）音響共鳴器として作動する剛体壁で囲まれた密閉箱内の熱音響要素配列とガス状作動流体を利用している。本明細書では、「定常波」及び「ヘルムホルツ」共鳴器は、共に、ガス状作動流体の慣性及び弾性特性を利用して密閉箱内に音響共鳴を作り出す剛体壁で囲まれた密閉箱を指すものとする。ガス状作動流体の音響共鳴は、所与のピストン運動（通常はピストン振動により生じる容積速度ｄｖ／ｄｔにより特徴付けられる）に対する圧力振動の振幅を、断熱圧縮容積の振幅に比べて、２つの剛体密閉箱の容積が等しい場合はＱ／π倍強化する。これにより、圧力振幅が増すか、ピストン運動が減ると、一般的に性能（出力密度）が改善され及び／又は信頼度が上がるので、望ましい効果が得られる。

キャビティ即ち音響共鳴器を使用すると、剛体キャビティの共振周波数ではない或る周波数におけるピストン運動の同じ振幅に対して可能な圧力振動に比べて、ガス状作動流体の圧力振動を高める手段が得られる[S. Garrette 及び S. Backhaus, "The Power of Sound", American Scientist Magazine 88(6), 516-525(2000)参照]。この共振圧力が上がるのは、共鳴器の幾何学的形状によって変わる。仮に、長い方の寸法で二分の１波長λ／２を含んだモードで作動し、性質係数Ｑを有する定常波共鳴器を考えると、共鳴器の音響インピーダンスＺ_acは以下の式で与えられる[I. Rudnick, Journal of the Acoustic Society of America 63(6), 1923-1925(1978)参照]。

二分の１波長λ／２定常波共鳴器の音響インピーダンスＺ_acの結果（数式６）と断熱圧縮体積のインピーダンス（数式５）を比較すると、同容積Ｖ₀の剛体密閉箱について、定常波共鳴器は、同じ振動ピストン体積流量ｄＶ／ｄｔに対してＱ／２倍大きい圧力ｐ_lを発生させることが分かる。この振動圧力の上昇は、熱音響共鳴器が通常は、Ｑ≒２０±１０のような大きい性質係数を有することから、本質的なものである。Wakeland [J.Acoust. Soc. Am. 107(2), 827-832(2000)参照] が教示するように、リニアモーターのストロークによって課される制限と、当該モータにとっての最大電気音響エネルギー変換効率を作り出す機械的インピーダンスは、所与の使用例に対するピストン面積Ａ_pistの選択並びにリニアモーターの選択に十分な自由度がない限り、数式６の音響共振Ｑ−増強を実現することができない。

音響共鳴器により生じる振動圧力の増加、並びに等価な断熱圧縮体積と比較した場合のこのような共鳴器の表面積増加によっても、更にエネルギー散逸が増えることになる。この共鳴器のエネルギー散逸は、主に、定常波共鳴器の中心付近又はヘルムホルツ共鳴器のネック部でガス状作動流体の速度が高振幅では速くなること、及び低振幅では熱音響境界層が無くなることに起因する。熱音響的共鳴器として機能する剛体密閉箱は、また、冷却又は出力生成能力を同じとして評価した熱音響要素の収納に関して、断熱圧縮体積よりも著しく長くなりがちである。
上記に鑑みて、先行技術の欠点を克服した、改良型の熱音響装置が必要とされている。

本発明は、冷却装置並びに機関の適用例において熱音響的熱移動を活用するためのコンパクトで出力密度の高いジオメトリを提供する。コンプライアンスを有する密閉箱の中に熱音響要素（例えば、スタック又は再生用熱交換器、熱交換器、及び／又は音響位相構成要素）を配置することにより、熱音響装置の周知の魅力的な特性の全てを維持しつつ、これまでの設計で可能なよりも、コンパクトでエネルギー効率の高い完全な冷却装置又は機関を作ることができる。コンプライアンスを有する密閉箱をリニアモーター（ラウドスピーカー）又は線形同期発電機（発電機）に取り付けることによって、電力から有用な冷却を効率よく生み出し、又は入力熱（熱音響発生的圧力振動を発生させる）を電力 [米国特許第５，９９６，３４５号参照] 又は熱音響的冷却 [米国特許第４，８５８，４４１号及び同第５，９０１，５５６号] の何れかに効率よく変換することができるようになる。

本発明の或る実施形態によれば、熱音響装置は、剛体部分とコンプライアンスのある部分とを含むコンプライアンスのある密閉箱を有している。コンプライアンスのある部分は、振動部材と、一対の端部とその間に延びる可撓体とを有する可撓シールと、を含んでいる。一方の端部は、剛体部分に対してシールされ、他方の端部は振動部材に対してシールされている。可撓シールは、平均断面積と端から端までの平衡長を有している。可撓体積は、平均断面積と端から端までの平衡長の積として定義される。サーマルコア（thermal core）は、コンプライアンスのある密閉箱内に配置され、少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいる。ガス状作動流体の作動体積が、コンプライアンスのある密閉箱を満たしている。ガス状作動流体の作動体積は平衡圧を有している。モーターは、可撓シールの端から端までの長さが、平衡長に関して正弦波状に増減するように、振動部材を正弦波状に振動させるように作動する。従って、ガス状作動流体の作動体積の圧力は、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状に振動する。実施形態の中には、作動体積が可撓体積の４倍以下であるものもあれば、作動体積が可撓体積の２倍以下又は可撓体積の１倍以下であるものもある。別の実施形態では、サーマルコアの少なくとも一部は可撓体積内に配置されている。圧力振幅は、作動体積内のピーク圧力と最小圧力の差の半分と定義される。幾つかの実施形態では、圧力振幅は平均圧力の５パーセント以上であるが、他の実施形態では、圧力振幅は平均圧力の１０パーセント又は１５パーセント以上である。

本発明の別の態様によれば、熱音響装置には、密封された内部容積を有する圧力容器が設けられている。圧力容器の内部容積内にはコンプライアンスのある密閉箱が配置されている。コンプライアンスのある密閉箱は、剛体部分とコンプライアンスのある部分を含んでいる。コンプライアンスのある部分は、質量ｍ_oscと面積Ａ_oscを有する振動部材と、１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、を含んでいる。一方の端部は剛体部分に対してシールされ、他方の端部は振動部材に対してシールされている。可撓シールは平均断面積と端から端までの平衡長を有している。可撓体積Ｖ_flexは、平均断面積と端から端までの長さの積として定義される。サーマルコアは、コンプライアンスのある密閉箱の中に配置され、少なくとも第１及び第２の熱交換器を含んでいる。加圧されたガス状作動流体が、コンプライアンスのある密閉箱と圧力容器を満たしている。ガス状の作動流体は、ポリトロープ係数γと、平衡圧ｐ_mを有している。作動体積Ｖ₀は、コンプライアンスのある密閉箱の中の作動流体の体積として定義される。モーターは、可撓シールの端から端までの長さが、平衡長に関して正弦波状に増減するように、作動周波数ｆで振動部材を正弦波状に振動させるように作動する。モーターは、振動部材と相互接続された可動部分を有し、可動部分は質量ｍ_motorを有している。圧力容器容積Ｖ_motorは、圧力容器の内部容積の中にあり、且つコンプライアンスのある密閉箱の外側にあってモーターによって押しのけられていない、ガス状作動流体の体積と定義される。振動部材の振動運動は、可撓シールによる生じる機械的剛性ｋ_mechとガス状作動流体により生じるガス剛性ｋ_gasの和に等しいばね力ｋの抵抗を受ける。ガス剛性は次のように定義される。

最適作動周波数ｆ_optは次のように定義され、

ここに、ｍ_effは、可撓シールの可動部分の有効質量である。作動周波数ｆは、０．８ｆ _opt から１．２ｆ _opt の範囲内であるのが望ましく、特に０．９ｆ _opt から１．１ｆ _opt の範囲内、又は実質的にｆ_optに等しいのがより望ましい。

本発明の更に別の実施形態では、熱音響装置は、密封された内部容積を有する圧力容器を含んでいる。圧力容器は外周壁を有している。圧力容器の内部容積内にはピストンが配置されている。ピストンは、外周壁と滑動的に係合してピストンの一方側に作業容積Ｖ₀とピストンの反対側にモーター容積Ｖ_motorを画定する外周シールを有している。ピストンは質量ｍ_oscと面積Ａ_oscを有している。作業容積内にはサーマルコアが配置されており、これは少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいる。作業容積とモーター容積は、加圧されたガス状作動流体に満たされている。ガス状作動流体は、ポリトロープ係数γと平衡圧力ｐ_mを有している。モーターは、モーター容積内に配置され、作動容積内のガス状作動流体の圧力が、平衡圧より高いピーク圧と平衡圧より低い最小圧の間で正弦波状に振動するように、作動周波数ｆで振動部材を正弦波状に振動させるように作動する。モーターは、ピストンと相互接続された可動部分を有している。可動部分は質量ｍ_motorを有している。振動部材の振動運動は、ガス状作動流体により生じるガス剛性ｋ_gasに等しいばね力ｋの抵抗を受ける。ガス剛性は次のように定義される。

最適作動周波数ｆ_optは次のように定義される。

作動周波数ｆは、０．８ｆ _opt から１．２ｆ _opt の範囲内であるのが望ましく、特に０．９ｆ _opt から１．１ｆ _opt の範囲内又は実質的にｆ_optに等しいのがより望ましい。

本発明は、ガス状作動流体と熱音響要素が入っているコンプライアンスのある密閉箱を有する熱音響装置を提供する。或る実施形態では、動的ガスシールを提供するベローズ又は他の可撓性構造体によって、コンプライアンスのある密閉箱の側壁全体が実質的に形成されている。この方式では、コンプライアンスのある密閉箱の中に入っているガス状作動流体の体積Ｖ₀は、ベローズの容積Ｖ_belに近く、略同一又はそれ未満である。実施例によっては、ベローズは、自身の側壁のある部分が畳み込まれた薄壁筒状シェルと仮定されている。畳み込み部分の外側半径をｒ_out、内側半径をｒ_inとする。ベローズの平衡長はＬ_belである。ベローズ容積Ｖ_belは、ベローズの平均断面積Ａ_bel＝π（（ｒ_in＋ｒ_out）／２）²とベローズ長Ｌ_belの積として捉えられるので、Ｖ_bel＝Ａ_belＬ_belである。或る好適な実施形態では、ピストンのベローズ容積Ｖ_belへの侵入量から密閉箱容積の一部が除外されること、ベローズ内の熱音響要素により押しのけられる容積分、及び特に有効密閉箱容積Ｖ₀を減らすためにベローズ容積内に剛体（必ずしも固体でなくてよい）を意図的に配置する構成にしていることから、Ｖ₀はＶ_belよりも小さくなる。

説明上、１つの実施例では、有効容積がベローズ容積よりも１５％小さい、即ちＶ₀＝０．８５Ｖ_belのコンプライアンスのある密閉箱を有するものと仮定する。ここでも、先に述べた理由から、δＶ＝０．１０Ｖ_belと仮定すると、圧縮比の大きさはδＶ／Ｖ₀＝０．１０Ｖ_bel／０．８５Ｖ_bel≒１２％となる。ポリトロープ係数γ＝５／３の不活性ガスを作動流体として使用すると仮定すれば、数式４により、コンプライアンスのあるキャビティは、無限ベローズ寿命（Ｎ_max＝∞）に必要な範囲内にベローズ変位を維持した状態で、ピーク対平均圧力ｐ_l／ｐ_mの最大比、約２０パーセントを発生させることができると考えられる。

第１の好適な実施形態
本発明によるコンプライアンスのある密閉箱を使用した熱音響冷却装置の第１の好適な実施形態を、図２に参照番号２０で示している。この熱音響冷却装置２０は、コンプライアンスのある密閉箱も含めて冷却装置のほぼ全ての構成要素が入っている外部圧力容器５０を有している。コンプライアンスのある密閉箱には熱的要素４０が収納されている。これら熱的要素４０は、低温熱交換器１４、再生用熱交換器１６、高温熱交換器１８を含んでいる。これらの要素４０は、圧力容器５０の外側の熱シンク部又は熱負荷部と連通している管２４を通る熱交換流体用の通路を収容している断熱板２２により支持されている。ピストン２６が熱的要素１４−１８の下方に配置され、ベローズ２８がピストン２６と断熱板２６の間に伸張し両者を相互接続している状態が示されている。リニアモーター又はアクチュエータ３０は、モーター３０の可動部分３２によりピストン２６と相互接続されている。従って、モーター３０はピストンを移動させるように作動する。図示の実施形態では、モーター３０の可動部分３２は剛体管３６によってピストン２６と相互接続されている。ピストン２０と、装置の何れかの静止部分、例えば断熱板２２との間に筒状ばね３４を設けて、システムの機械的共振周波数を調整するようにしてもよい。

当業者には自明のように、ベローズ２８とピストン２６は協働して収納容積を画定している。この収納容積内の圧力は、ピストン２６が上方に移動すると上がり、下方に移動すると下がる。作動容積（即ち、ガス状作動流体の体積）は、ベローズ容積３８から、熱的要素４０の占める体積を引き、ベローズ外側の追加容積４２を足し、そこからその他の押しのけ容積を引いたものである。ベローズ容積は、ベローズ２８の端から端までのベローズに取り囲まれた容積と定義される。従って、ベローズ容積は、ベローズの平均断面積とベローズ長の積に等しい。熱的要素４０の体積は、熱的要素が押しのけた体積として定義され、これは熱的要素がなければ作動流体が占有したはずの体積である。例えば、熱交換器１４と１８並びに再生用熱交換器１６は、それぞれ作動流体の一部体積を押しのけている。断熱板２２が押しのけた体積も、装置の作動容積を計算する場合には、熱的要素４０の一部と見なすことにする。この実施形態では、追加容積４２は、ベローズの上端の上方で、且つエンドキャップ５２で画定される圧力容器５０の上端の下方の容積と定義する。この実施形態では、熱的要素は、ベローズ容積となるはずであった部分の一部と、追加容積となるはずであった部分の一部を押しのけている。別の方向から見ると、熱的要素の一部、具体的には低温熱交換器１４の部分は、ベローズ２８の上端を越してベローズ容積内へ下向きに延びている。

図２に示すように、装置２０は、断熱板２２及び他の熱的要素１４−１８を貫通して延びている熱バッファ管４４を有している。流れ抑制ベローズ４６は、管４４の上端につながっており、ベローズ４６の上端は追加質量４８を有する端部で閉じられている。追加部分４４−４８も、熱的要素の一部と見なす。その他の熱的要素と同じように、部品４４−４８は作動流体体積の幾分かを押しのけている。

容積排除体５８を、例えばエンドキャップ５２に取り付けるなどして様々な位置に設け、装置の作動容積を更に縮小して所与量のピストン運動に対する圧力比を上げるようにしてもよい。同様に、容積排除体をベローズ容積３８の内部に設けて、圧縮比を上げるようにしてもよい。排除体５８に押しのけられた容積も、作動容積から減算せねばならない。作動容積を計算する場合、追加容積４２を計算すると同時に排除体が押しのけた容積を考慮してもよいし、排除体が押しのけた容積を別途減算してもよい。図示の実施形態では、ピストン２６は、円錐形状であり、ベローズ容積となるはずの領域に侵入している。従って、平らなピストンに比べ、円錐形状のピストンにより押しのけられた追加容積も、ベローズ容積と追加容積の合算分から引かねばならない。当業者には自明のように、追加容積４２は小さく、一部の容積は熱的要素４０と排除体５８に押しのけられ、ピストン２６が上方に延びてベローズ容積３８に大きく侵入しているので、実際の作動容積、即ちガス状作動流体の体積は、ベローズの断面積と平衡時の端から端までの長さの積であるベローズ容積よりも小さくなる。作動容積はベローズ容積以下であるのが望ましいが、実施形態によっては、作動容積はベローズ容積より大きい場合もある。例えば、作動容積は、ベローズ容積未満でも、ベローズ容積の２倍、３倍、更には４倍に等しくてもよい。他の実施形態では、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。

ピストン２６は、薄くて軽量の断熱材料６０で覆われ、細い静圧平衡毛管６２が貫通している。符号６０の断熱材料で押しのけられる容積も、コンプライアンスのある密閉箱内の作動容積から引かれる。なお、上方及び下方のような位置関係に関する情報は、例示に過ぎず、本発明を使用する装置の構成を限定するものではない旨理解されたい。同じく、本発明は各図に示す構成には限定されない。そうではなく、本発明の範囲を逸脱することなく、配置及び構成に変更を加えることができる。

以下、本発明の第１実施形態の各種要素について更に詳しく説明していく。
圧力容器
第１実施形態では、全ての基本的な熱音響要素が、（半楕円状のエンドキャップ５２、基板５４、及び筒体５６で構成された）圧力容器５０内に収納されている。圧力容器５０の目的は、作動圧ｐ_mまで加圧された加圧ガス状作動流体を入れておくことである。通常、作動圧ｐ_mは雰囲気圧よりも実質的に高い。図２では、圧力容器５０の３つの要素５２−５６は、ボルトで一体に連結され、図示しないＯリングでシールされている。製造単位としては、圧力容器５０を溶接で結合しシールしてもよい。圧力容器５０内に加圧されたガス状作動流体を入れることにより、ベローズ２６が耐えねばならない圧力は、静圧ｐ_m全体ではなくベローズに掛かる差圧だけとなる。次の節では、圧力容器を使用する必要はないが、全圧力（静圧及び動圧）をベローズで保持する必要のある別の実施形態を説明する。

熱的要素
本実施形態では、製作と組み立てを容易にするため、熱的要素又はサーマルコアの全て（低温熱交換器１４、再生用熱交換器１６、高温熱交換器１８、追加質量４８付き流れ抑制ベローズ４６、及び熱バッファ管４４）が断熱板２２に取り付けられている。低温熱交換器１４、再生用熱交換器１６、高温熱交換器１８の大きさは、具体的な用途により指定される、必要な冷却出力と温度範囲によって決まる。熱搬送流体は、高温熱交換器１８を通って熱を装置外部に排出し、低温熱交換器１４を通って有用な冷却を指定された熱負荷部に提供する。代わりに、装置が熱音響機関として使用される場合、熱は装置に供給される。ここに説明する装置は、それぞれ一般的には可逆的であり、ポンプではなくて機関として用いることができる。また、当業者には自明であろうが、「熱音響冷却装置」又は「ポンプ」又は「機関」という用語は、本発明の応用性を制限することなく相互に交換可能に使用できる。更に、本発明は、スタックなど、冷却装置以外の蓄熱要素と共に使用することもできる。２００２年５月１６日出願の米国仮特許出願第６０／３８１，７３５号の記載内容に従って、蓄熱要素を省いてもよく、同出願の全内容を本願に参考文献として援用する。

ジュデオンストリーミングの抑制
Devid Gedeon ["DC gas flows in Stirling and pulse-tube cryocoolers", in Cryocoolers 9, R. G. Ross, ed. (Plenum, New York, 1997), pages 385-392] 並びにSwift他 [米国特許第６，０３２，４６４号] により教示されているように、再生用熱交換器を音響出力が通過することにより、再生用熱交換器を横切って非時間依存性の圧力差が生まれる。当該流れに対する障壁を設けない限り、又は大きさが等しく符号が逆の圧力差を何らかの手段で生成しない限り、この非時間依存性圧力差は、熱交換器１４、１８並びに再生用熱交換器１６を通るガス状作動流体の一方向の流れを発生させることになる。この音響的に駆動された一方向のガス流れ（ジュデオンストリーミングとして知られている）は、抑制しない限り冷却性能を劣化させることになる有害な熱負荷を引き起こす。図２及び図３に示す例示的な実施形態では、流れは、追加質量４８により負荷が掛かった流れ抑制ベローズ４６によって抑制される。（別の流れ抑制ベローズ構成を図４に示す。）随意的な追加質量４８は、流れ抑制ベローズ４６が、剛性制御モードで、装置駆動周波数ｆで作動することを保証する。当業者には自明のように、ジュデオンストリーミングの抑制には、他の方式を採用してもよい。

音響位相ネットワーク
再生用熱交換器１６内の振幅ｐ_lの振動圧力と、再生用熱交換器を通るガスの流れとの間を適切に位相調整するには、ガスは質量のような働きをしなければならない。熱バッファ管４４内のガスのイナータンスを、流れ抑制ベローズ４６と半楕円形エンドキャップ５２の間のガスのコンプライアンスと組み合わせて、再生用熱交換器１６内の圧力とガスの流れを適切に位相調整する。追加質量４８付の流れ抑制ベローズ４６を質量制御周波数で作動させると、追加質量付きの流れ抑制ベローズも、作動周波数ｆのイナータンスのように挙動することが保証される。

追加質量４８付きの流れ抑制ベローズ４６により提供される追加のイナータンスは、要求される振動的ガスの流れを減らすことによって圧力／ガス流れ位相調整を強化する。合計イナータンス（ガスのイナータンスとベローズのイナータンスの和）が高いほど、ネットワーク容積コンプライアンスが低くなり、高温熱交換器１８と半楕円形エンドキャップ５２の間の空間内の振動圧を同じ様に強化するための振動的ガスの流れが減る。音響位相調整ネットワークを通る振動的ガス流れが減ることによって、振動的流体流れ経路の断面積の変化（及び特に不連続）の際に生じる乱流で作り出される寄生的損失も減る。

熱バッファ管４４は、高温熱交換器１８に隣接するガスから低温熱交換器１４への熱漏洩を減らす。これら要素は、Swift他による [米国特許第６，０３２，４６４号] により教示されるように、流入フローと流出フローの間の小さな損失係数の非対称性を使ってジュデオンストリーミングを抑制するために、非時間依存性圧力差を作り出すように構成することもできる。
当業者には自明のように、音響位相を調整するのに他の手段を採用してもよい。図１には１つの方式を示し、図６では別の方式を示している。当業者には他の方式も自明であろう。何れの場合も、音響位相調整手段は、再生用熱交換器内のガス圧とガス速度の振動を相互に概ね同位相となるようにするのが望ましい。

円錐形ピストン
大きさｐ_lの所望の圧力振動は、ベローズ２８とモーター３０の可動部分３２に連結されている剛体円錐形ピストン２６の運動による、ベローズ２８の中に入っているガス状作動流体の断熱圧縮により作り出される。剛体円錐形ピストン２６が、ベローズ２８で画定された容積Ｖ_bel内へ侵入することにより、先に述べたようにベローズ長Ｌ_belを短縮することなく実現可能圧縮比を上げることができる。円錐形状はピストンの剛性を上げる。モーター３０の可動部分３２は、剛体管３６で剛体円錐形ピストン２６に連結されている。剛体円錐形ピストン２６は、テンションボルト３７で、剛体管３６とモーター３０の可動部分３２に接合されている。薄い断熱材料６０を接着層でピストン２６に接合して、モーター３０が占めている室温領域から低温熱交換器１４に隣接する低温ガスへの熱漏洩を減らしてもよい。モーター３０の静止部分は、基板５４に堅く取り付けられている。

この実施形態では、小径の圧力平衡管６２が、剛体円錐ピストン２６と断熱材料６０を貫通している。平衡管６２の目的は、ベローズ２８と圧力容器５０のモーター３０により占められている領域内の静圧を平衡させることである。平衡管６２の直径と長さは、指数圧力平衡時間定数が、剛体円錐ピストン２６の振動周期１／ｆよりもずっと（百倍程度）長くなるように選択される。

ピストン２６は、本実施形態では円錐形として示しているが、別の形状を使用してもよい。例えば、ピストンは、ベローズ容積を全く押しのけないように平らであってもよい。しかしながら、本発明によれば、熱音響装置の作動容積は幾らかでも減らしてコンプライアンスのある密閉箱内の圧力変動を高めるのが、一般的には好ましい。従って、ベローズ容積内に幾分延びるピストンが好適である。断面が例えば等脚台形又は半楕円形の他の形状でも、剛度と低質量を維持しながら、ベローズの容積の幾分かを排除して、これにより圧縮比δＶ／Ｖ_bel又は比δＶ／Ｖ₀を上げることができる。また、「ピストン」という用語は、振動部材全般を指し、より総称的には「振動部材」という用語で言及することができる。ピストン又は振動部材は、丸形状以外の形状を有していてもよく、熱音響装置又はベローズが非円形断面を有している使用例の場合は特にそうである。

容積排除体
音響フィードバックネットワークのコンプライアンスを変えるため、又は有効圧縮容積Ｖ₀を減らして圧縮比δＶ／Ｖ₀を上げるために、剛性体５８を半楕円形エンドキャップ５２又は断熱板２２のような静止要素に取り付けることができる。容積を有効に排除するには、剛性体は剛性がありさえすればよく、必ずしも固体でなくともよい。図２では、剛性体５８は、半楕円形エンドキャップ５２と高温熱交換器１８の間に入っているガスの体積を減らす。剛体円錐ピストン２６の振動的変位が一定に保たれるならば、ベローズ２８、剛質円錐ピストン２６、及びベローズの上端によって境界が定められる容積（ベローズ容積３８）内に剛性体を設けると、断熱圧縮容積Ｖ₀は減り、圧縮比δＶ／Ｖ₀は上がる。

共振要素
モーター及びピストンの可動質量部分又は慣性部分は、ベローズ２８内に入っているガス状作動流体の剛性、及び図２に筒状ばね３４として示す随意的な機械的剛性要素の剛性と組み合わさって、音響機械的共鳴器を形成する。モーターとピストンの可動質量の慣性と、ベローズ２８内に入っているガスの剛性並びに他の弾性要素の剛性（例えば、ベローズ材料の弾性的剛性、補助的機械ばねの剛性、モーターの磁気剛性）との相互作用で作り出される機械的共振は、共鳴の弾性的及び運動学的エネルギー保存により大きなピストン変位を作り出す。ガス剛性によるピストン質量の「バウンシング」は、本発明の１つの態様を説明する際に使用される「ベローズバウンス」に関与している。

熱音響効果を引き起こすために使用される振動圧力生成の大部分は、反作用的運動エネルギー及びポテンシャルエネルギーの交換により作り出される。モーターの動作に置き換えねばならないのは、冷却効果と寄生効果により消費されるパワー（例えば、熱交換損失、熱粘性境界層損失、乱流損失、モーターの機械的抵抗など）だけである。同様に、原動機（熱音響機関）の使用例では、寄生損失に打ち勝つエネルギーが供給されてしまうと、熱の機械的（圧力）エネルギーへの熱音響的変換により供給しなければならないのは、線形同期発電機で電気に変換されるエネルギーだけである。

最大の電気音響効率で振幅ｐ_lの振動圧力を最適に生成するには、ピストン／剛性システムを、機械的共振周波数ｆ₀に等しい周波数ｆで作動させることが求められるが、この周波数は、下の数式７で求められる。

合体システムの合計剛性ｋ_totalは、コンプライアンスのある密閉箱（作動容積とも呼ぶ）に入っているガスとベローズ外側のモーター空間に含まれるガスにより与えられる剛性ｋ_gasに、ベローズの機械的剛性ｋ_belと補助ばねの機械的剛性ｋ_springとを足した全機械的剛性ｋ_mechを加えた合計となる。当業者には既知のように、ベローズの機械的剛性は、或る作動条件下ではゼロに近づく。当業者には理解頂けるように、ｋ_mechを求める方法も幾つかある。補助ばねは、ベローズ２８と同心の筒状ばね３４でも、又は米国特許第６，３０７，２８７号に教示されているように、モーター又はピストンに取り付けられた平ばねでもよく、同特許の全内容をここに参考文献として援用する。代わりに、設計者は、図２に示すようにベローズ２８の外側に配置する代わりに、ベローズ２８内部に筒状ばねを配置することにより、ベローズ２８の直径よりも直径の小さい筒状ばねを使用することを選択してもよい。

図２に示す構成の場合、ガス剛性は次の数式で与えられる。

ガス剛性は、コンプライアンスのある密閉箱Ｖ₀内に含まれるガスと、コンプライアンスのある密閉箱に対して外側で且つ筒状圧力容器５０の内部の、静止モーター部分３０、可動モーター部分３２、剛体管３６、テンションボルト３７、及び筒状ばね３４で占められる容積を除いた容積内のガスにより定義されるモーター容積Ｖ_motor内のガスの、両方で提供される。全可動質量ｍ_totalは、可動部分３２から成るモーターの可動質量ｍ_motorに、剛体管３６の質量、剛体円錐ピストン２６の質量、テンションボルト３７の質量から成るピストンの質量ｍ_pistと、ベローズ２８と筒状ばね３４の質量の一部（通常、１／２から１／３）を含む有効可動質量ｍ_effを足したものである。

当業者には自明のように、数式７及び８は、クリアランスシールを備えたピストンを有する熱音響装置に本発明のバウンス態様を使用できるように、もっと一般化することもできる。その場合には、ベローズによるｋ_mech又はｍ_effは存在しないが、ばねが使用される場合にはばねによる寄与がある。更に、数式８では、作動容積はピストン上方の容積として定義されるように変更せねばならない。モーターがピストン下方のシールされた容積内に収納されていると仮定すると、モーター容積はモーター周囲の容積である。

本発明の或る態様によれば、熱音響装置２０は、ガス剛性と機械的剛性が組み合わさって、装置の振動質量の力を正確に釣り合わせる作動周波数の復元力を提供するように設計されている。剛体円錐ピストン並びに他の振動質量の運動の機械的エネルギーの殆どを、運動エネルギーの形とポテンシャルエネルギーの形の間で交換することにより、モーターが各サイクルの圧縮及び膨張に必要な力の全てを提供する必要なしに、大きな圧縮比δＶ／Ｖ₀を実現することができる。この音響機械共振（ベローズバウンス）特性は、音響（定常波又はヘルムホルツ波）共鳴器を使用する利点の幾つかを回復すると共に、一方で装置を小型化し、定常波共鳴器の高速領域又はヘルムホルツ共鳴器のネック部分でガス状作動流体が受ける熱粘性損失及び大きな運動振幅に伴うエネルギー散逸メカニズムの幾つかを取り除く。

初期の構造に比べて実現可能な動的圧力振幅の大きさｐ_lを上げつつ、同時に断熱圧縮方式のコンパクト性を維持することにより、「ベローズバウンス」熱音響設計は、容積出力密度（例えば、全装置容積立方センチメートル当たりの冷却力）を実質的に増す。

リニアモーター
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。ここでは、「モーター」は、振動部材を振動させるように作動可能なあらゆる装置を指すものとする。

モーター３０を基板５８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３０を、モーター可動部分３２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。

動的ベローズ長の制約
無限寿命（Ｎ_max＝∞）を実現するベローズ圧縮比δＶ／Ｖ_belは、上に論じた構成の作動にとって非常に重要なので、軸方向の変位とベローズに掛かる圧力差の相乗効果によって生じる内部（材料の）応力を受けるベローズの力学によってこの比に課される基本的制約の幾つかを検討することは価値がある。金属ベローズは、吹き抜けを許さず、金属のたわみにより生じる機械的損失によるエネルギーの散逸は無視できるほどに小さいので、クリアランスシール式のピストンよりも有利である。

ベローズの設計は、巻き込み長の±１０％程度の変位を無限回数繰り返せるようにしようとする場合、ベローズ材料を極めて薄く、典型的には１／１００インチ（２５０マイクロメーター）程度にせねばならないことにより制約を課せられる [詳しくは、Standards of the Expansion Joint Manufacturer's Association, Inc., 25 North Broadway, Tarrytown, NY 10591参照] 。ベローズの壁は、（撓み応力を下げるため）薄くなければならず、通常はＬ_bel＝λ／４で作動するように設計されるので、ベローズの金属は、電気機械トランスデューサの可動質量を共振させるのに必要なだけの弾性剛性を提供することはない。場合によっては、ガスばねとして機能するために求められる剛性を作り出せるようにする大きな圧力差（ベローズに圧力応力を発生させる）に耐えることも不可能である。そのような場合は、一体型の動的ガスシールを有する代わりの筒状ばねを、ベローズの代わりにすることを勧める。一体型の動的ガスシールを有する筒状ばねの設計については、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「一体型の動的ガスシールを有する筒状ばね」に記載されており、上記両出願の全内容をここに参考文献として援用する。

本出願のベローズの設計では、必要な振動圧力振幅ｐ_l、ガスばね剛性ｋ_gasの両方、並びに所望の変位振幅を提供するためにベローズの形状と大きさを選択することに注意を払わなければならない。従来の金属ベローズの選択、関連開示文献の代替例、又は他の方式は、意図する使用例の仕様によって決まる。なお、ベローズ、及び一体型動的ガスシール付き筒状ばねは、両方共、米国特許第６，４６１，６９５号、同第６，２３７，９２２号、同第５，２３６，２０４号などに記載の装置がそうであるように、本願で言う可撓シールの定義内に含まれる。他のベローズ設計、及び当業者にとっては既知の如何なる等価物もこの定義内に含まれる。本発明で言う可撓シールは、少なくとも部分的には可撓性であり、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過を実質的に遮断（シール）する部材と定義される。このような装置は、運動軸に沿って相当なコンプライアンスを有する多数の管状の通路を含んでおり、それが、圧力差を維持できる境界を提供し、作動時にはそれらの望ましい機能部分として軸方向の圧縮を受けるよう意図されている。本願に使用する「可撓シール」という用語は、材料が単に曲がるだけの装置に限定せず、材料にどんな様式であれ可撓性があるシールをいう。本発明で使用する可撓性を有する可撓シールは、代表的には概ね筒状であるが、円錐台のような非直線又は非平行の側部を有していてもよいし、他の形状であってもよい。通常は一対の端部を有し、その一方はピストンのような振動部材により閉鎖され、他方は熱音響装置の残りの或る部分により閉鎖される。可撓シールは或る容積を取り囲み、両端が閉鎖されると、ベローズ容積又は可撓容積を密閉することになる。図２のようなベローズの場合には、可撓シールには一対の端部があり、ピストンで一方の端が閉鎖されていると言える。他方の端は一般的に平面内にあり、ベローズ容積又は可撓容積は、ベローズ内部のベローズの両端を含めた平面間の容積と定義される。

エキスパンションジョイント製造者協会標準（ＥＪＭＡ）により提供されるガイダンスは、主として準静的撓みに適用される。これら標準は、ベローズ長Ｌ_belを長くするとベローズ応力を下げることができることを示唆している。この方策は、準静的撓みの場合には、ＥＪＭＡ標準に記載されている「バックリング」及び「スカーム」で制限される。熱音響装置に適した高周波数での作動の場合、ベローズに発生する圧縮波の影響も考慮に入れなければならない。

従来のベローズを製造するのに使用される材料の剛性ｋ_tot及び慣性（質量）ｍでは、圧縮波速度ｃ_compがかなり遅くなるが、これはR.W.M. Smithにより上記２つのパラメータの観点から引き出したものである [High Efficiency Two Kilowatt Acoustic Source for a Thermoacoustic Refrigerator, Penn State Applied Research Laboratory Technical Report No. TR 01-001 (November, 2000), pages 43-45参照] 。

活動長のベローズ質量Ｌ_ac＜Ｌ_belは、ベローズ材料の密度ρに基づいている。Smithは、最適作動周波数は、ベローズの活動長内に収まる４分の１波長に対応し、即ちＬ_ac＝λ／４＝ｃ_comp／４ｆ_optであることを示した。この最適作動周波数は、高い作動周波数を提供し、その結果、動的応力は、圧縮（又は膨張）振幅が同じ場合の準静的撓みに対する応力よりもπ／２分だけ大きくなる。

長さが一定で所与の圧縮（又は膨張）振幅のベローズでは、撓みの周波数（圧縮及び膨張）がｆ_optよりもずっと低い場合、ベローズの応力は軸方向に沿って一様になる。この低周波応力は、ＥＪＭＡ標準が想定している準静的応力限界と呼ばれる。撓みの周波数がｆ_optよりもずっと大きい場合、圧縮波はベローズに沿って軸方向に進み、その両端で反射される。これら圧縮波は、ベローズに沿う様々な位置に非常に高い応力集中を発生させる一方で、ベローズの異なる部分が同じ瞬間に圧縮状態と伸張状態になることから、全体的有効容積変化δＶは小さくなる。ベローズが、ｆ_optの２倍、又はｆ_optのより大きい整数倍の周波数で撓む場合、ベローズには半波長圧縮定常波共振が起きることになる。共振は、圧縮波変位ノード及びベローズの両端の応力を大幅に上げるが、ベローズの一方の端が動いていても、正味の圧縮又は膨張は発生せず、即ちδＶ≒０である。ベローズの圧縮波共振は減衰が非常に弱いので、これら圧縮波共振周波数の内のどの周波数で作動しても疲れ破壊を引き起こしかねない。

例示的寸法と仕様
当業者には理解頂けるように、本発明による熱音響装置は、多種多様な形状の形態を採用できるが、図２に示す熱音響装置の或る作動例に対する各種寸法及び仕様をここに提示する。或る作動例の熱音響装置２０では、圧力容器は、内径約８．５インチ、高さ約１４インチの外筒５６を含んでいる。断熱板２２は肉厚約１．２インチであり、エンドキャップ５２は、図示のように半楕円形で容積は約０．７５リットルである。ベローズ２８は、平衡長（ピストンが行程の中間点にあるときの長さ）が約７．１インチで、内径は６インチ、外径は７．２インチである。ベローズは肉厚が０．０１６インチのInconel^TM合金６２５で製作され、側壁に合計８個の畳み込み部が成形されている。図示のように、円錐形状のピストンが、ベローズの下端を閉じる理論上の平面を超え上方向に延びている。ピストンは約０．２５リットル分の容積を押しのけているが、これはピストンが平らであった場合にはベローズが取り囲んでいたはずの容積である。高温及び低温熱交換器は平行な板状の熱交換器である。再生用熱交換器１６はステンレス鋼スクリーンのスタックである。熱バッファ管４４は、上から下までの長さが約３インチ、内径は約１インチで、図示のように下端部が僅かに外側に広がっている。流れ抑制ベローズは、高さ約１．５インチ、直径約１．２インチで、追加質量がある場合には、約１０ｇｍである。高温及び低温熱交換器１４及び１８、再生用熱交換器１６、熱バッファ管４４、流れ抑制ベローズ４６、及び追加質量４８を含む熱的要素と、断熱板２２とで、約０．７５リットル分の容積を押しのけている。上に提供した情報に基づき、装置２０は、ベローズ容積４リットルと、熱要素容積０．７５リットルと、追加の容積０．７５リットルと、他の押しのけられた容積０．２５リットルを有している。従って、作動容積は３．７５リットルであり、容積排除体が何個かエンドキャップ５２に取り付けられ、合計０．２５リットル分の容積が押しのけられている。この例示的装置では、圧力容器５０の内側は、約１Ｍｐａ（１４５ｐｓｉ）の圧力のヘリウムガスが充填されている。作動周波数は約１００Ｈｚであり、筒状ばね３４の剛性は約３００ｋＮ／ｍである。

第２の好適な実施形態
図２に示す圧力容器５０を省略し、ベローズが静圧ｐ_mと動圧振動振幅ｐ_lの両方を保持するようにしてもよい。ベローズが合計圧を保持する場合には、剛体円錐ピストンの平衡位置は、ベローズの内部が加圧されると変化する。この静圧により発生するベローズの変位は、ベローズに静的応力を発生させるとともに、筒状ばねなどの補助的剛性要素にも静的応力を発生させる。モーター可動部分の平衡ピストンも、モーターの固定部分の磁気回路内で変化することになる。

本発明による熱音響冷却器の第２の例示的実施形態を図３に示す。図３は、中央支持板７４に支持されたモーター７２を含む両頭熱音響冷却器７０を示している。図２に示す各要素は、支持板７４上方に設けられ、圧力容器の側壁を除いて、支持板７４の下方にも同じように設けられている。この実施形態では、静圧により発生するバイアスを回避すると共に、静圧を保持するための別個の圧力容器の必要性を無くしている。圧力平衡毛管の必要性も無くしている。図３に示す実施形態の更なる利点は、１つのモーターを利用して、低温熱交換器７６ａと７６ｂ、高温熱交換器７８ａと７８ｂ、及び再生用熱交換器８０ａと８０ｂで構成された２組の熱音響核に動的圧力振動ｐ_lを発生させることができる点である。無論、このデュアルサーマルコアツインベローズ方式は、圧力容器を採用した場合でも使用できる。

デュアルピストン設計に対応するため、モーター支持板７４には、下側剛体管８２ｂを通す穴が設けられている。モーター７２は、モーター板７４に堅く取り付けられる。音響ネットワークのコンプライアンス要素は、ここでも半楕円形エンドキャップ８４ａと８４ｂによって設けられている。半楕円形エンドキャップ８４ａ、８４ｂの分離と、基板７４の位置とは、多数のねじロッド８６とナット８８により固定されている。ねじロッド８６は基板７４に固定されている。基板７４は、より大きなシステムの他の部分に対する熱音響装置の振動伝達を低減するために、コンプライアンスのあるマウントを使って別の構造体に取り付けてもよい。剛体管８２ｂは、上向きに伸びて剛体管８２ａを形成している。剛体管８２ａと８２ｂは、モーター７２の可動部分７３に接続されている。剛体円錐ピストン９０ａと９０ｂは、それぞれ剛体管８２ａと８２ｂに取り付けられている。ベローズ９２ａと９２ｂは、それぞれ、ピストン９０ａ、９０ｂと断熱版９４ａ、９４ｂの間に延びている。断熱ブランケット９６ａ、９６ｂを、それぞれピストン９０ａ、９０ｂに用いてもよい。筒状ばね９８ａ、９８ｂを使用して、システムの機械的共振周波数を高めてもよい。代わりに、１つの筒状ばねを使用してもよいし、或いは異なる種類の共振周波数調整要素を使用してもよい。先の実施形態でのように、熱バッファ管と、流れ抑制ベローズと、追加質量付き密閉箱とで構成された音響位相調整ネットワークを、装置７０の各端部に設けてもよい。

なお、圧力閉じ込め容器がないからといって、高い音圧レベルの発散が起きることにはならない点に留意されたい。これは、デュアルベローズ運動は放射パターンに音響的単極成分を有しておらず、且つその等価二極源強度は、ベローズの音響中心の分離が代表的な作動周波数において空気中に放射される音の波長の非常に小さな部分であるため、非常に小さいことによる。

第３の好適な実施形態
図６は、コンプライアンスのある密閉箱を備えた熱音響装置１１０の第３の好適な実施形態の側断面図を示している。この装置１１０は、一体化された低温ヘッド熱交換器１１２を介して熱を吸収し、その熱を低温で、断熱支持体又はプラットフォーム１１８の中に入っている再生用熱交換器１１４に渡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、その熱を、再生用熱交換器１１４の高温端部で高温になるように汲み上げる。この熱に、熱音響的熱汲み上げプロセスによって蓄積した音響エネルギーを加えて、高温熱交換器１１６に蓄積する。高温熱交換器１１６に蓄積された熱は、熱交換器１１６を通る高温熱交換搬送流体によってシステムから排出される。

熱音響装置１１０の要素は、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、その「下側」端部が基板１２４で閉じられた概ね筒状の壁又はシェル１２２によって形成されている。「下側」端部にモーターを備えた構成を図示しているが、図６の実施形態は、図示の位置とは逆の配置で作動させるのが望ましく、但し、説明は図示の配置方向を参照しながら行う。別の向きに配置してもよい。壁又はシェル１２２の上端は、プラットフォーム又は支持体１１８と低温ヘッド熱交換器１１２の組み合わせで閉じられており、これについては以下の低温ヘッド熱交換器の詳細な説明を参照すると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によって主ピストン又はパワーピストン１２８に接続されている。ベローズ１３２は、パワーピストン１２８と支持体１１８の間に延びている。パワーピストンが上方に移動するにつれ、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、パワーピストンが下方に移動するにつれ、コンプライアンスのある密閉箱内の作動流体は減圧される。この実施形態では、弾性キャビティの内側に増倍容積１３４が画定されている。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で閉じられた増倍筒体１３６によって画定されている。可撓性のシール１４０が、円錐体又はピストン１３８と筒体１３６を相互接続している。増倍円錐体１３８が上下に移動するにつれ、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。

ベローズ１３２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状態にある。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」から収束するので、倍増容積１３４と主容積１４４の間のガスの流れが制限される。

倍増容積１３４は、主容積１４４と協働して、再生用熱交換器内の振動圧力と再生用熱交換器を通るガスの流れとの間で適切な位相調整が行われるようにする。圧力と流れは、同位相であるか、互いに同位相状態に非常に近いことが望ましい。図４の実施形態の要素と作動に関する更に詳細なことは、２００３年２月６日出願の米国仮特許出願第６０／４４５，８６６号、並びに２００３年４月９日出願の同時係属特許出願第１０／４１０，９９２号「熱音響装置」に記載されており、上記両出願の内容をここに参考文献として援用する。上記仮特許出願並びに同時係属特許出願では、本発明によるコンプライアンスのある密閉箱を利用した別の熱音響装置設計が開示されている。上記各種設計は、ここに開示し論じている設計の代わりの実施形態となる。

その他の実施形態
流れ抑制ベローズ
本発明で好ましい出力密度では、再生用熱交換器１６の孔、熱交換器１２と１８、及び熱バッファ管４４を通って流れる振動的ガスの流れは、図２に示す流れ抑制ベローズ４６で対応できるものより大きくなることもある。この流れは、高温熱交換器１６と半楕円形エンドキャップ５２の間のガスが充填された容積のコンプライアンスを有している音響位相調整ネットワーク内にイナータンスを作り出す。必要なネットワークの流れ容積δＶ_networkの推定値は、コンプライアンス容積Ｖ_networkが分かれば容易に、断熱気体法則から直接計算することができる。

ジュデオンストリーミングを抑制しながら上記流れを受け入れるために、薄型ベローズと薄型可撓ディスクを組み合わせた、図４に示すような別の設計を採用することもできる。

抑制されない場合でも、ジュデオンストリーミングを発生させる圧力差は比較的小さいので、ベローズ１００と可撓ディスク１０１の厚さもかなり薄くてよい。正しいベローズ畳み込み形状では、このような薄型ベローズはその活動長Ｌ_acの５０％分を圧縮又は伸張させることができる。このような薄型ベローズは、更に、筒状ベローズ１００に取り付けられている可撓ディスクに柔軟性のある境界条件を提供する。可撓性板の肉厚により、可撓性の板１０１の中心の変位はその直径の実質的にほんの一部となる。このように、音響位相調整ネットワークに必要なコンプライアンスを提供するために大きな流れ容積が求められる場合でも、ガス状作動流体の所望の体積流量を受け入れ、ジュデオンストリーミングを抑制することができる。

上に述べた流れ抑制ベローズに対する代替例としては、図５に示す環状の流れ抑制ベローズがある。この代替例では、低温熱交換器を覆い、再生用熱交換器内に生じるジュデオンストリーミングを排除する気密シールを提供する、２つの同心ベローズを使用している。内側の流れ抑制ベローズ１０３は低温熱交換器の内径に接合され、外側の流れ抑制ベローズ１０４は低温熱交換器の外径に接合されている。内側の流れ抑制ベローズ１０３と外側の流れ抑制ベローズ１０４の両方に、気密シールを提供するための蓋１０５が接合されている。

環状の流れ抑制ベローズにはベローズと同じ利点がある。これは、図２の流れ抑制ベローズ４６よりも大きな振動的流れ容積Ｖ_networkを許容する。これはまた、低温熱交換器１４を出て行く低温のガスを低温熱交換器付近に局所化し、それによりベローズ内に含まれる暖いガスにより低温熱交換器に課せられる余分な熱負荷の低減を図る。環状の流れ抑制ベローズは、更に、レイリーストリーミング又は他の機構のせいで、再生用熱交換器と逆に、低温熱交換器の表面に沿って対流循環する暖いガスに対する障壁も提供する。
低温熱交換器に対する余分な熱負荷は、蓋１０５、内側の流れ抑制ベローズ１０３、及び外側の流れ抑制ベローズ１０４の片面又は両面に断熱層１０６を用いることにより更に減らすことができる。図５では、断熱層１０６を蓋１０５の外側面だけに適用した例を示している。

定常波熱音響要素
図２及び図３に示す音響位相調整ネットワークを使用する再生用熱交換器方式の代わりに、定常波熱音響「スタック」を再生用熱交換器４０に代えて使用し、追加質量４８と熱バッファ管４４を備えた流れ抑制ベローズ４６を無くすこともできる。「スタック」を再生用熱交換器４０に置き換えると、設計が簡素化されると共に、コンプライアンスのある密閉箱の利点は依然として保たれるが、恐らく熱効率が下がるという「代価」が難点となる。

多段階冷却器
２つ以上のスタック又は再生用熱交換器を採用する多段階冷却器も設計できる。
以上、本発明について好適な実施形態を参照しながら具体的に示し説明してきたが、当業者には理解頂けるように、これらには、本発明の精神及び／又は範囲から逸脱することなく、形態及び細部について様々な変更を加えることができる。

先行技術による熱音響装置の断面図である。 本発明による熱音響装置の第１実施形態の正面から見た断面図である。 本発明による熱音響装置の第２実施形態の正面から見た断面図である。 別のフロー抑制ベローズ設計の断面図である。 また別のフロー抑制ベローズ設計の断面図である。 本発明による熱音響装置の第３実施形態の正面から見た断面図である。

Claims (26)

1. 熱音響装置において、
   剛体部分と、コンプライアンスのある部分を含むコンプライアンスのある密閉箱であって、前記コンプライアンスのある部分は、振動部材と、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を含んでおり、上記端部の一方は前記剛体部分に対してシールされ、他方の端部は前記振動部材に対してシールされ、前記可撓シールは、平均断面積と、端から端までの平衡長を有し、可撓容積Ｖ_flexが前記平均断面積と前記端から端までの平衡長の積として定義されているコンプライアンスのある密閉箱と、
   前記コンプライアンスのある密閉箱内に配置され、少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいるサーマルコアと、
   前記コンプライアンスのある密閉箱を満たしている、平衡圧Ｐ_mを有する加圧されたガス状作動流体の作動体積Ｖ₀と、
   前記可撓シールの端から端までの長さが平衡長に対して増減するように前記振動部材を振動させ、それにより前記ガス状作動流体の作動体積の圧力が前記平衡圧より高いピーク圧と前記平衡圧より低い最小圧との間で振動するように作動するモーターと、を備えており、
   Ｖ ₀ ＜４Ｖ _flex であることを特徴とする熱音響装置。
2. 熱音響装置において、
   コンプライアンスのある密閉箱であって、前記コンプライアンスのある密閉箱は剛体部分とコンプライアンスのある部分を含んでおり、前記コンプライアンスのある部分は、振動部材と、一対の端部とその間に延びる可撓体を備えた可撓シールを含んでおり、上記端部の一方は前記剛体部分に対してシールされ、他方の端部は前記振動部材に対してシールされ、前記可撓シールは、平均断面積と、端から端までの平衡長を有し、可撓容積Ｖ_flexが前記平均断面積と前記端から端までの平衡長の積として定義されているコンプライアンスのある密閉箱と、
   前記コンプライアンスのある密閉箱内に配置され、少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいるサーマルコアと、
   前記コンプライアンスのある密閉箱を満たしている、平衡圧Ｐ_mを有する加圧されたガス状作動流体の作動体積Ｖ₀と、
   前記可撓シールの端から端までの長さが平衡長に対して増減するように前記振動部材を振動させ、それにより前記ガス状作動流体の作動体積の圧力が前記平衡圧より高いピーク圧と前記平衡圧より低い最小圧との間で振動するように作動するモーターと、を備えており、
   前記サーマルコアの少なくとも一部は、前記可撓容積内に配置されていることを特徴とする熱音響装置。
3. Ｖ ₀ ＜２Ｖ _flex であることを特徴とする請求項１に記載の熱音響装置。
4. Ｖ ₀ ＜Ｖ _flex であることを特徴とする請求項１に記載の熱音響装置。
5. 更に圧力容器を備えており、前記コンプライアンスのある密閉箱は前記圧力容器内に配置され、追加的体積の加圧された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。
6. 前記サーマルコアの少なくと一部は前記可撓容積内に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の熱音響装置。
7. 圧力振幅Ｐ_lは、前記作動体積の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の２分の１として定義され、
   １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞５％であ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。
8. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１０％であることを特徴とする請求項７に記載の熱音響装置。
9. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１５％であることを特徴とする請求項７に記載の熱音響装置。
10. 前記サーマルコアは前記第１熱交換器と第２熱交換器の間に配置された再生用熱交換器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。
11. 前記再生用熱交換器内の作動流体の圧力と速度の位相を、圧力と速度が互いに実質的に同位相となるように調整するための音響位相調整手段を更に備えていることを特徴とする請求項７又は１０に記載の熱音響装置。
12. 熱音響装置において、
    内部に密閉された内部容積を有する圧力容器と、
    前記圧力容器の内部容積内に配置されたコンプライアンスのある密閉箱であって、前記コンプライアンスのある密閉箱は剛体部分とコンプライアンスのある部分を含んでおり、前記コンプライアンスのある部分は、質量ｍ_oscと面積Ａ_oscを有する振動部材と、一対の端部とその間に延びる可撓体を備えた可撓シールを含んでおり、上記端部の一方は前記剛体部分に対してシールされ、他方の端部は前記振動部材に対してシールされ、前記可撓シールは、平均断面積と、端から端までの平衡長を有し、可撓容積Ｖ_flexが前記平均断面積と前記端から端までの平衡長の積として定義されているコンプライアンスのある密閉箱と、
    前記コンプライアンスのある密閉箱内に配置され、少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいるサーマルコアと、
    前記コンプライアンスのある密閉箱と前記圧力容器を満たしており、ポリトロープ係数γと平衡圧ｐ_mを有するガス状作動流体であって、作動体積Ｖ₀が前記コンプライアンスのある密閉箱に入っている作動流体の体積として定義されている加圧されたガス状作動流体と、
    前記可撓シールの端から端までの長さが平衡長に対して増減するように、或る作動周波数ｆで前記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であって、前記振動部材と相互接続された質量ｍ_motorの可動部分を有するモーターと、
    前記圧力容器の内部容積の中にあり、且つ前記コンプライアンスのある密閉箱の外側にあって前記モーターによって押しのけられていない、ガス状作動流体の体積として定義されている圧力容器容積Ｖ_motorと、を備えており、
    前記振動部材の振動動作は、前記可撓シールにより生じる機械的剛性ｋ_mechと前記ガス状作動流体により生じるガス剛性ｋ_gasの和に等しいばね力ｋの抵抗を受け、前記ガス剛性は、
    

    

    と定義され、
    最適作動周波数ｆ_optは、ｍ_effを前記可撓シールの可動部分の有効質量として、
    

    

    と定義され、
    前記作動周波数ｆは、０．８ｆ _opt から１．２ｆ _opt までの範囲内にあることを特徴とする熱音響装置。
13. 熱音響装置において、
    内部に密閉された内部容積を有し、周囲側壁を有する圧力容器と、
    前記圧力容器の内部容積内に配置されているピストンであって、前記側壁と滑動可能に係合して前記ピストンの一方の側に作動容積Ｖ₀を前記ピストンの他方の側にモーター容積Ｖ_motorを画定する周囲シールを有し、質量ｍ_oscと面積Ａ_oscを有するピストンと、
    前記作動容積内に配置され、少なくとも第１及び第２熱交換器を含んでいるサーマルコアと、
    前記作動容積と前記モーター容積を満たしており、ポリトロープ係数γと平衡圧ｐ_mを有する加圧されたガス状作動流体と、
    前記モーター容積内に配置されているモーターであって、前記作動容積内のガス状作動流体の圧力が平衡圧より高いピーク圧力と平衡圧より低い最小圧力との間で振動するように、或る作動周波数ｆで前記振動部材を振動させるように作動し、前記ピストンと相互接続された質量ｍ_motorの可動部分を有するモーターと、を備えており、
    前記振動部材の振動動作は、前記ガス状作動流体により生じるガス剛性ｋ_gasに等しいばね力ｋの抵抗を受け、前記ガス剛性は、
    

    

    と定義され、
    最適作動周波数ｆ_optは、
    

    

    と定義され、
    前記作動周波数ｆは、０．８ｆ _opt から１．２ｆ _opt までの範囲内にあることを特徴とする熱音響装置。
14. 前記作動周波数ｆは、０．９ｆ _opt から１．１ｆ _opt までの範囲内にあることを特徴とする請求項１２又は１３に記載の熱音響装置。
15. 前記作動周波数ｆは、実質的に、前記最適周波数ｆ_optに等しいことを特徴とする請求項１２又は１３に記載の熱音響装置。
16. 前記振動部材に接続されたばね部材を更に備えており、前記機械的剛性ｋ_mechは、前記可撓シールと前記ばね部材により生じるものであり、前記有効質量ｍ_effは、前記可撓シールの可動部分の有効質量と前記ばね部材の可動部分の有効質量の和であることを特徴とする請求項１２に記載の熱音響装置。
17. 作動体積Ｖ₀は、コンプライアンスのある密閉箱を満たしている作動ガス流体の体積として定義され、
    Ｖ ₀ ＜４Ｖ _flex
    であることを特徴とする請求項１２に記載の熱音響装置。
18. Ｖ ₀ ＜２Ｖ _flex
    であることを特徴とする請求項１７に記載の熱音響装置。
19. Ｖ ₀ ＜Ｖ _flex
    であることを特徴とする請求項１７に記載の熱音響装置。
20. 前記振動部材の振動は、前記コンプライアンスのある密閉箱内のガス状作動流体の圧力を、平衡圧より高いピーク圧と平衡圧より低い最小圧との間で振動させ、圧力振幅Ｐ_lは前記作動体積の前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の２分の１として定義され、
    １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞５％であることを特徴とする請求項１７に記載の熱音響装置。
21. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１０％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. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１５％であることを特徴とする請求項２０に記載の熱音響装置。
23. 前記振動部材に接続されたばね部材を更に備えており、前記ばね力ｋは、前記ばね部材により生じる機械的剛性ｋ_mechを更に含んでおり、前記合計質量ｍ_totalは、前記ばね部材の可動部分の有効質量に等しい有効質量ｍ_effを更に含んでおり、
    

    

    であることを特徴とする請求項１３に記載の熱音響装置。
24. 圧力振幅Ｐ_lは、前記ピーク圧力と前記最小圧力の差の２分の１として定義され、
    １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞５％であることを特徴とする請求項１３に記載の熱音響装置。
25. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１０％であることを特徴とする請求項２４に記載の熱音響装置。
26. １００％＞Ｐ_l／Ｐ_m＞１５％であることを特徴とする請求項２４に記載の熱音響装置。

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