JPH0135266B2 - - Google Patents
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- JPH0135266B2 JPH0135266B2 JP1956582A JP1956582A JPH0135266B2 JP H0135266 B2 JPH0135266 B2 JP H0135266B2 JP 1956582 A JP1956582 A JP 1956582A JP 1956582 A JP1956582 A JP 1956582A JP H0135266 B2 JPH0135266 B2 JP H0135266B2
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- Pistons, Piston Rings, And Cylinders (AREA)
- Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
- Separation By Low-Temperature Treatments (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は、極低温発生装置として使用される冷
凍機の膨張エンジンに係り、特にプラスチツクピ
ストンを採用するのに好適な膨張エンジンに関す
るものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to an expansion engine for a refrigerator used as a cryogenic generator, and particularly to an expansion engine suitable for employing a plastic piston.
従来、ヘリウム冷凍機に代表される極低温発生
装置としては種々の方式があるが、その代表例と
して第１図に示す如きクロードサイクルを採用し
た冷凍機についてその構成と作用を説明する。 Conventionally, there have been various types of cryogenic temperature generators, typified by helium refrigerators. As a representative example, a refrigerator employing a Claude cycle as shown in FIG. 1 will be described below, and its structure and operation will be explained.
まず、構成について説明すると、冷凍機１は熱
交換器２〜６、膨張エンジン７，８、ジユールト
ムソン弁９、およびそれらを連絡する配管ならび
に真空保冷槽１０からなつている。 First, to explain the structure, the refrigerator 1 is made up of heat exchangers 2 to 6, expansion engines 7 and 8, a Joel-Thomson valve 9, piping connecting them, and a vacuum cold storage tank 10.
次に作用について説明すると、まず、圧縮機
（図示せず）から供給された高圧で比較的高温の
ヘリウムガスは、Ａ点から第１熱交換器２の高圧
ラインに入り、第１熱交換器２の高圧ラインを出
たガスはＢ点で分岐してその一部は第１膨張エン
ジン７に入り、ここで膨張されて低圧、低温のガ
スとなり、第２熱交換器３と第３熱交換器４の間
に低圧ラインＥ点に合流し、第２熱交換器３、第
１熱交換器２の高圧ラインのガスを冷却しつつＦ
点にもどる。またＢ点を通つた残りのガスは第２
熱交換器３、第３熱交換器４の高圧ラインを通つ
てＣ点で分岐し、一部が第２膨張エンジン８に入
り、ここで膨張されて低圧、低温のガスとなつて
第４熱交換器５と第５熱交換器６の間の低圧ライ
ンＤ点に合流し、第４熱交換器５、第３熱交換器
４の高圧ラインのガスを冷却しながらＥ点を通つ
てＦ点にもどる。そしてＣ点を通つた残りのガス
は第４熱交換器５、第５熱交換器６の高圧ライン
を通つてジユールトムソン弁９に至る。 Next, to explain the operation, first, high pressure and relatively high temperature helium gas supplied from a compressor (not shown) enters the high pressure line of the first heat exchanger 2 from point A, and enters the high pressure line of the first heat exchanger 2. The gas leaving the high-pressure line 2 branches at point B, and part of it enters the first expansion engine 7, where it is expanded and becomes low-pressure, low-temperature gas, which is then transferred to the second heat exchanger 3 and the third heat exchanger. The gas in the high pressure line of the second heat exchanger 3 and the first heat exchanger 2 is cooled while F
Back to the point. Also, the remaining gas passing through point B is the second
It branches off at point C through the high pressure lines of the heat exchanger 3 and the third heat exchanger 4, and a part enters the second expansion engine 8, where it is expanded and becomes a low pressure, low temperature gas to produce a fourth heat source. It joins the low pressure line between the exchanger 5 and the fifth heat exchanger 6 at point D, passes through point E and flows to point F while cooling the gas in the high pressure line of the fourth heat exchanger 5 and third heat exchanger 4. Return to The remaining gas that has passed through point C passes through the high pressure lines of the fourth heat exchanger 5 and the fifth heat exchanger 6 and reaches the Joel-Thompson valve 9.
ジユールトムソン弁９を通過する際に高圧のヘ
リウムガスの温度が20K以下になつていると等エ
ンタルピ変化によつて急激に膨張し、低圧、低温
のガスとなり一部は液化して冷凍負荷体１１に供
給される。冷凍負荷体１１で気化しまたは昇温さ
れた低圧ガスは、第５熱交換器６の低圧ラインに
入り、高圧ラインのガスを冷却しながらＤ点を通
つてＥ点を経由し、Ｆ点にもどる。Ｆ点に集つた
低圧ヘリウムガスは、一旦低圧タンクやガスバツ
グ（ともに図示せず）に貯蔵されるか、そのまま
直接に圧縮機にもどされて循環する。 If the temperature of the high-pressure helium gas is below 20K when passing through the Joel-Thomson valve 9, it will expand rapidly due to isenthalpic changes, become a low-pressure, low-temperature gas, and a portion of it will liquefy and dissipate into the refrigeration load. 11. The low-pressure gas vaporized or heated in the refrigeration load 11 enters the low-pressure line of the fifth heat exchanger 6, passes through point D, points E, and reaches point F while cooling the gas in the high-pressure line. Return. The low-pressure helium gas collected at point F is temporarily stored in a low-pressure tank or gas bag (both not shown), or is directly returned to the compressor and circulated.
このようなヘリウム冷凍機において、その性能
に大きな影響を与えるのが膨張エンジンの効率で
ある。いま、従来公知の膨張エンジンを例にとつ
て効率に影響を及ぼす因子について説明するた
め、その構造および作用を第２図によつて簡単に
説明すると、膨張エンジンはシリンダ１２、該シ
リンダ１２の中を往復運動するピストン１３、そ
のピストン１３の往復運動を仕事として外部に取
出すためのロツド１４、膨張した作動ガス（ここ
ではヘリウムガス）がシリンダ１２とピストン１
３の間隙を通つて外部に洩れるのを防止するため
の常温部シール１５、およびピストンリング１
６、該ピストンリング１６に常時張力を与えてガ
スシール効果をよくするためのバツクアツプリン
グ１７、ならびにシリンダ１２に高圧ヘリウムを
供給するための吸入弁１８、膨張した後の低圧、
低温ヘリウムを排出するための排気弁１９等々か
ら構成されている。 In such a helium refrigerator, the efficiency of the expansion engine has a major influence on its performance. Now, in order to explain the factors that affect efficiency using a conventionally known expansion engine as an example, its structure and operation will be briefly explained with reference to FIG. A piston 13 that reciprocates, a rod 14 that extracts the reciprocating movement of the piston 13 to the outside as work, and an expanded working gas (here helium gas) is transferred between the cylinder 12 and the piston 1.
a room temperature seal 15 for preventing leakage to the outside through the gap 3; and a piston ring 1.
6. A back-up spring 17 for constantly applying tension to the piston ring 16 to improve the gas sealing effect, an inlet valve 18 for supplying high-pressure helium to the cylinder 12, and a low pressure after expansion;
It is composed of an exhaust valve 19 for discharging low-temperature helium, etc.
いま、膨張エンジンの効率に影響を与える各因
子について説明するため、エンジン効率を概念的
に式で示すと式(1)のごとく表わされる。 Now, in order to explain each factor that affects the efficiency of an expansion engine, engine efficiency can be conceptually expressed as an equation as shown in equation (1).
膨張エンジン効率
η＝Q0＋（Q1＋Q2＋Q3＋Q4）／Q0 ……(1)
Q0：理論的は寒冷発生量
Q1：伝導による熱侵入量
（Q1＝Q′1＋Q″1）
Q2：ふく射による熱侵入量
Q3：シリンダとピストン隙間のガス往復
による熱侵入量
Q4：摩擦による発熱量
式(1)において、Q1〜Q4はいわゆる熱損失と呼
ばれるもので、このうちどれが増加しても効率は
低下する。総合的に考えればQ1〜Q4の和が減る
ように改善することが重要である。 Expansion engine efficiency η = Q 0 + (Q 1 + Q 2 + Q 3 + Q 4 ) / Q 0 ... (1) Q 0 : Theoretically, the amount of cold generation Q 1 : The amount of heat intrusion by conduction (Q 1 = Q' 1 +Q'' 1 ) Q 2 : Amount of heat intrusion due to radiation Q 3 : Amount of heat intrusion due to gas reciprocation between the cylinder and piston gap Q 4 : Amount of heat generated due to friction In equation (1), Q 1 to Q 4 are called heat losses. The efficiency decreases no matter which one of these increases.If you consider it comprehensively, it is important to improve so that the sum of Q 1 to Q 4 decreases.
上記の熱損失のうちQ1はシリンダ１２やピス
トン１３を通して伝達によつて侵入する熱であ
り、その熱侵入量はシリンダ１２やピストン１３
の断面積が小さいほど、また常温部から低温部に
至るそれらの長さが長いほど熱伸入量は小さくな
る。ところが、シリンダ１２やピストン１３の断
面積を小さくすると、作動ガスによる理論的な寒
冷発生量Q0が小さくなつて冷凍機内の熱交換器
２〜６を所定の温度レベルまで冷却することがで
きなくなり、ヘリウム冷凍機としての本来の役目
（液化機能）を果さなくなるので、シリンダ１２
やピストン１３の断面積はあまり小さくできず、
したがつて長さをある程度長くしたり、材料とし
て熱伝導率の低いものを使うのが一般的であつ
た。一例としてあげると、シリンダ材としては極
低温で十分強度があつて気密性があり、しかも熱
伝導率の低いステンレス鋼がよく用いられ、ピス
トン材としては熱変形が少なく、比較的熱伝導率
の低いフエノール系樹脂がよく用いられる。次に
Q2は常温の真空保冷槽内壁から低温のシリンダ
１２の表面へふく射によつて侵入する熱であり、
これを防ぐにはシリンダ１２の外表面にふく射防
止の断熱材を装着するのが一般的である。 Among the heat losses mentioned above, Q 1 is the heat that enters through the cylinder 12 and piston 13 by transmission, and the amount of heat intrusion is
The smaller the cross-sectional area is, and the longer the length from the normal temperature part to the low temperature part, the smaller the amount of heat expansion. However, if the cross-sectional area of the cylinder 12 or piston 13 is made smaller, the theoretical amount of cold generated by the working gas Q 0 becomes smaller, making it impossible to cool the heat exchangers 2 to 6 in the refrigerator to a predetermined temperature level. , cylinder 12 will no longer fulfill its original role as a helium refrigerator (liquefaction function).
The cross-sectional area of the piston 13 cannot be made too small,
Therefore, it was common to increase the length to some extent or to use materials with low thermal conductivity. As an example, stainless steel, which has sufficient strength and airtightness at extremely low temperatures and has low thermal conductivity, is often used as a cylinder material, and stainless steel, which does not easily deform due to heat and has a relatively low thermal conductivity, is often used as a piston material. Low phenolic resins are often used. next
Q 2 is the heat that penetrates by radiation from the inner wall of the vacuum cold storage tank at room temperature to the surface of the cylinder 12 at low temperature,
To prevent this, it is common to mount a heat insulating material on the outer surface of the cylinder 12 to prevent radiation.
次にQ3はシリンダ１２とピストン１３の隙間
を低温ガスが往復することによつて侵入する熱量
である。すなわち、膨張エンジンの吸入および膨
張行程においては、ピストン１３の先端部に高圧
の低温ガス（膨張終了までは比較的高温である
が、それでも常温端に比べると極低温のガスで、
第１エンジンでは吸入ガス温度が140K、第２エ
ンジンでは吸入ガス温度が25K程度であり、これ
が膨張終了時にはそれぞれ80K、13K程度にな
る。）が作用しているため、ガスの一部がシリン
ダ１２とピストン１３の隙間を通つて常温部シー
ル１５付近まで達してシリンダ１２やピストン１
３によつて加熱される。ところが、膨張エンジン
の排気行程になるとピストン頂部の圧力が降下す
るため、シリンダ１２とピストン１３の隙間にあ
つて加熱されたガスは再びシリンダ頂部の方にも
どつて低圧、低温の排気ガスに混入し、排気ガス
温度を上昇させる。このように、低温ガスがシリ
ンダ１２とピストン１３の隙間を往復することに
よる熱侵入を防止するため、ピストン１３の先端
低温部に２〜３段のピストンリング１６を設け、
さらにピストンリング１６のシール効果を一層よ
くするために、常時張力を与えるためのバツクア
ツプリング１７を前記ピストンリング１６の内側
に設けるのが一般的であつた。 Next, Q 3 is the amount of heat that enters when the low temperature gas reciprocates through the gap between the cylinder 12 and the piston 13. That is, during the intake and expansion strokes of the expansion engine, high-pressure low-temperature gas (gas that is relatively high temperature until the end of expansion, but still extremely low temperature compared to the normal temperature end) is placed at the tip of the piston 13.
In the first engine, the intake gas temperature is 140K, and in the second engine, the intake gas temperature is about 25K, which becomes about 80K and 13K, respectively, at the end of expansion. ), some of the gas passes through the gap between the cylinder 12 and the piston 13 and reaches near the room temperature seal 15, causing the cylinder 12 and piston 1 to
3. However, during the exhaust stroke of an expansion engine, the pressure at the top of the piston drops, so the gas heated in the gap between the cylinder 12 and piston 13 returns to the top of the cylinder and mixes with the low-pressure, low-temperature exhaust gas. , increasing the exhaust gas temperature. In this way, in order to prevent heat intrusion due to low temperature gas reciprocating through the gap between the cylinder 12 and the piston 13, two to three stages of piston rings 16 are provided at the low temperature portion at the tip of the piston 13.
Furthermore, in order to further improve the sealing effect of the piston ring 16, it has been common practice to provide a back-up ring 17 inside the piston ring 16 to constantly apply tension.
次にQ4は上記ピストンリング１６がシリンダ
１２の内壁と摺動する際の摩擦発熱量を小さくす
るために、ピストンリング１６の材料として低摩
擦係数の４弗化エチレン系の樹脂を用いるのが一
般的である。 Next, Q4 is that in order to reduce the amount of frictional heat generated when the piston ring 16 slides on the inner wall of the cylinder 12, it is recommended to use tetrafluoroethylene resin with a low coefficient of friction as the material for the piston ring 16. Common.
このような従来公知の膨張エンジンにおいては
次のような問題があつた。すなわち、膨張エンジ
ンが大形の場合には、その寒冷発生量が大きいの
であまり熱損失の大小は問題にならないが、膨張
エンジンが小形の場合には、寒冷発生量が小さい
ため熱損失の低減が重要になつてくる。その理由
は次のようである。すなわち、理論的な寒冷発生
量は作動ガスの処理量に比例するので、ストロー
クを一定とすればシリンダ１２（またはピストン
１３）の直径の２乗に比例する。これに対して熱
損失はシリンダ直径に比例するものがほとんどで
ある（Q1≒Q1′はシリンダ壁厚を一定と考えれば
直径に比例するし、Q2もシリンダ壁表面積に比
例するので直径に比例することになる。またQ3
はシリンダ１２とピストン１３の隙間断面積に比
例するので、間隙を一定と考えれば直径に比例す
るし、Q4はピストンリング１６の張力がシリン
ダ壁を押す力に比例するので、ガス圧力として平
均有効圧力を考えれば壁を押す力はＰ∝平均有効
圧力Pe×ｈ×πdとなり、結局は直径に近似比例
するようになる。）
いま、一例として冷凍負荷体１１のところ（温
度レベル4.4K）での冷凍能力が5W前後の小形冷
凍機の第２膨張エンジンについて理論寒冷発生量
Q0に対する各熱損失の割合を考えると、Q1／Q0
≒0.06、Q2／Q0≒0.02、Q3／Q0≒0.22、Q4／Q0
≒0.29である。 Such conventionally known expansion engines have the following problems. In other words, if the expansion engine is large, the amount of cold generated is large, so the size of heat loss is not a big issue, but if the expansion engine is small, the amount of cold generated is small, so it is difficult to reduce heat loss. It becomes important. The reason is as follows. That is, the theoretical amount of cold generation is proportional to the amount of working gas processed, so if the stroke is constant, it is proportional to the square of the diameter of the cylinder 12 (or piston 13). On the other hand, heat loss is mostly proportional to the cylinder diameter (Q 1 ≒ Q 1 ' is proportional to the diameter if the cylinder wall thickness is considered constant, and Q 2 is also proportional to the cylinder wall surface area, so the diameter It will be proportional to Q 3
Q is proportional to the cross-sectional area of the gap between the cylinder 12 and the piston 13, so if the gap is considered constant, it is proportional to the diameter, and Q4 is proportional to the force of the tension of the piston ring 16 pushing the cylinder wall, so it is the average gas pressure. Considering the effective pressure, the force pushing the wall becomes P ∝ average effective pressure Pe x h x πd, which is approximately proportional to the diameter. ) Now, as an example, the theoretical cold generation amount for the second expansion engine of a small refrigerator with a cooling capacity of around 5W at the refrigeration load 11 (temperature level 4.4K)
Considering the ratio of each heat loss to Q 0 , Q 1 /Q 0
≒0.06, Q 2 /Q 0 ≒0.02, Q 3 /Q 0 ≒0.22, Q 4 /Q 0
It is ≒0.29.
すなわち、小形の膨張エンジンではピストンリ
ング１６の摩擦発熱による熱損失の50％を占める
ようになる。しかも、このときのピストンリング
１６の材料としては低摩擦係数の４弗化エチレン
系樹脂を使用していても上記の如くである。 That is, in a small expansion engine, 50% of the heat loss is due to frictional heat generated by the piston ring 16. Moreover, even if a tetrafluoroethylene resin having a low coefficient of friction is used as the material for the piston ring 16 at this time, the above-mentioned problem will occur.
そこで、ピストンリング１６の張力がシリンダ
壁を押す力によつて発生する摩擦熱をなくする手
段としてピストンリング１６を全廃し、その代り
にピストン全体を低摩擦係数材料で構成する方法
も試みられているが、この場合には次のような問
題がある。すなわち、低摩擦係数材である４弗化
エチレン系樹脂は一般に線膨張係数が大きいの
で、極低温下で運転するとピストンの熱収縮が大
きく、したがつてシリンダ１２とピストン１３間
の隙間が大きくなり、低温ガスの往復による熱損
失Q3が増大する。しかも、ピストン１３の熱収
縮は長手方向にも発生するため、ピストン１３が
最も低温端に達したときの頂部デツドスペースが
大きくなり、そのために膨張比が小さくなつて寒
冷発生量が小さくなるという不具合が生ずる。 Therefore, as a means to eliminate the frictional heat generated by the tension of the piston ring 16 pushing the cylinder wall, attempts have been made to completely eliminate the piston ring 16 and instead construct the entire piston from a material with a low coefficient of friction. However, in this case, there are the following problems. In other words, tetrafluoroethylene resin, which is a low friction coefficient material, generally has a large coefficient of linear expansion, so when operating at extremely low temperatures, the piston undergoes a large thermal contraction, and the gap between the cylinder 12 and the piston 13 becomes large. , the heat loss Q 3 due to the round trip of the low-temperature gas increases. Furthermore, since thermal contraction of the piston 13 also occurs in the longitudinal direction, the dead space at the top of the piston 13 becomes large when it reaches its lowest temperature, which reduces the expansion ratio and reduces the amount of cold generation. arise.
本発明は、上記の如き従来の膨張エンジンにお
ける問題点を解消し、摩擦による発熱量を低減
し、しかもシリンダとピストン隙間のガス往復に
よる熱侵入量の増加を極力抑えることによつて全
体としてエンジン効率を向上させることを目的と
したものである。 The present invention solves the above-mentioned problems with conventional expansion engines, reduces the amount of heat generated by friction, and furthermore, suppresses as much as possible the increase in the amount of heat intrusion due to gas reciprocation between the cylinder and the piston gap, thereby improving the engine as a whole. The purpose is to improve efficiency.
本発明は、上記の目的を実現させるためにピス
トン先端部のピストンリングを廃止し、代りに低
摩擦係数の４弗化エチレン系樹脂からなる筒状の
低温摺動材をピストン先端部外周に装着すること
によつて、全体としての熱損失を低減させたもの
である。 In order to achieve the above object, the present invention eliminates the piston ring at the tip of the piston, and instead installs a cylindrical low-temperature sliding material made of tetrafluoroethylene resin with a low coefficient of friction around the outer periphery of the tip of the piston. By doing so, the overall heat loss is reduced.
以下、第３図〜第５図によつて本発明の実施例
を説明する。第３図〜第５図において、第２図と
同部分は同符号で示し説明を省略する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to FIGS. 3 to 5. In FIGS. 3 to 5, the same parts as in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals, and the explanation thereof will be omitted.
まず、第３図は本発明の一実施例を示したもの
で、気密性や耐久性にすぐれた金属性のシリンダ
１２、軸方向の熱侵入を低減させるため比較的熱
伝導率の低いフエノール系樹脂材料（例えばベー
クライト）からなるピストン１３、該ピストン１
３の常温部分に装着されてピストン１３とシリン
ダ１２間の隙間を通じてのガス漏れを防止するた
めの常温部シール（例えばＯリング）１５、前記
ピストン１３の先端部分の外周に装着され、低温
部分における摩擦発熱量を低減させるための低摩
擦係数材料（例えば４弗化エチレン系材料）から
なる筒状の低温摺動材２１、ピストン１２頂面に
あつて前記低温摺動材２１を保持するための押え
板２２、ならびに該押え板２２をピストン１２に
固定するための止めネジ２３から構成されてい
る。 First, FIG. 3 shows an embodiment of the present invention, in which a metal cylinder 12 with excellent airtightness and durability is used, and a phenol cylinder with relatively low thermal conductivity is used to reduce heat intrusion in the axial direction. A piston 13 made of a resin material (for example Bakelite), the piston 1
A normal temperature part seal (for example, an O-ring) 15 is attached to the normal temperature part of the piston 13 to prevent gas leakage through the gap between the piston 13 and the cylinder 12; A cylindrical low-temperature sliding material 21 made of a low-friction coefficient material (for example, a tetrafluoroethylene material) for reducing the amount of frictional heat generated, and a cylindrical low-temperature sliding material 21 for holding the low-temperature sliding material 21 on the top surface of the piston 12. It consists of a presser plate 22 and a set screw 23 for fixing the presser plate 22 to the piston 12.
本実施例によれば、ピストン１３の先端低温部
において、ピストンリングに代えて先端部のある
長さにわたつて円筒状の低摩擦係数材料からなる
低温摺動材２１が装着されているのみであるか
ら、ピストン１３をシリンダ壁に押し付ける力は
作用せず、低温部における摩擦発熱量は大幅に低
減される。反面、ピストンリングがないのでシリ
ンダ１２とピストン１３間の隙間を往復するガス
による常温部からの熱侵入は増大することにな
る。そこで往復するガス量増加を最小限にくいと
めるためにはシリンダ１２とピストン１３の隙間
をできるだけ小さくするのがよい。 According to this embodiment, instead of a piston ring, a cylindrical low-temperature sliding member 21 made of a low-friction coefficient material is installed over a certain length of the tip of the piston 13 at a low-temperature portion. Therefore, no force is applied to press the piston 13 against the cylinder wall, and the amount of frictional heat generated in the low-temperature section is significantly reduced. On the other hand, since there is no piston ring, heat intrusion from the normal temperature section due to the gas reciprocating in the gap between the cylinder 12 and the piston 13 increases. Therefore, in order to minimize the increase in the amount of reciprocating gas, it is preferable to make the gap between the cylinder 12 and the piston 13 as small as possible.
ところが、あまりシリンダ１２とピストン１３
間の隙間を小さくすると、熱変形によつてピスト
ン１３が曲つたときシリンダ１２の壁とピストン
１３が直接摩擦するようになり、かえつて摩擦発
熱量が増大することになるため、ピストンリング
方式に比べて摩擦発熱量をあまり小さくできな
い。そこで、シリンダ１２とピストン１３間の隙
間を小さくする代りにピストン１２の先端部に装
着した低温摺動材２１とシリンダ１２間の隙間を
できるだけ小さくし、しかもピストン１３の頂面
間の作動ヘリウムガスが常温部へ往復するのを防
ぐためには、上記の低温摺動材２１をある程度長
くしてやることが重要で、少くともピストン１３
の往復運動行程よりも長くするのがよい。また、
低温摺動材２１を長くすることによつて、ピスト
ン１２が熱変形した場合でもピストン１３とシリ
ンダ１２が直接接触することがさけられるという
利点がある。 However, the cylinder 12 and piston 13
If the gap between them is made smaller, when the piston 13 bends due to thermal deformation, the wall of the cylinder 12 and the piston 13 will come into direct friction, which will increase the amount of frictional heat generated. In comparison, it is not possible to reduce the amount of frictional heat generated very much. Therefore, instead of reducing the gap between the cylinder 12 and the piston 13, the gap between the cylinder 12 and the low-temperature sliding material 21 attached to the tip of the piston 12 is made as small as possible, and the working helium gas between the top surface of the piston 13 is In order to prevent the above-mentioned low-temperature sliding material 21 from reciprocating to the normal temperature part, it is important to make the above-mentioned low-temperature sliding material 21 long to some extent, so that at least the piston 13
It is better to make it longer than the reciprocating stroke. Also,
By making the low-temperature sliding material 21 long, there is an advantage that direct contact between the piston 13 and the cylinder 12 can be avoided even if the piston 12 is thermally deformed.
次にこの実施例で重要なのは、低温摺動材２１
の材料としてピストン１２の材料よりも熱膨張係
数の大きい材料を採用することである。それによ
つて膨張エンジンが自身の作動によつて温度降下
したときに、冷し嵌めと同様な効果によつて低温
摺動材２１がピストン１３に強く固定されるよう
になる。また、低温摺動材２１の外径d1は、低温
摺動材２１を嵌めてない部分のピストン１３の外
径d2よりも常に大きく保つことが必要であり、そ
のためには両者の熱膨張係数を考慮して両者の外
径を決める必要があるが、一般的にいえば低温摺
動材２１の外径d1をピストン１３の外径d2よりも
0.02〜0.03mm程度大きくすればよい。 Next, what is important in this embodiment is the low temperature sliding material 21
A material having a larger coefficient of thermal expansion than the material of the piston 12 is used. As a result, when the temperature of the expansion engine decreases due to its own operation, the low-temperature sliding material 21 is firmly fixed to the piston 13 by an effect similar to cold fitting. In addition, it is necessary to always keep the outer diameter d 1 of the low-temperature sliding material 21 larger than the outer diameter d 2 of the piston 13 in the part where the low-temperature sliding material 21 is not fitted, and to do so, the thermal expansion of both is necessary. It is necessary to decide the outer diameters of both in consideration of the coefficient, but generally speaking, the outer diameter d 1 of the low-temperature sliding material 21 should be set larger than the outer diameter d 2 of the piston 13.
It is sufficient to increase the size by about 0.02 to 0.03 mm.
第４図の本発明の他の実施例を示したものであ
る。すなわち、前述したように低温摺動材２１の
材料としてピストン１３の材料よりも熱膨張係数
の大きい材料を使用することによつて、冷し嵌め
の効果が期待できるが、反面、膨張エンジンの作
動によつて温度降下したときには低温摺動材２１
の方がピストン１３よりもより多く長手方向に収
縮するため、押え板２２と低温摺動材２１の間に
隙間を生じ、これがデツドスペースとなつて膨張
エンジンの膨張比を低下させ、さらには効率低下
につながる。第４図はこれを防止するため、あら
かじめ常温において低温摺動材２１の長さをピス
トン１３の頂面より両者の熱収縮量の差δだけ長
くしておき、低温になつたとき両者の端面位置が
同じになるようにすることによつて、低温下での
デツドスペースの増加を防止するものである。本
実施例によれば、低温下での効率低下を防止でき
るという利点がある。 FIG. 4 shows another embodiment of the present invention. That is, as mentioned above, by using a material with a larger coefficient of thermal expansion than the material of the piston 13 as the material of the low-temperature sliding member 21, the effect of cold fitting can be expected, but on the other hand, the operation of the expansion engine When the temperature drops due to
Because the piston 13 contracts more in the longitudinal direction than the piston 13, a gap is created between the holding plate 22 and the low-temperature sliding material 21, which becomes a dead space and reduces the expansion ratio of the expansion engine, further reducing efficiency. Leads to. In order to prevent this, Fig. 4 shows that the length of the low-temperature sliding material 21 is made longer than the top surface of the piston 13 at room temperature by the difference δ in the amount of thermal contraction between the two, and when the temperature reaches a low temperature, the end surface of the two By keeping the positions the same, it is possible to prevent the dead space from increasing at low temperatures. According to this embodiment, there is an advantage that reduction in efficiency at low temperatures can be prevented.
また、第５図はさらに本発明の他の実施例を示
したもので、低温摺動材２１としてピストン１３
よりも熱膨張係数があまり大きくない場合の装着
方法として、ピストン１３の先端部にネジ部２４
を設けることによつて両者を固定したものであ
る。このようにすることによつて、低温摺動材２
１の材料に対する制限を緩和することができ、広
範囲に適用材料を求めることができる。 Furthermore, FIG. 5 shows another embodiment of the present invention, in which a piston 13 is used as a low-temperature sliding material 21.
As an attachment method when the coefficient of thermal expansion is not so large as compared to
The two are fixed by providing a. By doing this, the low temperature sliding material 2
Restrictions on one material can be relaxed, and a wide range of applicable materials can be obtained.
以上述べたように本発明によれば、従来のピス
トンリングを設けたものに比べて低温部での摩擦
発熱量を低減させることができ、かつ低温ガスの
往復による熱損失の増加も低く抑えることができ
るので、膨張エンジンの効率を向上させることが
できる。 As described above, according to the present invention, it is possible to reduce the amount of frictional heat generated in the low-temperature section compared to a piston ring provided with a conventional piston ring, and also to suppress the increase in heat loss due to the reciprocation of low-temperature gas. This can improve the efficiency of the expansion engine.
第１図は極低温冷凍機の冷凍サイクル説明図、
第２図は従来の膨張エンジンの一例を示す断面
図、第３図は本発明の一実施例を示す膨張エンジ
ンの断面図、第４図は本発明の他の実施例を示す
ピストンの断面図、第５図はさらに本発明の他の
実施例を示すピストンの断面図である。
１２……シリンダ、１３……ピストン、１５…
…常温部シール、２１……低温摺動材、２２……
押え板、２３……止めネジ、２４……ネジ部。
Figure 1 is an explanatory diagram of the refrigeration cycle of a cryogenic refrigerator.
Fig. 2 is a sectional view showing an example of a conventional expansion engine, Fig. 3 is a sectional view of an expansion engine showing an embodiment of the present invention, and Fig. 4 is a sectional view of a piston showing another embodiment of the invention. , FIG. 5 is a sectional view of a piston showing another embodiment of the present invention. 12...Cylinder, 13...Piston, 15...
...Normal temperature section seal, 21...Low temperature sliding material, 22...
Holding plate, 23...set screw, 24...screw part.
Claims (1)
トン、シリンダの先端部に装着され、前記ピスト
ンの運動に合わせて開閉する吸、排気弁から構成
され、吸気弁を通つて吸入された常温高圧ガスを
膨張させることによつて低圧、低温ガスを発生さ
せる膨張エンジンにおいて、ピストンの先端部外
周に少なくともピストンの往復運動以上の長さに
わたつてピストン材よりも摩擦係数が小さく、か
つ熱膨張係数が大きい材料よりなる筒状の低温摺
動材を装着したことを特徴とする極低温冷凍機用
膨張エンジン。 ２ 前記低温摺動材の外径をピストン外径より大
きくしたことを特徴とする特許請求の範囲第１項
記載の極低温冷凍機用膨張エンジン。 ３ 前記低温摺動材を冷し嵌めによりピストンに
装着したことを特徴とする特許請求の範囲第１項
または第２項記載の極低温冷凍機用膨張エンジ
ン。 ４ 前記低温摺動材をネジによりピストンに装着
したことを特徴とする特許請求の範囲第１項また
は第２項記載の極低温冷凍機用膨張エンジン。[Scope of Claims] 1 Consists of a cylinder, a piston that reciprocates within the cylinder, and intake and exhaust valves that are attached to the tip of the cylinder and open and close in accordance with the movement of the piston. In an expansion engine that generates low-pressure, low-temperature gas by expanding room-temperature, high-pressure gas, the outer periphery of the tip of the piston has a friction coefficient smaller than that of the piston material over at least a length longer than the reciprocating motion of the piston, and An expansion engine for a cryogenic refrigerator characterized by being equipped with a cylindrical low-temperature sliding material made of a material with a large coefficient of thermal expansion. 2. The expansion engine for a cryogenic refrigerator according to claim 1, wherein the outer diameter of the low-temperature sliding material is larger than the outer diameter of the piston. 3. The expansion engine for a cryogenic refrigerator according to claim 1 or 2, wherein the low-temperature sliding material is attached to the piston by cold fitting. 4. The expansion engine for a cryogenic refrigerator according to claim 1 or 2, wherein the low-temperature sliding material is attached to the piston with a screw.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1956582A JPS58213164A (en) | 1982-02-12 | 1982-02-12 | Expansion engine for cryogenic refrigerator |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1956582A JPS58213164A (en) | 1982-02-12 | 1982-02-12 | Expansion engine for cryogenic refrigerator |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS58213164A JPS58213164A (en) | 1983-12-12 |
| JPH0135266B2 true JPH0135266B2 (en) | 1989-07-24 |
Family
ID=12002811
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1956582A Granted JPS58213164A (en) | 1982-02-12 | 1982-02-12 | Expansion engine for cryogenic refrigerator |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS58213164A (en) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0641821B2 (en) * | 1985-09-09 | 1994-06-01 | セイコー精機株式会社 | Gas refrigerator |
| JPS63190869U (en) * | 1987-05-28 | 1988-12-08 | ||
| JPH0678853B2 (en) * | 1987-09-08 | 1994-10-05 | 財団法人鉄道総合技術研究所 | Valve device |
-
1982
- 1982-02-12 JP JP1956582A patent/JPS58213164A/en active Granted
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS58213164A (en) | 1983-12-12 |
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