专利名称：回转式变容积机构与旋转活塞发动机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种变容积机构与旋转发动机，尤其涉及一种有导杆机构的回转式变容积机构与有导杆机构的旋转活塞式燃气发动机。
背景技术：
目前，庞大的飞机已经可以从容地飞上蓝天，几十节长的火车已经可以在高山峻岭上来回穿梭，几百万千瓦发电装置可以源源不断地向工农业和市区供电，各种车辆可以急速地在高速公路上奔驰，都是因为它们身上装备了先进的强有力的发动机。然而，是否因此就可以说这些技术已经发展到了顶峰了呢？没有再向前发展的空间了呢，答案应该是不是。就目前应用最为成熟而普遍的燃气轮机来说，其热效率也仅为45％左右。其实，不仅仅是燃气轮机、也包括活塞式燃气发动机和各类压缩机、真空泵、水轮机、汽轮机、风力发电、核能发电等机械均普遍存在工作效率或热效率急待提高地必要和可能，因为，当今的世界仍普遍存在严重的能源浪费和能源利用率不高的大问题。提高能源利用率的其中一种办法就是要找到一种工作压力高、连续作用、无齿轮、内耗小等同时满足的变容积机构。
燃气轮机和活塞式燃气机均属燃气式发动机。燃气式发动机的特点是以连续流动气体为工质，压气机与透平各自独立，燃烧器连续燃烧、完全彻底，压力稳定，易于控制、污染物排放少，优点非常突出，人们梦寐以求能利用它的这些特点设计出一种既平稳，又高效的发动机，其中最为关键的是要找到一种工作压力高、连续作用、无齿轮传动、内耗小等同时满足的变容积机构。
目前的燃气轮机和活塞式燃气机都有各自许多优点，但都还不是人们心目中理想的发动机。燃气涡扇发动机是目前航空领域应用最为成熟而普遍的燃气式发动机，但因为它们的涡轮叶片间的整个气流通道完全是通透的，靠高速风扇叶对工质推压或利用有压力的工质喷射产生反冲冲力进行气体压缩或膨胀做功，叶片间无密封活塞，不能形成密闭工作室，无法利用变容方式进行工作，级压比和能量转换效率难以与变容方式相比拟，想再大幅度地提高是完全不可能；有资料介绍，叶片的动静叶间还存在强烈湍流，燃气轮机运转时还会产生高达130分贝的强烈噪音，不仅产生强大的噪音污染，而且说明其存在大的压力损失，如此说来，燃气轮机仍存在严重的不足，有必要用新办法替代才能显著提高发动机的性能。
活塞式燃气机与燃气轮机一样，也可以有独立的气缸单独用做压气机或膨胀做功机。压气机专门提供压缩空气，膨胀做功机专门用于释放转换高温高压工质的能量，输出动力；燃烧器则将燃料连续燃烧获得有高温高压能量的燃气。目前，活塞式燃气机方面已经开始成功应用于制造汽车等运输交通工具，但仍未能找到工作压力高、连续作用、无齿轮传动、内耗小等同时满足的变容积机构，现有技术往复波动大，振动猛烈，无法参冷，需散热等固有缺点，使得目前的活塞式燃气机的热效率也再无法显著提高。
活塞式燃气发动机又分往复式与回转式，往复式燃气发动机的优势是工作室密闭性好，动力强劲，劣势是有活塞、连杆、进排阀等往复件运动，高速情况下，运动惯性非常大，还有曲轴参与进行工作，低速情况下曲轴死点容易造成发动机死火，工作平稳性差，汽缸容积效率低，排量小，不适应大排量场合使用。尽管采用多缸形式进行轮流工作，平稳性有所改善，但往复式工作方式所存在的各种弊病仍无法彻底消除。旋转活塞式燃气发动机集中了燃气轮机与往复式燃气发动机的优点，使得自身既具有内燃旋转、连续燃烧、无往复件运动的优点，又具有活塞机变容压缩与变容膨胀做功的优势，兼有良好的高速性能和低速性能，将是一种人们心目中理想的发动机，是目前发动机研究的热点和方向。
汪克尔发动机是目前一种成熟的旋转活塞式发动机，但它除具有连续回转无往复惯性优于目前的内燃机外，在许多性能方面仍然不及内燃机，难于广泛推广，难于取代现有内燃机。汪克尔发动机不是燃气式发动机，况且排量等许多性能方面完全不可与燃气式发动机相比。
容积式压缩机是人们非常熟悉的一类压缩机，包括往复式压缩机、旋片式压缩机和螺杆式压缩机等。因为它们是通过改变密闭工作室内容积大小而使工作室内压力产生变化的，所以，人们将他们叫做变容积式压缩机，主机称之为变容装置或变容机构。如果工作室容积大小的变化速率随机构的转动而平滑地变化，则称为无级变容。严格地讲，变容机构还包括容积式真空泵和容积式膨胀做功机等一切因容积改变而使工作室内压力发生变化的机构。容积变小称为变容压缩，容积变大称为变容膨胀。往复式压缩机的优点是工作室密闭性好，工作压力高，缺点是有往复件运动、有曲轴参与工作，有死点，工作平稳性差，噪音大，需散热，吸气与压缩交替进行，使得内燃机的工作转速和热效率的提高受到极大的限制；螺杆式压缩机的优点是转子连续回转进行工作，无往复件运动无往复惯性，运转平稳，缺点是排量小，效率低，不适应燃气发动机用。这一点早在2000年10月由郁永章主编(北京)机械工业出版社出版的《容积压缩机技术手册》一书第四篇(回转压缩机)第3章(双螺杆压缩机)第579页发展历程和发展方向一节中已有过清晰的表述“20世纪30年代(指1937年)，瑞典工程师Alf Lysholm在对燃气轮机进行研究时，希望找到一种作回转运动的压缩机，要求其转速比活塞压缩机高得多，以便可由燃气轮机直接驱动，并且不会发生喘振。为了达到上述目的，他发明了螺杆压缩机。在理论上，螺杆压缩机具有他所需的特点，但由于必须具有非常大的容积流量才能满足燃气轮机工作的要求，螺杆压缩机并没有在此领域获得应用”；旋片式压缩机的优点是转子连续回转进行工作，容积流量大，工作室密闭性好，工作压力高，效率高，缺点是有径向往复件运动，平稳性差。前述三种变容方式中，旋片式的优点最为突出，最有望成为改进和极大地提高现有压缩机、真空泵、蒸汽机和发动机等机械性能的突破口。目前的旋片式压缩机在结构上已有四个合理之处，应欲予保留一，有圆形气缸；二，有旋转叶片(或环形段)；三，有一对工质进出口。四、叶片在圆环形气缸内进行旋转运动为机构提供了高速平稳工作的场所。不足之处在于一，旋转叶片在转子的滑槽内伸缩滑动，产生了径向往复件运动和往复惯性，不利于高速运转，不利于连续工作；二，转子与环形气缸偏心，不利于叶片做圆周运动；三，没有一套使各叶片独立摇摆回转的机构，缸内圆环段活塞在做回转运动过程中始终只能保持固定的环向间距，周向间距不能变化，无法在相邻活塞之间周期性地产生时而靠近合拢、时而分离拉远的变化过程，优势没能得以发挥
发明内容
本发明的目的是克服现有技术中的不足，提供一种具有导杆机构的无级变容积机构与有导杆机构的燃气式热力发动机。
为了解决上述存在的技术问题，本发明是通过以下技术方案实现的变容积机构中的圆环段活塞通过一体上的密封环与导杆机构相连、导杆机构的导杆呈放射状与驱动轴固定连接、驱动轴偏离缸轴心线一距离构成联动机构，使所述圆环段活塞随驱动轴的转动由快到慢又由慢到快周期性地变化旋转，使环形段活塞之间的圆环段空腔内容积随驱动轴转动由大到小到零又由零到小到大周期性地变化、形成吸入、压缩或膨胀、排出工作室；燃气式发动机中的压气机和膨胀做功机均采用了有导杆机构的回转式变容积机构，压气机的回转式变容积机构使常压气体、受压缩升压，膨胀做功机的回转式变容积机构使高温高压气体对外膨胀做功、降压。
本发明还可以通过以下技术方案实现所述圆环段活塞通过一体上的一个密封环或一个以上密封环分别与导杆机构相连，联动机构使所述圆环段活塞分别随驱动轴转动的每一圆周回转范围内由快到慢又由慢到快周期性地变化旋转一次，使环形段活塞之间的圆环段空腔内容积随驱动轴转动的每一圆周回转范围内由大到小到零又由零到小到大周期性地变化一次、形成吸入、压缩或膨胀、排出工作室一次。所述导杆机构为有回转导杆的导杆机构或有导向槽回转导杆的导杆机构或有回转槽轮的导杆机构。所述导杆机构由固定构件、曲柄、滚销或滑块或导向槽、导杆构成；缸体、机架、轴承座组成导杆机构的固定构件，回转密封环一端面设置有滚销或回转销，滚销中心为导杆机构的曲柄回转点之一，回转导杆组成导杆机构的导杆构件，有导向槽的导杆或槽轮包含导向槽和导杆两个构件；滚销的轴心线平行于缸轴心线，靠导杆机构一侧或靠中间的密封环设置有通透的使滚销穿过的槽孔；机架上设有轴承座，座孔内中心线上平行放置着驱动轴；回转导杆或槽轮的槽呈均匀放射状分布；一个导杆或一个槽轮的槽上设置一个滑块或一个滚销，滑块或滚销活套在回转导杆或导槽轮的槽上可以沿导杆或导槽轮的槽滑动，滑块的销孔或销轴与回转套端面的滚销销轴孔或配合，导杆或槽轮的槽数目与回转式活塞数目一致且为2个或2个以上，以3个为宜；活塞转角变化规律符合关系式β＝arccos〔lsin2α+cosα√(R2-l2sin2α)〕/R。相邻活塞所在活塞组件的滚销回转中心或回转销回转中心对称分布于缸回转中心指向驱动轴回转中心方向的两侧时所述活塞的相邻端面彼此吻合、间距为零，所述工质进出口分布于吻合面两侧，吻合面两侧为工质高压区与低压区分界线，工质进出口开口分别以所述分界线为起点沿缸的环形方向周向延伸，低压进出口的开口可延伸至相邻两活塞对称分布于驱动轴回转中心指向缸回转中心方向两侧时靠低压侧一端的位置，高压进出口开口的延伸量视机构压缩比而定，应小于或等于低压进出口开口的延伸长度。压缩比取1或大于1，液态工质工作时压缩比取1。所述压气机采用一套或一套以上有导杆机构的回转式活塞变容机构，以一套为宜；所述膨胀做功机采用一套或一套以上有导杆机构的回转式变容积机构，以两套为宜，其中一套用于驱动压气机，一套用于向外输出动力。
与现有技术相比，本发明显著的有益效果是
1.回转式变容积机构内相邻活塞间的工作缸内可产生持续内压缩或内膨胀，无级变容，压缩比为1～∞之间可变，压缩比高，理论上讲压缩比可以无穷大，实际工作过程中压缩比可以达到100或更高，工作压力和工作效率显著提高。
2.回转式变容积机构内活塞连续旋转，完全无往复件运动，无进排阀，无齿轮传动，有良好的高速性能和低速性能，通用性强，应用非常广泛，包括可以应用于真空泵、水轮机、风力发电和核能利用等主机配置。
3.回转式变容积机构结构简单，重量轻、另部件少，造价低。
4.回转式变容积机构缸内密闭性好，回流少，内损小，容积效率高、节能，单位质量和体积比功率高。
5.回转式变容积机构结构新颖，整体刚性好，结构力强，易加工，抗喘振能力强，使用寿命长。
6.作为燃气式发动机，可以设置有两个膨胀做功机，为压气机所需动力和动力输出分别配备独立的膨胀做功机。当外部负载增大导致动力输出膨胀做功机转速降低、动力输出膨胀做功机的燃气消耗减少时，多出一部分燃气可自动分配给压气机的膨胀做功机，从而加大压气机的源动力，压气机动力增大后，压气机转速得到提高，加大了压气机空气吸气量和输出压力，反过来增大了动力输出的源动力，增大了克服负载的能力，遏制了机械进一步减速；当外部负载减小，如下坡，导致动力输出膨胀做功机转速提高，动力输出膨胀做功机的燃气消耗增大，分配给压气机的膨胀做功机的燃气则少些，压气机动力变小，压气机转速相应降低，压气机吸气量和输出压力相应减少和降低，反过来减小了提供给动力输出的压力，削弱了对负载做功的能力，遏制了机械进一步升速，使发动机保持在相同油门大小的情况下，始终能够自动平衡在某一合适的转速上。如果因为上坡，车速变慢不适合需要的话，司机只要进一步加大油门即可，无须刻意去换档，如同有一个自动拨在工作一样，既节省了昂贵的自动拨装置，又如同手动拨一样动力响应快、省油，而且不易死火。
7.作为燃气式发动机，无冷却水套和冷却风扇，可用压缩空气直接掺冷，受热后的掺冷空气可以直接作为动力使用，节省能源，减少散热损失，同时简化了装置，适应能力更加广泛，尤其无须担心因缺水造成发动机无法工作和遇0℃以下冻裂水箱的麻烦。
8.作为燃气式发动机，可以任意设置排量与空气的配比。
9.作为燃气式发动机，可以直接燃用各种燃料，包括直接燃用煤炭或木炭，只是间断性增加燃料而已。
10.作为燃气式发动机，尾气背压低，可以接近常压排放或常压排放，噪音小，消噪过程简单容易或无须消噪。
图1为圆环形缸缸体三维剖切立体图。
图2为有回转密封环的圆环形缸缸体三维剖切立体图。
图3为有圆环段活塞的圆环形缸缸体三维剖切立体图。
图4、图5、图6分别为3个活塞组件的三维立体图。
图7为本发明放射状导杆固定组合三维立体图。
图8为本发明轴承座三维立体图。
图9为机架三维立体图。
图10为本发明回转式变容积机构三维立体图。
图11为有回转式活塞组件的圆环形缸结构简图。
图12为本发明有导杆机构的变容机构正面外形简图。
图13为本发明有导杆机构的变容机构剖面图。
图14为单导杆机构原理图15为单导杆机构几何分析图16为变容积机构的曲柄AB转角β与导杆转角α间的关系曲线图17为导杆作用力臂长AC与导杆转角α间的关系曲线图18为导杆作用力臂长AC和导杆有效作用力臂长与导杆转角α间的关系曲线对比图19为两个导杆的有效作用力臂长与导杆转角α间的关系曲线对比图20为相邻两活塞端面间距圆弧夹角与导杆转角α之间的关系曲线图。
图21为2活塞机构滚销中心对称于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧时工作状态。
图22为2活塞机构滚销中心同时转到缸回转中心与驱动轴回转中心连线上时工作状态。
图23为3活塞机构的相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧间距为零时工作状态。
图24为3活塞机构的相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧间距最大时工作状态。
图25为4活塞机构有两组相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧，一间距最大、一间距为零时工作状态。
图26为4活塞机构有两活塞滚销中心同时转到缸回转中心与驱动轴回转中心连线上时工作状态。
图27为5活塞机构的相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧间距为零时工作状态。
图28为5活塞机构的相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧间距最大时工作状态。
图29为6活塞机构有两组相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧一间距最大一间距为零时工作状态。
图30为6活塞机构有两活塞滚销中心同时转到缸回转中心与驱动轴回转中心连线上时工作状态。
图31为8活塞机构有两组相邻活塞滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧一间距最大一间距为零时工作状态。
图32为8活塞机构有两活塞滚销中心同时转到缸回转中心与驱动轴回转中心连线上时工作状态。
图33为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角60°，活塞3a、3b滚销回转中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧间距为零时工作状态，活塞3a进入常压空间开始吸气。
图34为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角120°，活塞3a、3b间圆环形间距内正处吸气阶段。
图35为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角150°时，活塞3a、3b间圆环形间距内仍处吸气阶段。
图36为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角180°，活塞3a滚销中心正好位于驱动轴回转中心指向缸回转中心连线的延长线上，活塞3a、3b间圆环形间距内仍处吸气阶段。
图37为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角240°，活塞3a、3b滚销中心对称分布于缸回转中心与驱动轴回转中心连线两侧，活塞3a、3b间圆环形间距内吸气阶段结束，压缩阶段开始。
图38为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角270°时，活塞3a、3b间圆环形间距内工质正在被压缩，属于内压缩。
图39为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角300°时，活塞3a、3b间圆环形间距工质仍在被压缩，属于内压缩。
图40为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角360°时，活塞3a滚销中心正好位于缸回转中心指向驱动轴回转中心连线的延长线上，活塞3a、3b间圆环形间距工质还在进行内压缩。
图41为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角390°时，活塞3a、3b间圆环形间距内工质还在进行内压缩。
图40为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角420°时，活塞3a、3b间圆环形间距内工质全部被压缩进入高压区，活塞3a同时顺利地从高压区退出，进入常压区重新开始新的工作周期。
图42为变容压缩机构方案中一导杆转过初始角360°时，活塞3a滚销中心正好位于缸回转中心指向驱动轴回转中心连线的延长线上，活塞3a、3b间圆环形间距工质还在进行内压缩。
图43为本发明中单压气机单膨胀做功机燃气发动机方案的工作原理简图。
图44为本发明中单压气机双膨胀做功机燃气发动机方案的工作原理简图。
图45为本发明中单压气机单膨胀做功机燃气发动机方案的工作原理简图。
图46为本发明中单压气机双膨胀做功机燃气发动机方案的工作原理简图。
机件1-缸，机件2-定心轴，机件3a、3b、3c-活塞，机件4、5-工质进出口，机件6a、6b、6c、6d、6e-回转套，机件7-光杆导杆，机件8a、8b、8c-滚销，机件9a、9b、9c-有导向槽的导杆，机件10-轴承座，机件11-驱动轴，机件12-有导向槽的槽轮、机件13a、13b-通透圆弧形槽孔，机件14-滑块，机件15-机架，机件24-滑块，机件25-固定构件，机件26-曲柄，机件28-旋转导杆，代号29-轨迹线，代号30-转角β值变化曲线，代号31-导杆作用力臂长变化曲线，代号32-导杆有效力臂长变化曲线，代号33-滞后120°相位的导杆有效力臂长变化曲线，代号34-相邻活塞间夹角变化曲线，机件41-压气机，机件42-压缩空气出口，机件43-燃烧器，机件44-进气口，机件45-膨胀做功机，机件46-压气机进气口，机件47-膨胀做功机排气口，机件48-透平即膨胀做功机，机件49-透平进气口，机件50-高压燃气分支管。
具体实施方式
下面结合附图与具体实施方式
对本发明作进一步详细描述。
图1中，圆形缸体1内的圆环形槽是敞口的，实施方式中敞口选定在槽的内环侧，圆环形槽即为缸1的工作场所。缸1上同时设置中心定心轴2和工质进出口4、5。
图2中，缸1的圆环形槽敞口处轴向同轴平行排列有回转密封环6a、6b、6c、6d、6e，使缸1内形成密闭的圆环形腔，所述密封环6a、6b、6c、6d、6e和密闭的圆环形腔有同一回转轴心线。
图3中，圆环段活塞3a、3b、3c在圆环形缸1内按圆环形腔的圆周环向分布，与腔内壁有吻合面呈间隙密封或密封件密封状态。
图4中，圆环段活塞3a与回转密封环6a、6e固定连接成一体，构成一可绕密封环轴心线旋转的回转式活塞组件。密封环6e上背离密封环6a一侧设置有圆柱形滚销8a，在滚销8a所在分度圆上设置有通透的马蹄形通孔13a。
图5中，圆环段活塞3b与回转密封环6b、6d固定连接成一体，构成又一可绕密封环轴心线旋转的回转式活塞组件。密封环6d上背离密封环6b一侧设置有圆柱形滚销8b，在滚销8b所在分度圆上设置有通透的马蹄形通孔13b。
图6中，圆环段活塞3c与回转密封环6c固定连接成一体，构成又一可绕密封环轴心线旋转的回转式活塞组件。密封环6c一侧设置有圆柱形滚销8c。
图13为图1～图6中各零件组合的结构简图。图13中，缸1的回转轴心线上设有定心轴2，缸1的圆环形槽敞口处轴向同轴平行排列有若干回转密封环6a、6b、6c、6d、6e，使缸1内形成密闭的圆环形腔，所述若干回转密封环6a、6b、6c、6d、6e与密闭的圆环形腔缸1有同一回转轴心线，圆环段活塞3a、3b、3c在所述圆环形腔内按腔的圆周环向分布、与腔内壁有吻合面呈间隙密封或密封件密封状态且分别与一个或多个回转密封环固定连接成一体，活塞3a固定连接在回转套6a、6e上，活塞3b固定连接在回转套6b、6d上，活塞3c固定连接在回转套6c上，构成多个独立的有回转副回转式活塞回转式活塞组件。缸1内壁上分别设置有工质进出口4、5，进出口4、5均沿缸的圆环形方向延伸。以b点为界。进出口5的开口分布为b→a，进出口4的开口分布为b→c，两者开口形状可以为外环侧上开孔，也可以呈扇环状开孔。由于变容的作用过程不同，所述进出口4、5的作用也不同。当机构作为压缩机用并按图1所示转向运转时，进出口5为进气口，进出口4为排气口；当机构作为膨胀做功机用时，按图1所示逆向运转，进出口4为进气口，进出口5为排气口。
图14、15为本发明有导杆机构的变容机构简图。图中，缸1、机架15和轴承座10固定连成一体，定心轴2固定在缸1体上。偏离缸1轴心线左侧或右侧一距离由支架15支撑的轴承10上同轴设置有一回转轴(即驱动轴11)，驱动轴11上在垂直于驱动轴11的平面内以驱动轴11的轴心线为中心呈均匀放射状固定连接有三根有导向槽的导杆9a、9b、9c，成星状。回转套6e端面固定连接的圆柱形滚销8a放置在导杆9a的导向槽内，回转套6d端面固定连接的圆柱形滚销8b放置在导杆9b的导向槽内，回转套6c端面固定连接的圆柱形滚销8c放置在导杆9c的导向槽内。因而，圆环形缸内的圆环段活塞通过所述一体上的回转密封环分别与导杆机构相连、导杆机构的导杆呈放射状与驱动轴11固定连接、驱动轴11偏离缸1轴心线一距离构成变容联动机构。所述导杆也可以为光杆导杆或有导向槽的槽轮，此时的导杆活套着滑块，导杆或槽轮上的一个槽或一个杆只设置一个滚销或一个滑块。所述滚销或滑块活套在回转导杆上或导槽轮的导槽内可以沿导杆或导杆的槽或导槽轮的槽滑动，所述滑块的销孔或销轴分别与回转套端面的滚销8a、8b、8c或滑块的销轴孔配合。驱动轴11为各导杆的公用轴，作动力输入或动力输出用。有导向槽的导杆或槽轮包含导向槽和导杆28两个构件；滚销8a、8b、8c的轴心线平行于缸回转轴心线，靠近导杆机构一侧或中间的密封环设置有通透的槽孔13a、13b使滚销8a、8b、8c穿过。驱动轴11轴心线、滚销中心或滑块销轴或销孔中心线均平行与缸1轴心线并偏置于缸1轴心线与滚销中心或导杆滑块销孔或滑块销轴中心线之间，使导杆受力点力臂长度随导杆驱动轴11的转动而产生周期性变化，从而使回转式活塞呈环状不均匀周向间距分布。密闭的圆环形腔内相邻活塞间的内腔即为机构作用缸工作室，因为同一缸内任何位置压强均等，所以作用在相邻活塞端面的作用力也就相等，但相邻活塞所在旋转导杆受力作用点力臂长度基本上都不相同，力臂长所在导杆有相对大的力矩，因而产生的旋转力矩。导杆或槽轮的槽数目与回转式活塞数目一致且为2个或2个以上，以3个为宜。
图16、17是对机构进行运动分析。图中机件25代表导杆机构的固定构件，由缸1、机架15、轴承座10和定心轴2组合而成；机件26代表导杆机构的曲柄，曲柄长等于回转密封环的滚销圆心回转半径，滚销8a、8b、8c圆心为导杆机构曲柄26回转点；机件28代表机构的导杆，回转导杆组成导杆28构件；机件24代表机构的滚销8a、8b、8c或滑块14，点A代表滚销或滑块24的销轴或销孔的的轴心、点B代表曲柄26的回转中心、点C代表导杆回转中心，α代表导杆28与固定构件25间的夹角，β为曲柄26与固定构件25间的夹角。曲柄26杆长AB固定不变，绕回转中心B转动，但是有A、B两个回转点；固定构杆25的杆长BC长度也是固定不变，而且静止不动；滑块24既可以绕回转中心点A转动，也可以沿导杆28呈直线来回走动；圆29为滑块24回转销或回转销孔回转中心点A随导杆28绕回转中心C做圆周运动时形成的轨迹线，实质上就是以回转中心点B为圆心的一个标准圆。回转中心C至回转点A为导杆28的作用力臂长，可绕回转中心C转动并随转角α变化而变长或变短。当α＝0°时，力臂最短，为线段CD，D点代表圆29与缸1回转轴心指向驱动轴11回转轴心连线的延长线时的交点；当α＝180°时，力臂最长，为线段CE，E点代表圆29与驱动轴11回转轴心指向缸1回转轴心连线的延长线时的交点；当α在0°～180°之间变化时，导杆28作用力臂长在CD长与CE长之间变化。所述导杆机构为有旋转导杆或槽轮的导杆机构，转角β与转角α有如下关系式(0≤α≤180°，””表示开平方，其后面的“()”或“〔〕”内为被开方数)。关系式的推导过程如下
设曲柄26的杆长为R，导杆28的作用力臂长为r，固定构件25的杆长为l，根据三角形余弦定理公式可得
①R2＝r2+l2-2rlcos(180°-α)
＝r2+l2+2rlcosα ---------------------------------------------(1)
②r2＝R2+l2-2Rlcosβ ---------------------------------------------(2)
将式(2)、式(3)代入式(1)可得
简化整理式(4)，可得
式(5)两边同时平方，可得(注意，可能会产生增根)
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，再根据三角形余弦定理公式可导出导杆28作用力臂公式
开平方，可得
r值不可能为负数，舍去负值，可得
由于每个活塞作用力F不完全成90°(即垂直)作用于导杆28的力臂，真正有效作用力应该是其分力F1，或求出导杆28的有效作用力臂rcosγ公式，均可推导出相同的作用力矩。在此仅推导导杆28的有效作用力臂公式。根据力臂公式可知，导杆28的有效作用力臂为AC*cosγ(即rcosγ)，公式推导如下
根据三角形余弦定理公式，可得
l2＝r2+R2-2Rrcosγ ------------------------------------(13)
整理式(13)，可得
rcosγ＝(r2+R2-l2)/2R ---------------------------------(14)
将式(10)代入式(14)，可得导杆28的有效作用力臂关系式
根据式(9)、式(12)、式(15)的关系式，用电脑绘图工具分别描绘出图18、图19、图20、图21曲线图。
图18中，转角α值为自变量坐标，转角β值为函数值坐标。曲线30清晰地显示出转角α在0°～360°之间均匀变化时转角β值的变化趋势。α在0°～50°之间匀速增大时，曲线较为平坦的平直线，β值增幅不大，说明在导杆匀速转动过程中，活塞转动较为缓慢；α在50°～130°之间变化时，曲线变成急剧向上弯曲，β值增幅急剧变大，说明在导杆匀速转动过程中，活塞转速变得急剧加快α在130°～230°之间变化时，曲线变成一条直线段，β值匀速增大，说明导杆趋于匀速转动过程，活塞转速变化不大，并保持着高的转速；α在230°～310°之间变化时，曲线变成缓慢向上弯曲，β值增幅急剧变小，说明导杆又趋于匀速转动过程，活塞转速变得急剧放慢；α在310°～360°之间变化时，曲线变得较为平坦的平直线，β值增幅不大，说明在导杆匀速转动过程中，活塞转动基本趋于平稳但较为缓慢，并重新恢复到α在0°时的状态。此特征有利于我们利用活塞在不同时刻有不同的转速，在相邻两活塞间形成一个随导杆转角而改变的不同间距，产生不同容积大小的工作室。有利于使机构的变容过程控制在密闭的空间里进行，极大地提高机构的压缩比和膨胀做功的能量转换效率。对压气机或加压装置来说，可以将当两相邻活塞间间距最大时，设计成吸气结束，开始加压，将当两相邻活塞间间距最小为零时，设计成压缩结束，开始从高压区退出；中间过程，活塞间持续进行内压缩，直至送入高压区。对膨胀做功机来说，可以将当两相邻活塞间间距最小为零时，设计成高压燃气或有压力能的工质进入，开始膨胀做功；将当两相邻活塞间间距最大时，设计成膨胀结束，开始排气或排放；中间过程，活塞间持续进行内膨胀，包括对外做功。这种无齿轮传动的机构完全无往复件运动。
图19中，转角α值为自变量坐标，导杆力臂长r值为函数值坐标。R代表机构曲柄长，l代表机构的固定构件长。曲线31清晰地显示出转角α在0°～180°之间变化时导杆力臂长r的变化情况。当α在0°～60°之间增大时，曲线较为平坦，β值增幅不大，说明导杆匀速转动过程中，受力臂臂长增长较为缓慢；当α在60°～150°之间增大时，曲线即为陡峭，r值增幅变得急剧变大，说明导杆匀速转动过程中，导杆受力臂臂长增涨速度变得急剧变快；当α在150°～180°之间增大时，曲线又变得较为平直，r值增幅不大，基本趋于平顶，说明在导杆匀速转动过程中，导杆受力臂臂长增长速度减缓趋于停止，并达到最长。此特征有利于我们将导杆的匀速圆周运动转换成接近于旋转活塞的匀变速圆周运动，有利于用较均衡的动力作用于机构得到压力非常高的高压源，也有利于高温高压燃气在膨胀做功机内进行内膨胀过程中将压力相差悬殊的作用力转换成较均衡的作用力矩作为动力输出。
图20中，转角α值为自变量坐标，导杆的有效力臂长rcosγ值为函数值坐标。R代表机构曲柄长，l代表机构的固定构件长。曲线32清晰地显示出转角α在0°～180°之间变化时导杆有效力臂长rcosγ值的变化情况。当α在0°～50°之间增大时，曲线相当平坦，β值增幅很小，说明导杆匀速转动过程中，有效力臂臂长基本没有变化；当α在50°～110°之间增大时，曲线变得较为急速、陡峭，rcosγ值增幅变得急剧变大，说明导杆匀速转动过程中，有效力臂臂长变得急剧变长；当α在110°～155°之间增大时，曲线变得非常陡峭，并保持着同样的增长速度，rcosγ值增幅急剧增大，说明导杆匀速转动过程中，有效力臂臂长变得急剧变长；当α在155°～180°之间增大时，曲线又变得较为平直，r值增幅不大，基本趋于平顶，说明导杆匀速转动过程中，有效力臂臂长增涨速度减缓并趋于停止，达到最长力臂。需要说明的是，相邻活塞间的作用缸内压力分别对相邻活塞产生的作用力是相等的，但旋转作用力矩方向是相反的。本图中，曲线32为某一导杆的有效力臂长随转角α变化而变化的曲线图，曲线33为滞后于该导杆120°的导杆的有效力臂长随转角α变化而变化的曲线图。从图20可以清晰地看出，转角α在60°～240°之间变化时，曲线32的有效力臂长始终大于曲线33的有效力臂长，即动力力矩始终大于阻力力矩，因而可以产生的旋转力矩。
图21中，转角α值为自变量坐标，导杆力臂长为函数值坐标。R代表机构曲柄长，l代表机构的固定构件长。曲线31、32清晰地显示出转角α在0°～180°之间变化时导杆力臂长的变化情况。通过对比，不难看出，α值在0°、180°两个特定位置时，导杆受力臂臂长和导杆有效作用力臂都是一样的，但在0°～180°之间变化时，有效作用力臂长的增长速度滞后于力臂长的增长速度。
图22为相邻活塞间距夹角Δβ的变化曲线图，须待后面的有关公式推导完成后方可以讨论分析。
图23～图34是用电脑绘图工具将2活塞至6活塞及8活塞六种机构按有旋转导杆的导杆机构原理的两种特定情况绘制出来的气缸内活塞工作过程图。一种是有一个或两个活塞的滚销正好位于环形缸回转轴心线与驱动轴轴心线连线的延长线上时，一种是有两个相邻活塞正好对称位于环形缸回转轴心线指向驱动轴轴心线连线的延长线上时。以上六种活塞的工作过程图有一个共同特征，它们每两个相邻活塞正好对称位于环形缸回转轴心线指向驱动轴轴心线连线的延长线上时相邻两端面间间距为零。
变容机构内相邻活塞所在组件的滚销回转中心或回转销回转中心对称分布于缸1回转中心指向驱动轴11回转中心方向的两侧时所述活塞的相邻端面彼此吻合、间距为零，工质进出口4、5分布于吻合面两侧，即吻合面两侧为工质高压区与低压区分界线。工质进出口4、5开口分别以所述分界线为起点沿缸的环形方向周向延伸。对于压气机或加压装置来说，可以理解为活塞刚好结束压气或加压工作，对于膨胀做功机来说，可以理解为正好是高压燃气或有压力能的工质刚开始进入气缸。相邻活塞所在滚销中心对称分布于环形缸回转轴心线指向驱动轴轴心线连线的延长线时相邻活塞端面之间吻合、而且间距为零，吻合面所在平面是高压区与常压区或低压区的分水岭，这一点非常关键。吻合处靠高压侧缸壁上可设置高压进出口，靠常压侧或低压侧缸壁上可设置低压进出口。低压进出口开口可延伸至两相邻活塞对称分布于驱动轴轴心线指向环形缸回转轴心线连线的延长线两侧时靠低压侧活塞端面的位置；高压进出口开口的延伸量视机构压缩比而定，应小于或等于低压进出口开口的延伸长度，通过调节高压进出口开口的延伸分布大小可以方便地选择压气机或膨胀机的压缩比或膨胀比。液态工质工作时压缩比为1。相邻两活塞正好对称分布于环形缸回转轴心线指向驱动轴轴心线连线的延长线两侧时活塞端面接触、间距为零，对压缩机或压力装置而言，刚好为前一周期压缩工作结束、后一周期吸气开始，对膨胀做功机而言，刚好为前一周期排气结束、后一周期燃气开始进入；相邻两活塞正好对称分布于驱动轴轴心线指向环形缸回转轴心线连线的延长线两侧、活塞间间距为最大，对压缩机而言，刚好为压缩开始，对膨胀做功机而言，刚好为排气开始。图16、图17中，3活塞机构的相邻两活塞正好对称位于环形缸回转轴心线指向驱动轴轴心线连线的延长线间距为零时，位于高压侧的那一活塞所在导杆与延长线已成60°夹角，即起始角为60°，而位于常压侧或低压侧的那一活塞所在导杆与前述延长线滞后了60°夹角，即起始角为-60°。根据前述关系式(9)和图18转角β曲线走势可知，随着导杆回转轴转角α值继续增大，两活塞的转角也会同时增大(假设按图示方向转动)，但位于高压侧的那一活塞转角加快的速度比位于常压侧的那一活塞快，因而随着导杆继续转动，此相邻活塞间的间距越来越大，直到导杆回转轴转角α值增大到180°时方停止增长。此时，所述两相邻活塞间距也达到最大。通过以上分析，利用前述关系式(9)，可以导出3活塞机构相邻活塞间距夹角Δβ公式
推导过程如下
设曲柄26的杆长为R，固定构件25的杆长为l，l∶R＝0.8∶1，高压侧活塞组件滚销中心至缸回转轴心线连线与驱动轴轴心线至缸回转轴心线连线的夹角为β+60，常压侧活塞组件滚销中心至缸回转轴心线连线与驱动轴轴心线至缸回转轴心线连线的夹角为β-60，半个活塞圆周长夹角为β60，α为与相邻活塞相连的导杆间夹角的角平分线转角。根据前述关系式(9)可得
Δβ＝β+60-β-60-2β60
根据式(16)，用电脑列表法和辅助作图法作出如下图表和曲线图。
从列表和图22中可以看出，当α＝20°时，Δβ＝4.776862°，当α＝30°时，Δβ＝10.99928°，当α＝120°时，Δβ＝131.5613°，当α＝180°时，Δβ＝175.4148°，曲线34显示了相邻活塞间间距夹角Δβ值随导杆转角α变化而变化的情况。应特别注意到的一点就是，我们可以利用列表和Δβ变化曲线找到和确定压气机或加压装置的结束内压缩(此时将得到的高压气体排入高压腔内)时工作缸活塞端面间夹角或膨胀做功机结束高压燃气进入工作缸时活塞间端面夹角，即确定了压气机、加压装置或膨胀做功机的压缩比或膨胀比。如选择Δβ＝175.4148°为压气机结束内压缩并将得到的高压空气排入高压腔内时活塞端面夹角，则压缩比为(175.4148°÷175.4148°)＝1，如选择Δβ＝10.99928°，则压缩比为(175.4148°÷10.99928°)＝15.948，如选择Δβ＝4.776862°，则压缩比为(175.4148°÷4.776862°)＝36.721，如选择Δβ＝2.657015°，则压缩比为(175.4148°÷2.657015°)＝66.0195如选择Δβ＝1.170189°，则压缩比为(175.4148°÷1.170189°)＝150.7575。压缩比为时，回转式活塞变容机构可用于液体类变容机械，如水泵、水轮机等。相邻两活塞间的间距即为本发明机构的压缩缸或膨胀缸，缸容积的变化与活塞间圆弧间距成线性变化关系，研究分析了活塞间圆弧间距变化规律，也就等同于研究分析了气缸容积的变化规律。气缸内工作介质的容积压力温度三个参数的变化规律与现有技术相同，在此均不再赘述。
一个环形缸中活塞的数量为2个或2个以上，以3个为宜。因为3个时，变容机构有较简单的结构和最高的压缩比，同时仍有良好的平稳性。所有活塞的环向长度之和总是小于缸1本身的环向周长，使活塞间能够有足够的自由回摆活动空间。因为虽然回转过程中，所有活塞都在朝同一转向转动，但是，每个活塞在有旋转导杆的导杆机构连动下，其瞬间速度随所在位置改变而改变，使得某一活塞在某一位置可能与相邻的叶片或活塞有较大的间距，但在另一位置却可能与相邻叶片或活塞有较小的间距，甚至会紧挨在一起，间距为零。环形缸中所有活塞的圆环周向长度之和应占整个环形缸周长多少比例为合适，需要经过严格计算或测试才能确定；但相邻活塞的相邻端面回转靠拢在一起彼此必须完全吻合，可为空间曲面或平面，最好选用平端面，因为平面易加工，易保证质量和精度。所述缸1内壁、相邻活塞端面和回转套表面三者共同合围成机构的变容工作室。综上所述，实现活塞间有不同转速、时快时慢的办法是将所述回转式活塞的回转套6c、6d、6e端侧分别连接于导杆机构，组成具有旋转导杆的导杆机构。
图35～图44展示了3a活塞变容压缩机构方案中导杆转过360°时活塞3a的部分工作状态。活塞3a所在导杆转过0°～60°之间时处于常压或低压状态；导杆转过60°～180°之间时，活塞3a处于吸料状态；导杆转过180°～360°之间时，活塞3a和后一个活塞组成压缩缸对吸进来的工质进行压缩，包括内压缩。实质上，每个活塞都是双作用的，就是说，每个活塞在后端吸料过程中，同时它的前端已经在与前一个活塞对前一个活塞吸进来的工质进行着压缩。每个活塞在前端从高压区退出过程中，它的后端仍然在与后一个活塞对吸进来的工质进行着压缩工作。
图45中，压气机41的压缩空气出口42与燃烧器43的空气入口相连，燃烧器43的高温高压燃气出口与膨胀做功机45的进气口44相连，新鲜空气从压气机41的进气口46进入，膨胀做功机45工作完毕后的尾气从膨胀做功机的排气口47排出，压气机41和膨胀做功机45均采用回转活塞式无级变容机构，但作用过程相反。压气机41用来压缩空气，膨胀做功机45用来释放高温高压燃气的压力能和热能产生工作动力和动力输出。
与图45对比，图46中多出一个透平48。燃烧器产生的高温高压燃气通过三叉连通管50分别向膨胀做功机45和透平48送气。即燃烧器43的高温高压燃气出口除与膨胀做功机45的进气口44相连外，多了一跟高压燃气分支管51与透平48的进气口49相连，给透平48供应高温高压燃气。实际上，压气机41可以采用一套，也可以采用多套回转活塞式变容机构，以采用一套为宜；膨胀做功机45可以采用一套，也可以采用多套回转活塞式变容机构，以采用两套为宜，设置两个膨胀做功机，为压气机所需动力和动力输出分别配备独立的膨胀做功机。当外部负载增大导致动力输出膨胀做功机转速降低，动力输出膨胀做功机的燃气消耗减少时，多出一部分燃气自动分配给压气机的膨胀做功机，从而加大压气机的源动力，压气机动力增大后，压气机转速得到提高，加大了压气机空气总量和输出压力，反过来又增大了动力输出的源动力，增大了克服负载的能力，遏制了机械进一步减速；当外部负载减小导致动力输出膨胀做功机转速提高，动力输出膨胀做功机的燃气消耗增大，分配给压气机的膨胀做功机的燃气则少些，压气机动力变小，压气机转速相应降低，压气机产气量和输出压力相应减少和降低，反过来减小了提供给动力输出的压力，降低了对负载做功的能力，遏制了机械进一步升速，使发动机保持在相同油门大小的情况下，始终能够自动平衡在某一合适的转速上。如果因为上坡，车速变慢不适合需要的话，司机只要进一步加大油门即可，无须刻意去换档，如同有一个自动拨在工作一样，既节省了昂贵的自动拨装置，又如同手动拨一样动力响应快、省油，而且不易死火。
从以上的分析和各图中可以看出，正是因为缸内活塞每时每刻都在以不同的速度周期性地变化进行运转，每回转360°产生一个循环，使回转活塞在某一时刻可能与相邻的活塞有较大间距，但在另一时刻却可能与相邻活塞有较小的间距，甚至会紧挨在一起，间距为零，使所述圆环段活塞随驱动轴11的转动由快到慢又由慢到快周期性地变化旋转，使环形段活塞3a、3b、3c之间的圆环段空腔内容积随驱动轴11转动由大到小到零又由零到小到大周期性地变化、形成吸入、压缩或膨胀、排出工作室，使我们可以成功地利用这些活塞平缓有效地以无级变容方式将常压空气压缩，送入高压区，送入燃烧器，又利用相邻活塞间距可以为零，使高压区内完成压气功能的活塞顺利地从高压区引退出来，不产生内漏，工作效率得到大幅度地提高。反复地吸气、压缩、再吸气、再压缩，低压气体从压气机进气口进入，高压气体从排气口排出，实现气体升压；反复地膨胀、排气、再膨胀、再排气，高压气体从膨胀做功机进气口进入，尾气从排气口排出，实现膨胀做功或进行风力发电、水力发电等。如用ProENGINEER电脑绘图软件工具制作的三维仿真运动模型中更能清晰完整直观地看出整个容积变化机构的仿真工作情况，更能体会到以上分析的客观性所在。
整个发明结构新颖、工作压力高，排量大，效率高，机构运转平稳，技巧性强，实用性强，节能效果显著，易加工，造价低，同时极大地提高了压气机级压比和膨胀释放做功机即透平的能量转换效率，达到了改进压缩机、膨胀机、水轮机、汽轮机、风力和太阳能热力发电机、往复式发动机、极大地提高燃气式发动机工作性能的目的。
权利要求
1.一种回转式变容积机构，包括圆环形槽的缸[1]、若干圆环段活塞[3a、3b、3c]和若干回转密封环[6a、6b、6c、6d、6e]，缸[1]的圆环形槽敞口处轴向同轴平行排列有若干回转密封环[6a、6b、6c、6d、6e]使缸[1]内形成密闭的圆环形腔，所述若干回转密封环[6a、6b、6c、6d、6e]与密闭的圆环形腔有同一回转轴心线，若干圆环段活塞[3a、3b、3c]在所述圆环形腔内按腔的圆周环向分布、与腔内壁有吻合面呈间隙密封或密封件密封状态且分别与一个或一个以上回转密封环固定连接成一体构成若干可绕密封环轴心线旋转的回转式活塞组件，缸[1]内壁设置有工质进出口[4、5]，其特征在于，所述圆环段活塞通过所述一体上的密封环分别与若干导杆机构相连、所述导杆机构的导杆[14]呈放射状与驱动轴[11]固定连接、驱动轴[11]偏离缸[1]轴心线一距离构成联动机构，使所述圆环段活塞[3a、3b、3c]随驱动轴[11]的转动由快到慢又由慢到快周期性地变化旋转，使环形段活塞[3a、3b、3c]之间的圆环段空腔内容积随驱动轴[11]转动由大到小到零又由零到小到大周期性地变化、形成吸入、压缩或膨胀、排出工作室。
2.根据权利要求1所述回转式变容积机构，其特征在于，所述圆环段活塞[3a、3b、3c]分别通过所述一体上的一个密封环分别与导杆机构相连，所述联动机构使所述圆环段活塞[3a、3b、3c]分别随驱动轴[11]转动的每一圆周回转范围内由快到慢又由慢到快周期性地变化旋转一次，使环形段活塞[3a、3b、3c]之间的圆环段空腔内容积随驱动轴[11]转动的每一圆周回转范围内由大到小到零又由零到小到大周期性地变化一次、形成吸入、压缩或膨胀、排出工作室一次。
3.根据权利要求1或2所述回转式变容积机构，其特征在于，所述导杆机构为有回转导杆的导杆机构。
4.根据权利要求1或2所述回转式变容积机构，其特征在于，所述导杆机构为有导向槽回转导杆的导杆机构。
5.根据权利要求1或2所述回转式变容积机构，其特征在于，所述导杆机构为有回转槽轮的导杆机构。
6.根据权利要求3或4或5所述回转式变容积机构，其特征在于，所述导杆机构由固定构件[25]、曲柄[26]、滚销[24]或滑块、导向槽或导杆[28]构成；缸体[12]、机架[15]、轴承座[10]组成导杆机构的固定构件[25]，回转密封环环半径组成曲柄[26]，回转密封环[6a、6b、6c、6d、6e]端面分别设置有滚销[8a、8b、8c]或回转销，滚销[8a、8b、8c]轴心为导杆机构的曲柄[26]回转点，回转导杆组成导杆[28]构件，有导向槽的导杆或槽轮包含导向槽和导杆[28]两个构件；滚销[8a、8b、8c]的轴心线平行于缸回转轴心线，靠近导杆机构一侧或中间的密封环设置有通透的槽孔[16a、16b]使滚销[8a、8b、8c]穿过；机架[15]上设有轴承座[10]，座孔内中心线上平行放置着驱动轴[11]；所述回转导杆[9a、9b、9c]或槽轮的槽呈均匀放射状分布；导杆或槽轮[12]上的一个槽或一个杆只设置一个滚销或一个滑块[14]，所述滚销或滑块[14]活套在回转导杆上或导槽轮[12]的导槽内可以沿导杆或导杆的槽或导槽轮的槽滑动，所述滑块的销孔或销轴分别与回转套端面的滚销[8a、8b、8c]或滑块的销轴孔配合，导杆或槽轮的槽数目与回转式活塞数目一致且为2个或2个以上，以3个为宜；活塞转角变化符合关系式
7.根据权利要求1所述回转式变容积机构，其特征在于，相邻活塞所在组件的滚销回转中心或回转销回转中心对称分布于缸[1]回转中心指向驱动轴[11]回转中心方向的两侧时所述活塞的相邻端面彼此吻合、间距为零，所述工质进出口[4、5]分布于吻合面两侧，吻合面两侧为工质高压区与低压区分界线，工质进出口[4、5]开口分别以所述分界线为起点沿缸的环形方向周向延伸，低压进出口的开口可延伸至两相邻活塞对称分布于驱动轴轴心线指向缸[1]回转轴心线连线的延长线两侧时靠低压侧活塞端面的位置，高压进出口开口的延伸量视机构压缩比而定，应小于或等于低压进出口开口的延伸长度。
8.根据权利要求7所述回转式变容积机构，其特征在于，所述压缩比为1或大于1，液态工质工作时压缩比为1。
9.一种实施权利要求1所述回转式变容积机构的旋转活塞发动机，包括压气机[41]、燃烧器[43]和膨胀做功机[45]，所述压气机[41]的压缩空气出口[42]与燃烧器[43]空气入口相连接，燃烧器[43]的高温、高压燃气出口与膨胀做功机[45]的进气口连接，其特征在于，所述压气机[41]和膨胀做功机[45]均采用了所述回转式变容积机构，压气机[41]的回转式变容积机构使常压气体、受压缩升压，膨胀做功机的回转式变容积机构使高温高压气体对外膨胀做功、降压。
10.根据权利要求9所述旋转活塞发动机，其特征在于，所述压气机[41]采用一套或一套以上所述回转式活塞变容机构，以一套为宜；所述膨胀做功机采用一套或一套以上所述回转式变容积机构，以两套为宜，其中一套用于驱动压气机，一套用于向外输出动力。
全文摘要
本发明公开了一种圆环形缸内有持续内压缩或持续内膨胀、无级变容、压缩比高、连续回转的变容积机构与旋转活塞发动机。变容积机构的环形缸内若干旋转活塞通过回转套分别与若干有回转导杆的导杆机构相连；导杆机构的所有导杆呈放射状均垂直匀分布并固定在同一驱动轴上；驱动轴偏置于所述缸回转中心一距离，使缸内活塞呈环状不均匀间距分布。驱动轴得到同一转向合力距而连续回转，适用于压缩机、透平、真空泵、汽轮机、水轮机、风力机械、太阳能核能热力发电等主机配置。发动机的压气机和膨胀做功机均采用所述回转式变容积机构，但作用过程相反，达到显著提高发动机工作性能的目的，适用于飞机、舰船、机车、汽车、热力发电设备等动力配置。
文档编号F02B53/02GK1844642SQ20051012113
公开日2006年10月11日 申请日期2005年12月30日 优先权日2005年12月30日
发明者廖海聂 申请人:廖海聂