迴轉式變容積機構與旋轉活塞發動機的製作方法

2023-04-23 13:50:36

專利名稱：迴轉式變容積機構與旋轉活塞發動機的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種變容積機構與旋轉發動機，尤其涉及一種有導杆機構的迴轉式變容積機構與有導杆機構的旋轉活塞式燃氣發動機。
背景技術：
目前，龐大的飛機已經可以從容地飛上藍天，幾十節長的火車已經可以在高山峻岭上來回穿梭，幾百萬千瓦發電裝置可以源源不斷地向工農業和市區供電，各種車輛可以急速地在高速公路上奔馳，都是因為它們身上裝備了先進的強有力的發動機。然而，是否因此就可以說這些技術已經發展到了頂峰了呢？沒有再向前發展的空間了呢，答案應該是不是。就目前應用最為成熟而普遍的燃氣輪機來說，其熱效率也僅為45％左右。其實，不僅僅是燃氣輪機、也包括活塞式燃氣發動機和各類壓縮機、真空泵、水輪機、汽輪機、風力發電、核能發電等機械均普遍存在工作效率或熱效率急待提高地必要和可能，因為，當今的世界仍普遍存在嚴重的能源浪費和能源利用率不高的大問題。提高能源利用率的其中一種辦法就是要找到一種工作壓力高、連續作用、無齒輪、內耗小等同時滿足的變容積機構。
燃氣輪機和活塞式燃氣機均屬燃氣式發動機。燃氣式發動機的特點是以連續流動氣體為工質，壓氣機與透平各自獨立，燃燒器連續燃燒、完全徹底，壓力穩定，易於控制、汙染物排放少，優點非常突出，人們夢寐以求能利用它的這些特點設計出一種既平穩，又高效的發動機，其中最為關鍵的是要找到一種工作壓力高、連續作用、無齒輪傳動、內耗小等同時滿足的變容積機構。
目前的燃氣輪機和活塞式燃氣機都有各自許多優點，但都還不是人們心目中理想的發動機。燃氣渦扇發動機是目前航空領域應用最為成熟而普遍的燃氣式發動機，但因為它們的渦輪葉片間的整個氣流通道完全是通透的，靠高速風扇葉對工質推壓或利用有壓力的工質噴射產生反衝衝力進行氣體壓縮或膨脹做功，葉片間無密封活塞，不能形成密閉工作室，無法利用變容方式進行工作，級壓比和能量轉換效率難以與變容方式相比擬，想再大幅度地提高是完全不可能；有資料介紹，葉片的動靜葉間還存在強烈湍流，燃氣輪機運轉時還會產生高達130分貝的強烈噪音，不僅產生強大的噪音汙染，而且說明其存在大的壓力損失，如此說來，燃氣輪機仍存在嚴重的不足，有必要用新辦法替代才能顯著提高發動機的性能。
活塞式燃氣機與燃氣輪機一樣，也可以有獨立的氣缸單獨用做壓氣機或膨脹做功機。壓氣機專門提供壓縮空氣，膨脹做功機專門用於釋放轉換高溫高壓工質的能量，輸出動力；燃燒器則將燃料連續燃燒獲得有高溫高壓能量的燃氣。目前，活塞式燃氣機方面已經開始成功應用於製造汽車等運輸交通工具，但仍未能找到工作壓力高、連續作用、無齒輪傳動、內耗小等同時滿足的變容積機構，現有技術往復波動大，振動猛烈，無法參冷，需散熱等固有缺點，使得目前的活塞式燃氣機的熱效率也再無法顯著提高。
活塞式燃氣發動機又分往復式與迴轉式，往復式燃氣發動機的優勢是工作室密閉性好，動力強勁，劣勢是有活塞、連杆、進排閥等往復件運動，高速情況下，運動慣性非常大，還有曲軸參與進行工作，低速情況下曲軸死點容易造成發動機死火，工作平穩性差，汽缸容積效率低，排量小，不適應大排量場合使用。儘管採用多缸形式進行輪流工作，平穩性有所改善，但往復式工作方式所存在的各種弊病仍無法徹底消除。旋轉活塞式燃氣發動機集中了燃氣輪機與往復式燃氣發動機的優點，使得自身既具有內燃旋轉、連續燃燒、無往復件運動的優點，又具有活塞機變容壓縮與變容膨脹做功的優勢，兼有良好的高速性能和低速性能，將是一種人們心目中理想的發動機，是目前發動機研究的熱點和方向。
汪克爾發動機是目前一種成熟的旋轉活塞式發動機，但它除具有連續迴轉無往復慣性優於目前的內燃機外，在許多性能方面仍然不及內燃機，難於廣泛推廣，難於取代現有內燃機。汪克爾發動機不是燃氣式發動機，況且排量等許多性能方面完全不可與燃氣式發動機相比。
容積式壓縮機是人們非常熟悉的一類壓縮機，包括往復式壓縮機、旋片式壓縮機和螺杆式壓縮機等。因為它們是通過改變密閉工作室內容積大小而使工作室內壓力產生變化的，所以，人們將他們叫做變容積式壓縮機，主機稱之為變容裝置或變容機構。如果工作室容積大小的變化速率隨機構的轉動而平滑地變化，則稱為無級變容。嚴格地講，變容機構還包括容積式真空泵和容積式膨脹做功機等一切因容積改變而使工作室內壓力發生變化的機構。容積變小稱為變容壓縮，容積變大稱為變容膨脹。往復式壓縮機的優點是工作室密閉性好，工作壓力高，缺點是有往復件運動、有曲軸參與工作，有死點，工作平穩性差，噪音大，需散熱，吸氣與壓縮交替進行，使得內燃機的工作轉速和熱效率的提高受到極大的限制；螺杆式壓縮機的優點是轉子連續迴轉進行工作，無往復件運動無往復慣性，運轉平穩，缺點是排量小，效率低，不適應燃氣發動機用。這一點早在2000年10月由鬱永章主編(北京)機械工業出版社出版的《容積壓縮機技術手冊》一書第四篇(迴轉壓縮機)第3章(雙螺杆壓縮機)第579頁發展歷程和發展方向一節中已有過清晰的表述「20世紀30年代(指1937年)，瑞典工程師Alf Lysholm在對燃氣輪機進行研究時，希望找到一種作迴轉運動的壓縮機，要求其轉速比活塞壓縮機高得多，以便可由燃氣輪機直接驅動，並且不會發生喘振。為了達到上述目的，他發明了螺杆壓縮機。在理論上，螺杆壓縮機具有他所需的特點，但由於必須具有非常大的容積流量才能滿足燃氣輪機工作的要求，螺杆壓縮機並沒有在此領域獲得應用」；旋片式壓縮機的優點是轉子連續迴轉進行工作，容積流量大，工作室密閉性好，工作壓力高，效率高，缺點是有徑嚮往復件運動，平穩性差。前述三種變容方式中，旋片式的優點最為突出，最有望成為改進和極大地提高現有壓縮機、真空泵、蒸汽機和發動機等機械性能的突破口。目前的旋片式壓縮機在結構上已有四個合理之處，應欲予保留一，有圓形氣缸；二，有旋轉葉片(或環形段)；三，有一對工質進出口。四、葉片在圓環形氣缸內進行旋轉運動為機構提供了高速平穩工作的場所。不足之處在於一，旋轉葉片在轉子的滑槽內伸縮滑動，產生了徑嚮往復件運動和往復慣性，不利於高速運轉，不利於連續工作；二，轉子與環形氣缸偏心，不利於葉片做圓周運動；三，沒有一套使各葉片獨立搖擺迴轉的機構，缸內圓環段活塞在做迴轉運動過程中始終只能保持固定的環向間距，周向間距不能變化，無法在相鄰活塞之間周期性地產生時而靠近合攏、時而分離拉遠的變化過程，優勢沒能得以發揮
發明內容
本發明的目的是克服現有技術中的不足，提供一種具有導杆機構的無級變容積機構與有導杆機構的燃氣式熱力發動機。
為了解決上述存在的技術問題，本發明是通過以下技術方案實現的變容積機構中的圓環段活塞通過一體上的密封環與導杆機構相連、導杆機構的導杆呈放射狀與驅動軸固定連接、驅動軸偏離缸軸心線一距離構成聯動機構，使所述圓環段活塞隨驅動軸的轉動由快到慢又由慢到快周期性地變化旋轉，使環形段活塞之間的圓環段空腔內容積隨驅動軸轉動由大到小到零又由零到小到大周期性地變化、形成吸入、壓縮或膨脹、排出工作室；燃氣式發動機中的壓氣機和膨脹做功機均採用了有導杆機構的迴轉式變容積機構，壓氣機的迴轉式變容積機構使常壓氣體、受壓縮升壓，膨脹做功機的迴轉式變容積機構使高溫高壓氣體對外膨脹做功、降壓。
本發明還可以通過以下技術方案實現所述圓環段活塞通過一體上的一個密封環或一個以上密封環分別與導杆機構相連，聯動機構使所述圓環段活塞分別隨驅動軸轉動的每一圓周迴轉範圍內由快到慢又由慢到快周期性地變化旋轉一次，使環形段活塞之間的圓環段空腔內容積隨驅動軸轉動的每一圓周迴轉範圍內由大到小到零又由零到小到大周期性地變化一次、形成吸入、壓縮或膨脹、排出工作室一次。所述導杆機構為有迴轉導杆的導杆機構或有導向槽迴轉導杆的導杆機構或有迴轉槽輪的導杆機構。所述導杆機構由固定構件、曲柄、滾銷或滑塊或導向槽、導杆構成；缸體、機架、軸承座組成導杆機構的固定構件，迴轉密封環一端面設置有滾銷或迴轉銷，滾銷中心為導杆機構的曲柄迴轉點之一，迴轉導杆組成導杆機構的導杆構件，有導向槽的導杆或槽輪包含導向槽和導杆兩個構件；滾銷的軸心線平行於缸軸心線，靠導杆機構一側或靠中間的密封環設置有通透的使滾銷穿過的槽孔；機架上設有軸承座，座孔內中心線上平行放置著驅動軸；迴轉導杆或槽輪的槽呈均勻放射狀分布；一個導杆或一個槽輪的槽上設置一個滑塊或一個滾銷，滑塊或滾銷活套在迴轉導杆或導槽輪的槽上可以沿導杆或導槽輪的槽滑動，滑塊的銷孔或銷軸與迴轉套端面的滾銷銷軸孔或配合，導杆或槽輪的槽數目與迴轉式活塞數目一致且為2個或2個以上，以3個為宜；活塞轉角變化規律符合關係式β＝arccos〔lsin2α+cosα√(R2-l2sin2α)〕/R。相鄰活塞所在活塞組件的滾銷迴轉中心或迴轉銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心指向驅動軸迴轉中心方向的兩側時所述活塞的相鄰端面彼此吻合、間距為零，所述工質進出口分布於吻合面兩側，吻合面兩側為工質高壓區與低壓區分界線，工質進出口開口分別以所述分界線為起點沿缸的環形方向周向延伸，低壓進出口的開口可延伸至相鄰兩活塞對稱分布於驅動軸迴轉中心指向缸迴轉中心方向兩側時靠低壓側一端的位置，高壓進出口開口的延伸量視機構壓縮比而定，應小於或等於低壓進出口開口的延伸長度。壓縮比取1或大於1，液態工質工作時壓縮比取1。所述壓氣機採用一套或一套以上有導杆機構的迴轉式活塞變容機構，以一套為宜；所述膨脹做功機採用一套或一套以上有導杆機構的迴轉式變容積機構，以兩套為宜，其中一套用於驅動壓氣機，一套用於向外輸出動力。
與現有技術相比，本發明顯著的有益效果是
1.迴轉式變容積機構內相鄰活塞間的工作缸內可產生持續內壓縮或內膨脹，無級變容，壓縮比為1～∞之間可變，壓縮比高，理論上講壓縮比可以無窮大，實際工作過程中壓縮比可以達到100或更高，工作壓力和工作效率顯著提高。
2.迴轉式變容積機構內活塞連續旋轉，完全無往復件運動，無進排閥，無齒輪傳動，有良好的高速性能和低速性能，通用性強，應用非常廣泛，包括可以應用於真空泵、水輪機、風力發電和核能利用等主機配置。
3.迴轉式變容積機構結構簡單，重量輕、另部件少，造價低。
4.迴轉式變容積機構缸內密閉性好，回流少，內損小，容積效率高、節能，單位質量和體積比功率高。
5.迴轉式變容積機構結構新穎，整體剛性好，結構力強，易加工，抗喘振能力強，使用壽命長。
6.作為燃氣式發動機，可以設置有兩個膨脹做功機，為壓氣機所需動力和動力輸出分別配備獨立的膨脹做功機。當外部負載增大導致動力輸出膨脹做功機轉速降低、動力輸出膨脹做功機的燃氣消耗減少時，多出一部分燃氣可自動分配給壓氣機的膨脹做功機，從而加大壓氣機的源動力，壓氣機動力增大後，壓氣機轉速得到提高，加大了壓氣機空氣吸氣量和輸出壓力，反過來增大了動力輸出的源動力，增大了克服負載的能力，遏制了機械進一步減速；當外部負載減小，如下坡，導致動力輸出膨脹做功機轉速提高，動力輸出膨脹做功機的燃氣消耗增大，分配給壓氣機的膨脹做功機的燃氣則少些，壓氣機動力變小，壓氣機轉速相應降低，壓氣機吸氣量和輸出壓力相應減少和降低，反過來減小了提供給動力輸出的壓力，削弱了對負載做功的能力，遏制了機械進一步升速，使發動機保持在相同油門大小的情況下，始終能夠自動平衡在某一合適的轉速上。如果因為上坡，車速變慢不適合需要的話，司機只要進一步加大油門即可，無須刻意去換檔，如同有一個自動撥在工作一樣，既節省了昂貴的自動撥裝置，又如同手動撥一樣動力響應快、省油，而且不易死火。
7.作為燃氣式發動機，無冷卻水套和冷卻風扇，可用壓縮空氣直接摻冷，受熱後的摻冷空氣可以直接作為動力使用，節省能源，減少散熱損失，同時簡化了裝置，適應能力更加廣泛，尤其無須擔心因缺水造成發動機無法工作和遇0℃以下凍裂水箱的麻煩。
8.作為燃氣式發動機，可以任意設置排量與空氣的配比。
9.作為燃氣式發動機，可以直接燃用各種燃料，包括直接燃用煤炭或木炭，只是間斷性增加燃料而已。
10.作為燃氣式發動機，尾氣背壓低，可以接近常壓排放或常壓排放，噪音小，消噪過程簡單容易或無須消噪。


圖1為圓環形缸缸體三維剖切立體圖。
圖2為有迴轉密封環的圓環形缸缸體三維剖切立體圖。
圖3為有圓環段活塞的圓環形缸缸體三維剖切立體圖。
圖4、圖5、圖6分別為3個活塞組件的三維立體圖。
圖7為本發明放射狀導杆固定組合三維立體圖。
圖8為本發明軸承座三維立體圖。
圖9為機架三維立體圖。
圖10為本發明迴轉式變容積機構三維立體圖。
圖11為有迴轉式活塞組件的圓環形缸結構簡圖。
圖12為本發明有導杆機構的變容機構正面外形簡圖。
圖13為本發明有導杆機構的變容機構剖面圖。
圖14為單導杆機構原理圖15為單導杆機構幾何分析圖16為變容積機構的曲柄AB轉角β與導杆轉角α間的關係曲線圖17為導杆作用力臂長AC與導杆轉角α間的關係曲線圖18為導杆作用力臂長AC和導杆有效作用力臂長與導杆轉角α間的關係曲線對比圖19為兩個導杆的有效作用力臂長與導杆轉角α間的關係曲線對比圖20為相鄰兩活塞端面間距圓弧夾角與導杆轉角α之間的關係曲線圖。
圖21為2活塞機構滾銷中心對稱於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側時工作狀態。
圖22為2活塞機構滾銷中心同時轉到缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線上時工作狀態。
圖23為3活塞機構的相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側間距為零時工作狀態。
圖24為3活塞機構的相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側間距最大時工作狀態。
圖25為4活塞機構有兩組相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側，一間距最大、一間距為零時工作狀態。
圖26為4活塞機構有兩活塞滾銷中心同時轉到缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線上時工作狀態。
圖27為5活塞機構的相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側間距為零時工作狀態。
圖28為5活塞機構的相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側間距最大時工作狀態。
圖29為6活塞機構有兩組相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側一間距最大一間距為零時工作狀態。
圖30為6活塞機構有兩活塞滾銷中心同時轉到缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線上時工作狀態。
圖31為8活塞機構有兩組相鄰活塞滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側一間距最大一間距為零時工作狀態。
圖32為8活塞機構有兩活塞滾銷中心同時轉到缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線上時工作狀態。
圖33為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角60°，活塞3a、3b滾銷迴轉中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側間距為零時工作狀態，活塞3a進入常壓空間開始吸氣。
圖34為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角120°，活塞3a、3b間圓環形間距內正處吸氣階段。
圖35為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角150°時，活塞3a、3b間圓環形間距內仍處吸氣階段。
圖36為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角180°，活塞3a滾銷中心正好位於驅動軸迴轉中心指向缸迴轉中心連線的延長線上，活塞3a、3b間圓環形間距內仍處吸氣階段。
圖37為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角240°，活塞3a、3b滾銷中心對稱分布於缸迴轉中心與驅動軸迴轉中心連線兩側，活塞3a、3b間圓環形間距內吸氣階段結束，壓縮階段開始。
圖38為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角270°時，活塞3a、3b間圓環形間距內工質正在被壓縮，屬於內壓縮。
圖39為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角300°時，活塞3a、3b間圓環形間距工質仍在被壓縮，屬於內壓縮。
圖40為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角360°時，活塞3a滾銷中心正好位於缸迴轉中心指向驅動軸迴轉中心連線的延長線上，活塞3a、3b間圓環形間距工質還在進行內壓縮。
圖41為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角390°時，活塞3a、3b間圓環形間距內工質還在進行內壓縮。
圖40為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角420°時，活塞3a、3b間圓環形間距內工質全部被壓縮進入高壓區，活塞3a同時順利地從高壓區退出，進入常壓區重新開始新的工作周期。
圖42為變容壓縮機構方案中一導杆轉過初始角360°時，活塞3a滾銷中心正好位於缸迴轉中心指向驅動軸迴轉中心連線的延長線上，活塞3a、3b間圓環形間距工質還在進行內壓縮。
圖43為本發明中單壓氣機單膨脹做功機燃氣發動機方案的工作原理簡圖。
圖44為本發明中單壓氣機雙膨脹做功機燃氣發動機方案的工作原理簡圖。
圖45為本發明中單壓氣機單膨脹做功機燃氣發動機方案的工作原理簡圖。
圖46為本發明中單壓氣機雙膨脹做功機燃氣發動機方案的工作原理簡圖。
機件1-缸，機件2-定心軸，機件3a、3b、3c-活塞，機件4、5-工質進出口，機件6a、6b、6c、6d、6e-迴轉套，機件7-光杆導杆，機件8a、8b、8c-滾銷，機件9a、9b、9c-有導向槽的導杆，機件10-軸承座，機件11-驅動軸，機件12-有導向槽的槽輪、機件13a、13b-通透圓弧形槽孔，機件14-滑塊，機件15-機架，機件24-滑塊，機件25-固定構件，機件26-曲柄，機件28-旋轉導杆，代號29-軌跡線，代號30-轉角β值變化曲線，代號31-導杆作用力臂長變化曲線，代號32-導杆有效力臂長變化曲線，代號33-滯後120°相位的導杆有效力臂長變化曲線，代號34-相鄰活塞間夾角變化曲線，機件41-壓氣機，機件42-壓縮空氣出口，機件43-燃燒器，機件44-進氣口，機件45-膨脹做功機，機件46-壓氣機進氣口，機件47-膨脹做功機排氣口，機件48-透平即膨脹做功機，機件49-透平進氣口，機件50-高壓燃氣分支管。
具體實施方式
下面結合附圖與具體實施方式
對本發明作進一步詳細描述。
圖1中，圓形缸體1內的圓環形槽是敞口的，實施方式中敞口選定在槽的內環側，圓環形槽即為缸1的工作場所。缸1上同時設置中心定心軸2和工質進出口4、5。
圖2中，缸1的圓環形槽敞口處軸向同軸平行排列有迴轉密封環6a、6b、6c、6d、6e，使缸1內形成密閉的圓環形腔，所述密封環6a、6b、6c、6d、6e和密閉的圓環形腔有同一迴轉軸心線。
圖3中，圓環段活塞3a、3b、3c在圓環形缸1內按圓環形腔的圓周環向分布，與腔內壁有吻合面呈間隙密封或密封件密封狀態。
圖4中，圓環段活塞3a與迴轉密封環6a、6e固定連接成一體，構成一可繞密封環軸心線旋轉的迴轉式活塞組件。密封環6e上背離密封環6a一側設置有圓柱形滾銷8a，在滾銷8a所在分度圓上設置有通透的馬蹄形通孔13a。
圖5中，圓環段活塞3b與迴轉密封環6b、6d固定連接成一體，構成又一可繞密封環軸心線旋轉的迴轉式活塞組件。密封環6d上背離密封環6b一側設置有圓柱形滾銷8b，在滾銷8b所在分度圓上設置有通透的馬蹄形通孔13b。
圖6中，圓環段活塞3c與迴轉密封環6c固定連接成一體，構成又一可繞密封環軸心線旋轉的迴轉式活塞組件。密封環6c一側設置有圓柱形滾銷8c。
圖13為圖1～圖6中各零件組合的結構簡圖。圖13中，缸1的迴轉軸心線上設有定心軸2，缸1的圓環形槽敞口處軸向同軸平行排列有若干迴轉密封環6a、6b、6c、6d、6e，使缸1內形成密閉的圓環形腔，所述若干迴轉密封環6a、6b、6c、6d、6e與密閉的圓環形腔缸1有同一迴轉軸心線，圓環段活塞3a、3b、3c在所述圓環形腔內按腔的圓周環向分布、與腔內壁有吻合面呈間隙密封或密封件密封狀態且分別與一個或多個迴轉密封環固定連接成一體，活塞3a固定連接在迴轉套6a、6e上，活塞3b固定連接在迴轉套6b、6d上，活塞3c固定連接在迴轉套6c上，構成多個獨立的有迴轉副迴轉式活塞迴轉式活塞組件。缸1內壁上分別設置有工質進出口4、5，進出口4、5均沿缸的圓環形方向延伸。以b點為界。進出口5的開口分布為b→a，進出口4的開口分布為b→c，兩者開口形狀可以為外環側上開孔，也可以呈扇環狀開孔。由於變容的作用過程不同，所述進出口4、5的作用也不同。當機構作為壓縮機用並按圖1所示轉向運轉時，進出口5為進氣口，進出口4為排氣口；當機構作為膨脹做功機用時，按圖1所示逆向運轉，進出口4為進氣口，進出口5為排氣口。
圖14、15為本發明有導杆機構的變容機構簡圖。圖中，缸1、機架15和軸承座10固定連成一體，定心軸2固定在缸1體上。偏離缸1軸心線左側或右側一距離由支架15支撐的軸承10上同軸設置有一迴轉軸(即驅動軸11)，驅動軸11上在垂直於驅動軸11的平面內以驅動軸11的軸心線為中心呈均勻放射狀固定連接有三根有導向槽的導杆9a、9b、9c，成星狀。迴轉套6e端面固定連接的圓柱形滾銷8a放置在導杆9a的導向槽內，迴轉套6d端面固定連接的圓柱形滾銷8b放置在導杆9b的導向槽內，迴轉套6c端面固定連接的圓柱形滾銷8c放置在導杆9c的導向槽內。因而，圓環形缸內的圓環段活塞通過所述一體上的迴轉密封環分別與導杆機構相連、導杆機構的導杆呈放射狀與驅動軸11固定連接、驅動軸11偏離缸1軸心線一距離構成變容聯動機構。所述導杆也可以為光杆導杆或有導向槽的槽輪，此時的導杆活套著滑塊，導杆或槽輪上的一個槽或一個杆只設置一個滾銷或一個滑塊。所述滾銷或滑塊活套在迴轉導杆上或導槽輪的導槽內可以沿導杆或導杆的槽或導槽輪的槽滑動，所述滑塊的銷孔或銷軸分別與迴轉套端面的滾銷8a、8b、8c或滑塊的銷軸孔配合。驅動軸11為各導杆的公用軸，作動力輸入或動力輸出用。有導向槽的導杆或槽輪包含導向槽和導杆28兩個構件；滾銷8a、8b、8c的軸心線平行於缸迴轉軸心線，靠近導杆機構一側或中間的密封環設置有通透的槽孔13a、13b使滾銷8a、8b、8c穿過。驅動軸11軸心線、滾銷中心或滑塊銷軸或銷孔中心線均平行與缸1軸心線並偏置於缸1軸心線與滾銷中心或導杆滑塊銷孔或滑塊銷軸中心線之間，使導杆受力點力臂長度隨導杆驅動軸11的轉動而產生周期性變化，從而使迴轉式活塞呈環狀不均勻周向間距分布。密閉的圓環形腔內相鄰活塞間的內腔即為機構作用缸工作室，因為同一缸內任何位置壓強均等，所以作用在相鄰活塞端面的作用力也就相等，但相鄰活塞所在旋轉導杆受力作用點力臂長度基本上都不相同，力臂長所在導杆有相對大的力矩，因而產生的旋轉力矩。導杆或槽輪的槽數目與迴轉式活塞數目一致且為2個或2個以上，以3個為宜。
圖16、17是對機構進行運動分析。圖中機件25代表導杆機構的固定構件，由缸1、機架15、軸承座10和定心軸2組合而成；機件26代表導杆機構的曲柄，曲柄長等於迴轉密封環的滾銷圓心迴轉半徑，滾銷8a、8b、8c圓心為導杆機構曲柄26迴轉點；機件28代表機構的導杆，迴轉導杆組成導杆28構件；機件24代表機構的滾銷8a、8b、8c或滑塊14，點A代表滾銷或滑塊24的銷軸或銷孔的的軸心、點B代表曲柄26的迴轉中心、點C代表導杆迴轉中心，α代表導杆28與固定構件25間的夾角，β為曲柄26與固定構件25間的夾角。曲柄26桿長AB固定不變，繞迴轉中心B轉動，但是有A、B兩個迴轉點；固定構杆25的杆長BC長度也是固定不變，而且靜止不動；滑塊24既可以繞迴轉中心點A轉動，也可以沿導杆28呈直線來回走動；圓29為滑塊24迴轉銷或迴轉銷孔迴轉中心點A隨導杆28繞迴轉中心C做圓周運動時形成的軌跡線，實質上就是以迴轉中心點B為圓心的一個標準圓。迴轉中心C至迴轉點A為導杆28的作用力臂長，可繞迴轉中心C轉動並隨轉角α變化而變長或變短。當α＝0°時，力臂最短，為線段CD，D點代表圓29與缸1迴轉軸心指向驅動軸11迴轉軸心連線的延長線時的交點；當α＝180°時，力臂最長，為線段CE，E點代表圓29與驅動軸11迴轉軸心指向缸1迴轉軸心連線的延長線時的交點；當α在0°～180°之間變化時，導杆28作用力臂長在CD長與CE長之間變化。所述導杆機構為有旋轉導杆或槽輪的導杆機構，轉角β與轉角α有如下關係式(0≤α≤180°，」」表示開平方，其後面的「」或「〔〕」內為被開方數)。關係式的推導過程如下
設曲柄26的杆長為R，導杆28的作用力臂長為r，固定構件25的杆長為l，根據三角形餘弦定理公式可得
①R2＝r2+l2-2rlcos(180°-α)
＝r2+l2+2rlcosα ---------------------------------------------(1)
②r2＝R2+l2-2Rlcosβ ---------------------------------------------(2)
將式(2)、式(3)代入式(1)可得
簡化整理式(4)，可得
式(5)兩邊同時平方，可得(注意，可能會產生增根)
cos2α(R2+l2-2Rlcosβ)＝R2cos2β-2Rlcosβ+l2 --------------------------(6)
整理式(6)，可得
R2cos2β-2Rlsin2αcosβ-R2cos2α+l2sin2α＝0--------------------------(7)
用公式法可求得
去除增根，可得
由此，再根據三角形餘弦定理公式可導出導杆28作用力臂公式
開平方，可得
r值不可能為負數，捨去負值，可得
由於每個活塞作用力F不完全成90°(即垂直)作用於導杆28的力臂，真正有效作用力應該是其分力F1，或求出導杆28的有效作用力臂rcosγ公式，均可推導出相同的作用力矩。在此僅推導導杆28的有效作用力臂公式。根據力臂公式可知，導杆28的有效作用力臂為AC*cosγ(即rcosγ)，公式推導如下
根據三角形餘弦定理公式，可得
l2＝r2+R2-2Rrcosγ ------------------------------------(13)
整理式(13)，可得
rcosγ＝(r2+R2-l2)/2R ---------------------------------(14)
將式(10)代入式(14)，可得導杆28的有效作用力臂關係式
根據式(9)、式(12)、式(15)的關係式，用電腦繪圖工具分別描繪出圖18、圖19、圖20、圖21曲線圖。
圖18中，轉角α值為自變量坐標，轉角β值為函數值坐標。曲線30清晰地顯示出轉角α在0°～360°之間均勻變化時轉角β值的變化趨勢。α在0°～50°之間勻速增大時，曲線較為平坦的平直線，β值增幅不大，說明在導杆勻速轉動過程中，活塞轉動較為緩慢；α在50°～130°之間變化時，曲線變成急劇向上彎曲，β值增幅急劇變大，說明在導杆勻速轉動過程中，活塞轉速變得急劇加快α在130°～230°之間變化時，曲線變成一條直線段，β值勻速增大，說明導杆趨於勻速轉動過程，活塞轉速變化不大，並保持著高的轉速；α在230°～310°之間變化時，曲線變成緩慢向上彎曲，β值增幅急劇變小，說明導杆又趨於勻速轉動過程，活塞轉速變得急劇放慢；α在310°～360°之間變化時，曲線變得較為平坦的平直線，β值增幅不大，說明在導杆勻速轉動過程中，活塞轉動基本趨於平穩但較為緩慢，並重新恢復到α在0°時的狀態。此特徵有利於我們利用活塞在不同時刻有不同的轉速，在相鄰兩活塞間形成一個隨導杆轉角而改變的不同間距，產生不同容積大小的工作室。有利於使機構的變容過程控制在密閉的空間裡進行，極大地提高機構的壓縮比和膨脹做功的能量轉換效率。對壓氣機或加壓裝置來說，可以將當兩相鄰活塞間間距最大時，設計成吸氣結束，開始加壓，將當兩相鄰活塞間間距最小為零時，設計成壓縮結束，開始從高壓區退出；中間過程，活塞間持續進行內壓縮，直至送入高壓區。對膨脹做功機來說，可以將當兩相鄰活塞間間距最小為零時，設計成高壓燃氣或有壓力能的工質進入，開始膨脹做功；將當兩相鄰活塞間間距最大時，設計成膨脹結束，開始排氣或排放；中間過程，活塞間持續進行內膨脹，包括對外做功。這種無齒輪傳動的機構完全無往復件運動。
圖19中，轉角α值為自變量坐標，導杆力臂長r值為函數值坐標。R代表機構曲柄長，l代表機構的固定構件長。曲線31清晰地顯示出轉角α在0°～180°之間變化時導杆力臂長r的變化情況。當α在0°～60°之間增大時，曲線較為平坦，β值增幅不大，說明導杆勻速轉動過程中，受力臂臂長增長較為緩慢；當α在60°～150°之間增大時，曲線即為陡峭，r值增幅變得急劇變大，說明導杆勻速轉動過程中，導杆受力臂臂長增漲速度變得急劇變快；當α在150°～180°之間增大時，曲線又變得較為平直，r值增幅不大，基本趨於平頂，說明在導杆勻速轉動過程中，導杆受力臂臂長增長速度減緩趨於停止，並達到最長。此特徵有利於我們將導杆的勻速圓周運動轉換成接近於旋轉活塞的勻變速圓周運動，有利於用較均衡的動力作用於機構得到壓力非常高的高壓源，也有利於高溫高壓燃氣在膨脹做功機內進行內膨脹過程中將壓力相差懸殊的作用力轉換成較均衡的作用力矩作為動力輸出。
圖20中，轉角α值為自變量坐標，導杆的有效力臂長rcosγ值為函數值坐標。R代表機構曲柄長，l代表機構的固定構件長。曲線32清晰地顯示出轉角α在0°～180°之間變化時導杆有效力臂長rcosγ值的變化情況。當α在0°～50°之間增大時，曲線相當平坦，β值增幅很小，說明導杆勻速轉動過程中，有效力臂臂長基本沒有變化；當α在50°～110°之間增大時，曲線變得較為急速、陡峭，rcosγ值增幅變得急劇變大，說明導杆勻速轉動過程中，有效力臂臂長變得急劇變長；當α在110°～155°之間增大時，曲線變得非常陡峭，並保持著同樣的增長速度，rcosγ值增幅急劇增大，說明導杆勻速轉動過程中，有效力臂臂長變得急劇變長；當α在155°～180°之間增大時，曲線又變得較為平直，r值增幅不大，基本趨於平頂，說明導杆勻速轉動過程中，有效力臂臂長增漲速度減緩並趨於停止，達到最長力臂。需要說明的是，相鄰活塞間的作用缸內壓力分別對相鄰活塞產生的作用力是相等的，但旋轉作用力矩方向是相反的。本圖中，曲線32為某一導杆的有效力臂長隨轉角α變化而變化的曲線圖，曲線33為滯後於該導杆120°的導杆的有效力臂長隨轉角α變化而變化的曲線圖。從圖20可以清晰地看出，轉角α在60°～240°之間變化時，曲線32的有效力臂長始終大於曲線33的有效力臂長，即動力力矩始終大於阻力力矩，因而可以產生的旋轉力矩。
圖21中，轉角α值為自變量坐標，導杆力臂長為函數值坐標。R代表機構曲柄長，l代表機構的固定構件長。曲線31、32清晰地顯示出轉角α在0°～180°之間變化時導杆力臂長的變化情況。通過對比，不難看出，α值在0°、180°兩個特定位置時，導杆受力臂臂長和導杆有效作用力臂都是一樣的，但在0°～180°之間變化時，有效作用力臂長的增長速度滯後於力臂長的增長速度。
圖22為相鄰活塞間距夾角Δβ的變化曲線圖，須待後面的有關公式推導完成後方可以討論分析。
圖23～圖34是用電腦繪圖工具將2活塞至6活塞及8活塞六種機構按有旋轉導杆的導杆機構原理的兩種特定情況繪製出來的氣缸內活塞工作過程圖。一種是有一個或兩個活塞的滾銷正好位於環形缸迴轉軸心線與驅動軸軸心線連線的延長線上時，一種是有兩個相鄰活塞正好對稱位於環形缸迴轉軸心線指向驅動軸軸心線連線的延長線上時。以上六種活塞的工作過程圖有一個共同特徵，它們每兩個相鄰活塞正好對稱位於環形缸迴轉軸心線指向驅動軸軸心線連線的延長線上時相鄰兩端面間間距為零。
變容機構內相鄰活塞所在組件的滾銷迴轉中心或迴轉銷迴轉中心對稱分布於缸1迴轉中心指向驅動軸11迴轉中心方向的兩側時所述活塞的相鄰端面彼此吻合、間距為零，工質進出口4、5分布於吻合面兩側，即吻合面兩側為工質高壓區與低壓區分界線。工質進出口4、5開口分別以所述分界線為起點沿缸的環形方向周向延伸。對於壓氣機或加壓裝置來說，可以理解為活塞剛好結束壓氣或加壓工作，對於膨脹做功機來說，可以理解為正好是高壓燃氣或有壓力能的工質剛開始進入氣缸。相鄰活塞所在滾銷中心對稱分布於環形缸迴轉軸心線指向驅動軸軸心線連線的延長線時相鄰活塞端面之間吻合、而且間距為零，吻合面所在平面是高壓區與常壓區或低壓區的分水嶺，這一點非常關鍵。吻合處靠高壓側缸壁上可設置高壓進出口，靠常壓側或低壓側缸壁上可設置低壓進出口。低壓進出口開口可延伸至兩相鄰活塞對稱分布於驅動軸軸心線指向環形缸迴轉軸心線連線的延長線兩側時靠低壓側活塞端面的位置；高壓進出口開口的延伸量視機構壓縮比而定，應小於或等於低壓進出口開口的延伸長度，通過調節高壓進出口開口的延伸分布大小可以方便地選擇壓氣機或膨脹機的壓縮比或膨脹比。液態工質工作時壓縮比為1。相鄰兩活塞正好對稱分布於環形缸迴轉軸心線指向驅動軸軸心線連線的延長線兩側時活塞端面接觸、間距為零，對壓縮機或壓力裝置而言，剛好為前一周期壓縮工作結束、後一周期吸氣開始，對膨脹做功機而言，剛好為前一周期排氣結束、後一周期燃氣開始進入；相鄰兩活塞正好對稱分布於驅動軸軸心線指向環形缸迴轉軸心線連線的延長線兩側、活塞間間距為最大，對壓縮機而言，剛好為壓縮開始，對膨脹做功機而言，剛好為排氣開始。圖16、圖17中，3活塞機構的相鄰兩活塞正好對稱位於環形缸迴轉軸心線指向驅動軸軸心線連線的延長線間距為零時，位於高壓側的那一活塞所在導杆與延長線已成60°夾角，即起始角為60°，而位於常壓側或低壓側的那一活塞所在導杆與前述延長線滯後了60°夾角，即起始角為-60°。根據前述關係式(9)和圖18轉角β曲線走勢可知，隨著導杆迴轉軸轉角α值繼續增大，兩活塞的轉角也會同時增大(假設按圖示方向轉動)，但位於高壓側的那一活塞轉角加快的速度比位於常壓側的那一活塞快，因而隨著導杆繼續轉動，此相鄰活塞間的間距越來越大，直到導杆迴轉軸轉角α值增大到180°時方停止增長。此時，所述兩相鄰活塞間距也達到最大。通過以上分析，利用前述關係式(9)，可以導出3活塞機構相鄰活塞間距夾角Δβ公式
推導過程如下
設曲柄26的杆長為R，固定構件25的杆長為l，l∶R＝0.8∶1，高壓側活塞組件滾銷中心至缸迴轉軸心線連線與驅動軸軸心線至缸迴轉軸心線連線的夾角為β+60，常壓側活塞組件滾銷中心至缸迴轉軸心線連線與驅動軸軸心線至缸迴轉軸心線連線的夾角為β-60，半個活塞圓周長夾角為β60，α為與相鄰活塞相連的導杆間夾角的角平分線轉角。根據前述關係式(9)可得
Δβ＝β+60-β-60-2β60
根據式(16)，用電腦列表法和輔助作圖法作出如下圖表和曲線圖。
從列表和圖22中可以看出，當α＝20°時，Δβ＝4.776862°，當α＝30°時，Δβ＝10.99928°，當α＝120°時，Δβ＝131.5613°，當α＝180°時，Δβ＝175.4148°，曲線34顯示了相鄰活塞間間距夾角Δβ值隨導杆轉角α變化而變化的情況。應特別注意到的一點就是，我們可以利用列表和Δβ變化曲線找到和確定壓氣機或加壓裝置的結束內壓縮(此時將得到的高壓氣體排入高壓腔內)時工作缸活塞端面間夾角或膨脹做功機結束高壓燃氣進入工作缸時活塞間端面夾角，即確定了壓氣機、加壓裝置或膨脹做功機的壓縮比或膨脹比。如選擇Δβ＝175.4148°為壓氣機結束內壓縮並將得到的高壓空氣排入高壓腔內時活塞端面夾角，則壓縮比為(175.4148°÷175.4148°)＝1，如選擇Δβ＝10.99928°，則壓縮比為(175.4148°÷10.99928°)＝15.948，如選擇Δβ＝4.776862°，則壓縮比為(175.4148°÷4.776862°)＝36.721，如選擇Δβ＝2.657015°，則壓縮比為(175.4148°÷2.657015°)＝66.0195如選擇Δβ＝1.170189°，則壓縮比為(175.4148°÷1.170189°)＝150.7575。壓縮比為時，迴轉式活塞變容機構可用於液體類變容機械，如水泵、水輪機等。相鄰兩活塞間的間距即為本發明機構的壓縮缸或膨脹缸，缸容積的變化與活塞間圓弧間距成線性變化關係，研究分析了活塞間圓弧間距變化規律，也就等同於研究分析了氣缸容積的變化規律。氣缸內工作介質的容積壓力溫度三個參數的變化規律與現有技術相同，在此均不再贅述。
一個環形缸中活塞的數量為2個或2個以上，以3個為宜。因為3個時，變容機構有較簡單的結構和最高的壓縮比，同時仍有良好的平穩性。所有活塞的環向長度之和總是小於缸1本身的環向周長，使活塞間能夠有足夠的自由回擺活動空間。因為雖然迴轉過程中，所有活塞都在朝同一轉向轉動，但是，每個活塞在有旋轉導杆的導杆機構連動下，其瞬間速度隨所在位置改變而改變，使得某一活塞在某一位置可能與相鄰的葉片或活塞有較大的間距，但在另一位置卻可能與相鄰葉片或活塞有較小的間距，甚至會緊挨在一起，間距為零。環形缸中所有活塞的圓環周向長度之和應佔整個環形缸周長多少比例為合適，需要經過嚴格計算或測試才能確定；但相鄰活塞的相鄰端面迴轉靠攏在一起彼此必須完全吻合，可為空間曲面或平面，最好選用平端面，因為平面易加工，易保證質量和精度。所述缸1內壁、相鄰活塞端面和迴轉套表面三者共同合圍成機構的變容工作室。綜上所述，實現活塞間有不同轉速、時快時慢的辦法是將所述迴轉式活塞的迴轉套6c、6d、6e端側分別連接於導杆機構，組成具有旋轉導杆的導杆機構。
圖35～圖44展示了3a活塞變容壓縮機構方案中導杆轉過360°時活塞3a的部分工作狀態。活塞3a所在導杆轉過0°～60°之間時處於常壓或低壓狀態；導杆轉過60°～180°之間時，活塞3a處於吸料狀態；導杆轉過180°～360°之間時，活塞3a和後一個活塞組成壓縮缸對吸進來的工質進行壓縮，包括內壓縮。實質上，每個活塞都是雙作用的，就是說，每個活塞在後端吸料過程中，同時它的前端已經在與前一個活塞對前一個活塞吸進來的工質進行著壓縮。每個活塞在前端從高壓區退出過程中，它的後端仍然在與後一個活塞對吸進來的工質進行著壓縮工作。
圖45中，壓氣機41的壓縮空氣出口42與燃燒器43的空氣入口相連，燃燒器43的高溫高壓燃氣出口與膨脹做功機45的進氣口44相連，新鮮空氣從壓氣機41的進氣口46進入，膨脹做功機45工作完畢後的尾氣從膨脹做功機的排氣口47排出，壓氣機41和膨脹做功機45均採用迴轉活塞式無級變容機構，但作用過程相反。壓氣機41用來壓縮空氣，膨脹做功機45用來釋放高溫高壓燃氣的壓力能和熱能產生工作動力和動力輸出。
與圖45對比，圖46中多出一個透平48。燃燒器產生的高溫高壓燃氣通過三叉連通管50分別向膨脹做功機45和透平48送氣。即燃燒器43的高溫高壓燃氣出口除與膨脹做功機45的進氣口44相連外，多了一跟高壓燃氣分支管51與透平48的進氣口49相連，給透平48供應高溫高壓燃氣。實際上，壓氣機41可以採用一套，也可以採用多套迴轉活塞式變容機構，以採用一套為宜；膨脹做功機45可以採用一套，也可以採用多套迴轉活塞式變容機構，以採用兩套為宜，設置兩個膨脹做功機，為壓氣機所需動力和動力輸出分別配備獨立的膨脹做功機。當外部負載增大導致動力輸出膨脹做功機轉速降低，動力輸出膨脹做功機的燃氣消耗減少時，多出一部分燃氣自動分配給壓氣機的膨脹做功機，從而加大壓氣機的源動力，壓氣機動力增大後，壓氣機轉速得到提高，加大了壓氣機空氣總量和輸出壓力，反過來又增大了動力輸出的源動力，增大了克服負載的能力，遏制了機械進一步減速；當外部負載減小導致動力輸出膨脹做功機轉速提高，動力輸出膨脹做功機的燃氣消耗增大，分配給壓氣機的膨脹做功機的燃氣則少些，壓氣機動力變小，壓氣機轉速相應降低，壓氣機產氣量和輸出壓力相應減少和降低，反過來減小了提供給動力輸出的壓力，降低了對負載做功的能力，遏制了機械進一步升速，使發動機保持在相同油門大小的情況下，始終能夠自動平衡在某一合適的轉速上。如果因為上坡，車速變慢不適合需要的話，司機只要進一步加大油門即可，無須刻意去換檔，如同有一個自動撥在工作一樣，既節省了昂貴的自動撥裝置，又如同手動撥一樣動力響應快、省油，而且不易死火。
從以上的分析和各圖中可以看出，正是因為缸內活塞每時每刻都在以不同的速度周期性地變化進行運轉，每迴轉360°產生一個循環，使迴轉活塞在某一時刻可能與相鄰的活塞有較大間距，但在另一時刻卻可能與相鄰活塞有較小的間距，甚至會緊挨在一起，間距為零，使所述圓環段活塞隨驅動軸11的轉動由快到慢又由慢到快周期性地變化旋轉，使環形段活塞3a、3b、3c之間的圓環段空腔內容積隨驅動軸11轉動由大到小到零又由零到小到大周期性地變化、形成吸入、壓縮或膨脹、排出工作室，使我們可以成功地利用這些活塞平緩有效地以無級變容方式將常壓空氣壓縮，送入高壓區，送入燃燒器，又利用相鄰活塞間距可以為零，使高壓區內完成壓氣功能的活塞順利地從高壓區引退出來，不產生內漏，工作效率得到大幅度地提高。反覆地吸氣、壓縮、再吸氣、再壓縮，低壓氣體從壓氣機進氣口進入，高壓氣體從排氣口排出，實現氣體升壓；反覆地膨脹、排氣、再膨脹、再排氣，高壓氣體從膨脹做功機進氣口進入，尾氣從排氣口排出，實現膨脹做功或進行風力發電、水力發電等。如用ProENGINEER電腦繪圖軟體工具製作的三維仿真運動模型中更能清晰完整直觀地看出整個容積變化機構的仿真工作情況，更能體會到以上分析的客觀性所在。
整個發明結構新穎、工作壓力高，排量大，效率高，機構運轉平穩，技巧性強，實用性強，節能效果顯著，易加工，造價低，同時極大地提高了壓氣機級壓比和膨脹釋放做功機即透平的能量轉換效率，達到了改進壓縮機、膨脹機、水輪機、汽輪機、風力和太陽能熱力發電機、往復式發動機、極大地提高燃氣式發動機工作性能的目的。
權利要求
1.一種迴轉式變容積機構，包括圓環形槽的缸[1]、若干圓環段活塞[3a、3b、3c]和若干迴轉密封環[6a、6b、6c、6d、6e]，缸[1]的圓環形槽敞口處軸向同軸平行排列有若干迴轉密封環[6a、6b、6c、6d、6e]使缸[1]內形成密閉的圓環形腔，所述若干迴轉密封環[6a、6b、6c、6d、6e]與密閉的圓環形腔有同一迴轉軸心線，若干圓環段活塞[3a、3b、3c]在所述圓環形腔內按腔的圓周環向分布、與腔內壁有吻合面呈間隙密封或密封件密封狀態且分別與一個或一個以上迴轉密封環固定連接成一體構成若干可繞密封環軸心線旋轉的迴轉式活塞組件，缸[1]內壁設置有工質進出口[4、5]，其特徵在於，所述圓環段活塞通過所述一體上的密封環分別與若干導杆機構相連、所述導杆機構的導杆[14]呈放射狀與驅動軸[11]固定連接、驅動軸[11]偏離缸[1]軸心線一距離構成聯動機構，使所述圓環段活塞[3a、3b、3c]隨驅動軸[11]的轉動由快到慢又由慢到快周期性地變化旋轉，使環形段活塞[3a、3b、3c]之間的圓環段空腔內容積隨驅動軸[11]轉動由大到小到零又由零到小到大周期性地變化、形成吸入、壓縮或膨脹、排出工作室。
2.根據權利要求1所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述圓環段活塞[3a、3b、3c]分別通過所述一體上的一個密封環分別與導杆機構相連，所述聯動機構使所述圓環段活塞[3a、3b、3c]分別隨驅動軸[11]轉動的每一圓周迴轉範圍內由快到慢又由慢到快周期性地變化旋轉一次，使環形段活塞[3a、3b、3c]之間的圓環段空腔內容積隨驅動軸[11]轉動的每一圓周迴轉範圍內由大到小到零又由零到小到大周期性地變化一次、形成吸入、壓縮或膨脹、排出工作室一次。
3.根據權利要求1或2所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述導杆機構為有迴轉導杆的導杆機構。
4.根據權利要求1或2所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述導杆機構為有導向槽迴轉導杆的導杆機構。
5.根據權利要求1或2所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述導杆機構為有迴轉槽輪的導杆機構。
6.根據權利要求3或4或5所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述導杆機構由固定構件[25]、曲柄[26]、滾銷[24]或滑塊、導向槽或導杆[28]構成；缸體[12]、機架[15]、軸承座[10]組成導杆機構的固定構件[25]，迴轉密封環環半徑組成曲柄[26]，迴轉密封環[6a、6b、6c、6d、6e]端面分別設置有滾銷[8a、8b、8c]或迴轉銷，滾銷[8a、8b、8c]軸心為導杆機構的曲柄[26]迴轉點，迴轉導杆組成導杆[28]構件，有導向槽的導杆或槽輪包含導向槽和導杆[28]兩個構件；滾銷[8a、8b、8c]的軸心線平行於缸迴轉軸心線，靠近導杆機構一側或中間的密封環設置有通透的槽孔[16a、16b]使滾銷[8a、8b、8c]穿過；機架[15]上設有軸承座[10]，座孔內中心線上平行放置著驅動軸[11]；所述迴轉導杆[9a、9b、9c]或槽輪的槽呈均勻放射狀分布；導杆或槽輪[12]上的一個槽或一個杆只設置一個滾銷或一個滑塊[14]，所述滾銷或滑塊[14]活套在迴轉導杆上或導槽輪[12]的導槽內可以沿導杆或導杆的槽或導槽輪的槽滑動，所述滑塊的銷孔或銷軸分別與迴轉套端面的滾銷[8a、8b、8c]或滑塊的銷軸孔配合，導杆或槽輪的槽數目與迴轉式活塞數目一致且為2個或2個以上，以3個為宜；活塞轉角變化符合關係式
7.根據權利要求1所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，相鄰活塞所在組件的滾銷迴轉中心或迴轉銷迴轉中心對稱分布於缸[1]迴轉中心指向驅動軸[11]迴轉中心方向的兩側時所述活塞的相鄰端面彼此吻合、間距為零，所述工質進出口[4、5]分布於吻合面兩側，吻合面兩側為工質高壓區與低壓區分界線，工質進出口[4、5]開口分別以所述分界線為起點沿缸的環形方向周向延伸，低壓進出口的開口可延伸至兩相鄰活塞對稱分布於驅動軸軸心線指向缸[1]迴轉軸心線連線的延長線兩側時靠低壓側活塞端面的位置，高壓進出口開口的延伸量視機構壓縮比而定，應小於或等於低壓進出口開口的延伸長度。
8.根據權利要求7所述迴轉式變容積機構，其特徵在於，所述壓縮比為1或大於1，液態工質工作時壓縮比為1。
9.一種實施權利要求1所述迴轉式變容積機構的旋轉活塞發動機，包括壓氣機[41]、燃燒器[43]和膨脹做功機[45]，所述壓氣機[41]的壓縮空氣出口[42]與燃燒器[43]空氣入口相連接，燃燒器[43]的高溫、高壓燃氣出口與膨脹做功機[45]的進氣口連接，其特徵在於，所述壓氣機[41]和膨脹做功機[45]均採用了所述迴轉式變容積機構，壓氣機[41]的迴轉式變容積機構使常壓氣體、受壓縮升壓，膨脹做功機的迴轉式變容積機構使高溫高壓氣體對外膨脹做功、降壓。
10.根據權利要求9所述旋轉活塞發動機，其特徵在於，所述壓氣機[41]採用一套或一套以上所述迴轉式活塞變容機構，以一套為宜；所述膨脹做功機採用一套或一套以上所述迴轉式變容積機構，以兩套為宜，其中一套用於驅動壓氣機，一套用於向外輸出動力。
全文摘要
本發明公開了一種圓環形缸內有持續內壓縮或持續內膨脹、無級變容、壓縮比高、連續迴轉的變容積機構與旋轉活塞發動機。變容積機構的環形缸內若干旋轉活塞通過迴轉套分別與若干有迴轉導杆的導杆機構相連；導杆機構的所有導杆呈放射狀均垂直勻分布並固定在同一驅動軸上；驅動軸偏置於所述缸迴轉中心一距離，使缸內活塞呈環狀不均勻間距分布。驅動軸得到同一轉向合力距而連續迴轉，適用於壓縮機、透平、真空泵、汽輪機、水輪機、風力機械、太陽能核能熱力發電等主機配置。發動機的壓氣機和膨脹做功機均採用所述迴轉式變容積機構，但作用過程相反，達到顯著提高發動機工作性能的目的，適用於飛機、艦船、機車、汽車、熱力發電設備等動力配置。
文檔編號F02B53/02GK1844642SQ20051012113
公開日2006年10月11日 申請日期2005年12月30日 優先權日2005年12月30日
發明者廖海聶 申請人:廖海聶