本发明涉及一种在低温、中温和高温热源之间工作且从低温热源以热能的方式吸收热的热机，通过工作介质的流动而从高温热源获取该热能并将吸收热量排入到中温热源。

在低温、中温和高温热源间工作的且从低温热源吸收热量并把所吸收的热量以由高温热源获得的热能的形式排入到中温热源的基本热机中的一种被称作为维留麦（Vuilleumier）（VM）循环泵，该循环公开于US专利1275507上。

通常，为排放工质，热机有两个排出器，即高温排出器和低温排出器，并且根据与上述所述的排放器有关的位置而被分成高温部分和低温部分，通过排出器的工作而将工质排出。如果对应于气体的排出而引起的容积的改变的那一部分称作为“工作室”，则每一高温和低温部分具有两个工作室，其中的一个具有基本上与中温热源的温度范围相等的温度范围，并且以后要被称作为“中温室”。类似地，而把温度范围等于高温热源的温度范围的工作室和温度范围等于低温热源的温度范围的工作室分别地被称作为“高温室”和“低温室”。

可以按几何级数增长的这些工作室的功包括，通过改变工作空间（热机内的整个空间）的容积和压力，高温室内的膨胀功，高温部分的中温室内的压缩功，低温室内的膨胀功以及低温部分的中温室内的压缩功。

在上述传统的热机中，在三个热源之间仅进行热交换，因此，在高温部分和低温部分的该两排气量成为彼此相等。从而，高温部分的膨胀功和压缩功的绝对量彼此相同，而在低温部分的膨胀功和压缩功的绝对量彼此相同。在一台实用的热机中，设置了如日本专利公开（未审查）号63-311050中表示的驱动排出器的杆。同样也考虑到杆的容积变化，在高温部分和低温部分的气体排放量被调到彼此相等。

在上述的日本公开申请中，高温排出器内的杆直径与低温排出器内的杆直径不同，以改变高温和低温部分的总容积，并且通过可变的总容积和封密在其内的工质的压力变化来仅增加输向输出。

本发明的第一目的是，基于高温部分的气体排放量的情况，提供一种新的热机，通过调节中温室内排气量使其大于高温室的排气量改善了冷却和加热能力和热效率。

本发明的第二个目的是，基于低温部分的排气量，提供一种新的热机，这种热机的加热能得到了改进，和进一步增加了低温部分的轴向输出以及如果必要，可改进冷却能力。

本发明的第三个目的是，基于高温部分的排气量，提供一种改进的热机，在不考虑杆直径不同而通过调节高温室内排气量使其大于中温室的排气量，该改进的热机就能增加高温部分的轴输出。

本发明的第四个目的是，基于低温部分的排气量，提供一种改进热性能的热机，通过调节中温室内的排气量使其大于低温室的排气量，而增加了热机的热效率。

本发明的第五个目的是提供一新的热机，这种热机在冷却/加热能力、轴输出和热效率方面作了相应的改进。

根据本发明，提供的热机包括：

一个汽缸，其内含有密封的工作气体;

把汽缸内的空间分成高温室、中温室和低温室排气装置，排气装置包括高温侧排气器和低温侧排气器，联通高温室和中温室的第一气体通道装置，第一通道装置包括高温侧热交换器，高温侧蓄热器和中温侧的第一热交换器。

联通低温室和中温室的第二气体通道装置，第二气体通道装置包括低温侧热交换器，低温侧蓄热器和中温侧的第二热交换器，其中把中温室的排气量调节到大于高温室的排气量。

根据本发明的又一方面（即第二方面），提供了一种类似于上述结构的热机，不过与之不同的是应把低温室的排气量调节到大于中温室的排气量。

根据本发明的再一个方面（第三方面），提供了一种类似于上述结构的热机，不过所不同的是应把高温室的排气量设定大于中温室的排气量。

根据本发明的又一方面（第四方面），提供了一种类似于上述结构的热风机，不过所不同的是应设定中温室的排气量大于低温室的排气量。

根据本发明的还有一方面（第五方面），提供的热风机包括：其内包含有被封闭的工作气体的汽缸，把汽缸内的空间分成高温室、中温室和低温室的排气装置，排气装置包括高温侧的排气器和低温侧的排气器，连通高温室和中温室的第一气体通道装置，第一气体通道装置包括高温侧热交换器、高温侧蓄热器和中温侧的第一热交换器。

连通低温室和中温室的第二气体通道装置，第二气体通道装置包括低温侧的热交换器、低温侧蓄热器和中温侧第二热交换器，在其内有一辅助活塞的辅助缸，该缸体与中温室连接。

曲轴机构，一般与高温侧排气器和低温侧排出器相连结，用以驱动辅助活塞，在该种结构中，辅助活塞与设在曲轴机构的主轴上的偏心轴相耦合，曲轴机构可以包括第一曲轴销和第二曲轴销，辅助活塞可连结到第二曲轴销上。

在一个实施例中，在曲轴机构的主轴上设一凸轮而在辅助活塞上设一带滚轮的杆，以便使辅助活塞与凸轮和杆相耦合并由其驱动。

一个常规的热机以下述重复的四个过程来工作。

第一过程（散热）由低温侧的排出器把气体从低温室通过低温蓄热器排放到中温室（低温侧）。

排出的气体从低温蓄热器吸收热量而使其自身温度升高（如从0℃升到60℃）。

气体因升温而其体积增大，该气体的一部（4/5的排出气体量）充满了中温室（低温侧）。从而中温室（低温侧）外的剩余气体流出通过一通道而压缩中温室（高温侧）内的气体。

压缩的气体温度就上升（从100大气压的60℃上升到105afm下的75℃），并散出热量，以便上升的温度下降（从75℃-60℃）第二过程（散热）

由高温侧排出器把气体从中温室（高温侧）通过高温蓄热器排入到高温室。

通过高温蓄热器的气体从蓄热器上吸收热量并使其温度上升（从60℃升到600℃）。

因温度上升气体体积增大，而一部气体（排出量的2/5）充满了高温室。从而，阻止了剩余气体流入高温室并通过该通道压缩中温室（低温侧）内的气体。

压缩的气体在中温室内（低温侧）温度上升（从60℃105afm下升到115℃125afm）并散出热量，使得上升的温度下降（从115℃下降到60℃）。

第三过程（吸热）由低温侧排出器把气体从中温室（低温侧）通过低温蓄热器排入到低温室。

排出的气体将热量散放给低温蓄器，从而降低了温度（从60℃下降到0℃）从而，排出气体的体积缩小，在高温室的一部分气体（大约1/10）通过热交换和通道到达低温室构成所缩小的体积。

由于气体的流出，高温室内气体的温度和压力都下降（从600℃125afm下降，而气体从外界（燃烧器）吸收热量使其温度上升（从550℃到600℃）。

第四过程（吸热过程）由高温侧排出器把气体从高温室通过高温蓄热器排入到中温室。

排出的气体把热量散发给高温蓄热器而其温度下降（从600℃下降到60℃）从而，排出的气体体积缩小，而低温室内的一部分气体（约1/5）通过热交换器和通道到达中温室（高温侧）构成所缩小的体积。

由于气体流出，在低温室内的气体温度和压力都下降（从0℃115afm到-35℃100afm），而气体从外界（冷却的介质）吸收热量使其温度上升（从-35℃到0℃）。

在上述的第三过程中，从高温热源提供热能（热功）。在第四过程中，从低温热源吸收热量以便可以实现利用低温热源的冷却过程。此外，在第一和第二过程中，热量散发给中温热源，以便可以实现利用中温热源的加热过程。

根据本发明，由于设定了中温室内的排气量大于高温室内的排气量，工作介质（气体）的压力下降速度在低温室内吸热过程中变大。从而，增加了低温侧热交换器的吸热量而改善了冷却能力。此外，工作介质（气体）的压力增加速度在低温部分的中温侧热交换器散热过程中变大，因此中温侧热交换器的散热增加因此改善了加热能力。由于高温侧热交换器的吸热量基本上恒定不必承受中温室排气量的增加，性能系数就可得到改善。

设定低温室的排气量使其大于中温室的排气量，在吸热过程中的高温室内工作气体的压力减小速度变大，因此，增加了高温侧热交换器的吸热量。从而，工作气体的压力增加速度在散热过程中的高温部分的中温侧热交换器内变大，而增加了中温侧热交换器的散热量从而改善了加热能力，与此同时，在低温部分可获得输向输出。此外，如果需要可增加低温侧的热交换器的吸热量。

如果设定高温室内的排气量大于中温室的排气量，由于高温部分排气量的差，在高温部分增加了轴向输出。

如果设定中温室的排气量大于低温室内的排气量，在高温室内的吸热过程的工作气体的压力减小速度变小。由于在低温侧热交换器的吸热量和在低温部分的中温侧热交换器的散热量不受到低温侧的排气量增加影响保持恒定，从而通过吸收热量和散出热量而改善了冷却和加热性能系数。

在一个优选实施例中，辅助活塞联接到曲轴机构的偏心轴和曲轴销上，使得以一预定的相位角来驱动辅助活塞。

如果联结好的辅助活塞使得辅助缸处于与高温室同相位时，高温室的排气量就变得大于中温室的排气量，就可以增加相对于外界的高温部分的输向输出。

如果将辅助活塞联结成使得辅助缸处于与高温侧的中温室的相位相同，那么，中温室的排气量就会大于高温室的排气量，从而增加了吸热过程的工作气体的压力减小速度，并改善了冷却能力。与此同时，增加了散热过程的工作气体的压力增加速度而改善了加热能力，高温侧的热交换器的吸热量基本上恒定，而不受中温室排气量增加的影响，因此，提高了热效率。

如果将辅助活塞联结成使得辅助缸处于与低温侧的中温室的相位相同，中温室的排气量就会大于低温室的排气量，从而减少了高温侧热交换器的吸热量和高温部分的中温侧热交换器的散热量。然而，低温侧换热器的吸热量和低温部分的中温侧热交换器的散热量保持恒定，且不受中温室内的排气量增加的影响，因此改善了如冷却和加热性能系数这样的热效率。

如果将辅助活塞联接成使得辅助缸处于与低温室相同的相位，低温室的排气量就会大于中温室的排气量，致使在高温部分的中温侧热交换器的散热过程中的工作气体的压力增加速度变大。因此，改善了加热能力并得到较高的轴向输出。如果需要，也可以改善冷却能力。

图1是根据本发明的第一实施例的热机的示意图。

图2是本发明第一实施例的热机的另一个示意图。

图3是第一个实施例的热机的工作图，表示了工作的几个过程。

图4是表示了本发明第一个实施例的热机的特性曲线，图5是改进的第一实施例的工作图，图6是图5所示的改进的特性曲线，图7是本发明第一实施例的热机的简图，表示了热机的优选结构，图8是类似于图7，表示了本发明的第一实施例的热机的又一优选结构，图9类似于图7，表示了本发明第一实施例的热机进一步的优选结构，图10是本发明第二实施例的热机的示意图，图11是本发明第二实施例的热机的另一个示意图，图12是第二实施例的热机的工作图，表示了工作的几个过程，图13是本发明第二实施例的热机特性的曲线，图14是改进的第二实施例的工作图，图15是图14所示的改进的特性曲线，图16表示了本发明第二实施例的热机的优选的结构，图17，类似于图16，表示了本发明第二实施例的热机的另一优选的结构，图18，类似于图16，表示了本发明第二个实施例的热机的又一个优选结构，

图19是本发明第三个实施例的热机的示意图，图20是本发明第三个实施例的热机的另一个示意图，图21是第三实施例的热机的工作图，该图表示了工作中的几个过程，图22是本发明第三实施例的热机特性的曲线，图23是改进的第三实施例的工作图，图24是图23中所示的改进的特性曲线，图25表示了本发明第三实施例的热机的优选的结构，图26，类似于图25，表示了热机的另一个优选实施例，图27，类似于图25，表示了热机又一个优选结构，图28是本发明第四个实施例的热机的示意图，图29是本发明第四个实施例的热机的另一个示意图，图30是第四个实施例的热机的工作图，该图表示了工作中的几个过程，图31是本发明第四个实施例的热机的特性曲线，图32是改进的第四个实施例的工作图，图33是图32表示的改进特性的曲线，图34表示了本发明第四个实施例的热机的优选的结构，图35，类似于图34，表示了热机的另一个优选的结构，图36，类似于图34，表示了热机又一个优选结构，图37A和37B是本发明第5个实施例的热机的截面图，图38是根据本发明第5个实施例的用于热机的曲轴机构的分解状的透视图，图39A和39B，类似于图37A和图37B是本发明第5个实施例改进的热机的截面图，图40A和40B，类似于图37A和37B，是进一步改进的第5实施例的热机的截面图，第一实施例：首先参考图1，本发明的热机具有高温侧汽缸1，低温侧汽缸2，两者的内部都包含有如氦气和氢气之类的工质，一个把高温侧汽缸1的内部隔成高温室4和高温侧的中温室5的高温侧排出器3，和把低温侧汽缸2内部隔成低温室7和低温侧和中温室8的低温侧排出器6。

高温室4通过高温侧气体通道9与高温侧中温室5相联通，在气体通道9上设置了一高温侧热交换器10，一高温侧蓄热器11和高温部分的中温侧热交换器12。

低温室7通过低温侧气体通道13与低温侧的中温室8相联通，在气体通道13上设置了低温侧的热交换器14，低温蓄热器15和低温部分的中温侧热交换器16。

通过通道17将高温侧的中温室5与低温侧的中温室8联通。

调节高温侧的中温室5内的排气量，使其大于高温室4内的排气量。图1表示了已经包含增加了容量的中温室5。在中温室5的增加量的相位并不限于与中温室5内的量变化的相位相等，如果需要，可以加设一个提高容量的相应机构（未画）。

在图1所示的实施例中，确定了在高温室4和中温室5的工作循环中的排气量。

在一个优选的实施例中，两个排出室3、6间的相位差是90°（如图7所示），不过，可按要求进行改变。汽缸1和2的内径应该做成相等或相互不同。

现在对在本发明中指出的排气量的概念作说明。

热机有三个热源（高、中和低温热源），并且在这三个热源之间工作，从而在这些热源间主要地提供排热量。通过两个热效应（之后称作为主热效应和付热效应）来获得排热量。如果把热泵隔成高温部分（包括高温室4、中温室5和蓄热器11）和低温部分（包括低温室7、中温室8和蓄热器15），一个热效应是当工作气体，由于因排出室3、6的工作而导致的气体排放，改变了气体自身的温度，该温度变到该热源温度的等级。该热效果被称作为主热效果，即，由蓄热器11、15的工作而产生的效果。在此时，由两个排出器的相位差而停止排出器3、6，在工作室内没有明显的气体排放，由主热效应产生的工作气体和该热源间的热交换被称为付热效应。

此外，高温部分的主热效应包括低温部分的付热效应，而低温部分的主热效应包括高温部分的付热效应。本说明书中描出的“排气量”的词义意指包含在每个工作过程的主热效应内的工作气体的排放量，该主热效应引发出上述的付热效应，并它也指具有与每个热源的相同温度范围的工作气体的排放量。

可是，实际上，排出室3、6和辅助缸所需要的活塞，基本上以正弦波的状态进行工作，因此，实际的排放和静止状态并不是如上述理论上运行的那样清楚。

然而，基于因排放器3、6和现在要对其作描述的活塞的运行而导致的容量变化的相位，对任何过程的主热效应来说完全可能区别出包含的量变。除此之外，获得的排气量以工作气体在每个过程中的最大量和最小量间的差值作为所获得的气体排放量，而工作气体的温度具有与相关的热源相同的温度等级。

为了使在高温侧的中温室5内的排气量多于高温室4的排气量，因此，以如图2所示的那样，在中温室5内设置了用于提供增加量的合适机构。如图所示，在高温侧的中温室5内设置了具有活塞18的辅助缸19。增加量和其相位以及辅助缸的位置都可以改变且可根据所希望的作改进。

设置到图2所示实施例上的高温侧的中温室5辅助缸19也可以设到与中温室5相通低温侧的中温室8上。

图2结构的排出器3、6和活塞18的工作过程在图3中表示，该图还表示了压力变化。图3中，低温室7内的工作气体通过低温侧排出器6的排放（第一过程）而被排入到低温侧的中温室内，以便使工作空间内的压力按实线所示的方式上升。

在图3中，虚线表示传统热机的工作间的压力，该热机没有辅助缸19这样的机构。所示的实线压力低于虚线压力的原因是活塞18位于图3的右侧端，以便使中温室5的排气量具有作为增加的量，即辅助缸19的容量。

在这种情况下，中间室5内的气体温度上升而提供了与热源温度的温度差，随后，由高温部分的中温侧热交换器12扩散热量QMH。

通过排出器3的另一次移动（第二个过程），从高温侧的中温室5把气体排到高温室4中，以便使工作间内压力按实线所示的方式上升。由实线所示的压力增加幅度是大于虚线表示的压力增加幅度的原因是活塞18移动到了图3左侧端，以便使辅助缸19气量减到0。在此时，低温侧的中温室8内的气体温度上升，而由低温部分的中温侧热交换器16扩散的热扩散量QMC根据压力增加程度而增加。从而，通过一个用作加热过程的热源的，由低温部分的中温侧热交换器16加热的介质和由高温部分的中温侧热交换器12加热的介质，可获得较高加热能力和有效的加热能力。

通过低温侧排出器6的进一步移动（第三过程），工作气体就从低温侧的中温室8排入到低温室7，以便使工作间的压力以实线所示的那样下降。压力以实线所示的那样下降的原因是活塞18保持在左侧端，使辅助缸19的容量保持为零。在这种情况下，高温室4内的气体温度较低而通过高温侧热交换器10吸收热量QH。

通过高温侧排出室3的又一次移动（第四个过程），把高温室4内的工作气体排入到中温室5，使得工作室内的压力以实线所示的那样下降。实线所示的压力下降幅度大于虚线的幅度原因是活塞18移动到了右手侧，因辅助缸19的容量的加入导致高温侧中温室5的排气量增加。在此时，低温室7内的气体温度较低，由低温侧热交换器14所吸收的热量QC因该压力下降梯度变得较大而得以增加。从而，由低温侧热交换器14冷却的介质被用作为冷却过程的热源，并因此而提供了高冷却能力。

尽管吸热量QC和散热量QMe都增加，高温侧的中温室5的排气量增加并不影响，在高温侧热交换器10的吸热量基本保持恒定。从而，改善了性能系数。

图4表示了使用下面提供的公式而获得的热机性能，其中在每一循环过程中气温保持恒定，每个工作室的容量以正弦波形式变化，而附加的排气量也以同样方式变化。如图所示，在低温热交换器14上的吸热量QC和低温部分的中温侧热交换器16的散热量QMC相应增加，致冷系数COPC（QC/QH）和加热系数COPH[（QMH+QMC）/QH]随不等式（VMH+△V）/VMH＞1所示那样增高，其中：VMH：高温侧的中温室的排气量，△V：辅助缸19引起的增加量。

图5表示了改变了具有活塞18的辅助缸19的位置，该辅助缸与高温室4相联通用以在这种情况下来减少高温室4的排气量，以便把高温侧的中温室5的排气量调节到大于高温室4的排气量。在这种修改型中，工作室内的压力因高温侧排出室3的排放（第二过程）而上升到实线所示的程度，以致于由低温部分的中温侧的热交换器16散出的散热量QMC增加了。从而，通过由低温部分中温侧热交换器加热的介质和由高温部分的中温侧热交换器12加热的介质而实现了高加热能力。

由于高温侧排出器3的进一步移动（第四过程），工作室内压力下降到了实线所示的程度，以致于增加了由低温侧热交换器14吸收的吸热量QC。从而，通过使用由热交换器14冷却的冷却介质而能实现高冷却能力，该冷却介质作为冷却过程中的热源。

图6，类似于图4，是热机的性能，表示了随着不等式（VH+△V）/VH＜1所示的得到的较高的性能系数COPC，COPH，其中：VH是高温室4的排气量。

现在参考表示了本发明的更特定结构的热机的图7，在高温侧汽缸1的中温室5下方设置了辅助缸19和带有共有活塞杆25的辅助缸活塞18，从而在辅助活塞18下方提供了一个辅助的工作室。该工作室20的相位与高温侧的中温室5的相同，并用于增加中温室5内排气量的变化。这些部件18、19、20和辅助活塞杆27的直径都是适当地确定的。辅助活塞18上方的空间与曲轴室32或与热泵外界相联通，以便防止热泵循环运行中的不利影响。如图所示，热机具有一条与曲轴室相通的通道21，活塞密封圈22、23，辅助活塞密封圈24，活塞杆25、26，辅助活塞杆27，活塞杆密封圈28、29，辅助杆密封圈30和曲轴机构31。从图7中参考图1-6所做的在前描述可清楚地了解到其它结构性特征。

图8表示了图7结构的改变型，辅助缸19和辅助活塞18设置在独立于汽缸1和2的地方。辅助缸19的内径和辅助活塞18的外径要合适地确定。确定出的活塞的相位差应使得高温侧的中温室5的排气变化量增加。

在图9的另一种改变型中，制作成的高温排出器3和高温缸1的中温室部分要大于高温部分，以便使高温侧的中温室5的容量大于高温室4的容量。在这种结构中，必须把活塞密封圈22a装在高温室4上，在密封圈22和22a之间形成的空间或与曲轴室32相通式与热泵的外界相通。在这种改变型中，不仅可以增加高温侧的中温室5的容量变化，而且可以减少高温室4的容量变化。

根据已参考图1-9描述过的本发明的第一个实施例，为中温热源温度等级的中温室的排气量被调节得大于为高温热源的温度等级的高温室的排气量，此外，由在低温热源的吸热过程中气压下降而增加了吸热量。因此，改善了热泵的冷却能力。除此之外，因为在向中温热源的散热过程中气压上升增加了散热量，从而，改善了加热能力。

此外，虽然中温室内排气量增加，同时吸热量和散热量都增加，而高温热源的吸热量保持恒定。

（第二个实施例）参考图10，该图表示了本发明的第二个实施例，低温室7内的排气量大于低温侧的中温室8内的排气量。图10表示了增加量已经包含在低温室7内。增加量的改变在相位上无需与低温室7的量的改变相同。如果需要，可在热泵上增设用于附加-增加量的合适机械。

在本发明的第二个实施例中，要确定在运行循环中，低温室7和中温室5内的排气量。其它的结构性和运行特征从第一个实施例的描述中将是很清楚的。

图11表示了图10实施例的改变型，其中具有活塞18的辅助缸19设在高温侧的低温室7上，使得低温室7的排气量大于低温侧的中温室8的排气量。

图12表示了图11结构的排出室3、6和活塞18的运行过程，图12还表示了压力变化。在图12中，低温室7内的工作气体通过低温侧排出器6的移动（第一过程）而被排入中温室8内，以致使得工作室间的压力按实线所示的那样上升。在图12中，虚线表示了无辅助缸19的传统热泵的工作空间内的压力情况。实线所示压力低于虚线所示压力的原因是活塞18设在图12的右侧端的第一过程的起始位置处，以便使得低温室7的排气量具有作为增加量的辅助缸19的量。

在这种状态下，中温室5内的气温上升并产生相对于热源温度的温度差，随后，通过因压力增长速度增加而产生的温差的增加由中温侧热交换器12散发热量QMH。

由于排出器3的移动，把气体从中温室5推入到高温室4内，使得工作室间内的压力按实线所示的那样上升。压力按实线上升的原因是活塞18保持在其左侧，以致于辅助缸19的容量为0。结果，由低温部分的中温侧的热交换器16散发出热量QMC，此时被加热的介质和由散出的热量QMC加热的介质用作为加热过程的热源，使得加热能力得以提高。

由于低温侧排出器6的进一步移动（第三过程），工作气体从低温侧的中温室8内被排入到低温室7内，以致于工作室空间的压力按实线所示那样减少。实线下降幅度大于虚线下降幅度的原因是活塞移动到了右向端，以致于低温室7内的排气量因辅助缸19的容量而增加。在此时，高温室4内的气温下降，因压力减少的速度增加由高温侧的热交换器10吸收的热量QH增加。

由于排出器3的又一次移动（第四过程），高温室4内的气体被排入到中温室5内，压力就按实线所示那样减少，以由低温侧热交换器14吸收热量QC。由该热交换器14冷却的介质可用作冷却过程的热源。

如上所述，要使得低温室7内的排气量大于中温室8内的排气量。这种结构可实现加热能力和轴向输出的改善。

图13，类似于图4，表示了因辅助缸19增加一个增加量以不等式处于（VC+△V/VC＞1的范围时的热泵的性能，其中，VC是低温室7内的排气量，△V是辅助缸19产生的增加量，可以实现加热能力和轴向输出W的改进。此外，冷却能力也可以作某一程度的改进。

图14表示了一种改型，其中有一活塞18的辅助缸19设在低温侧的中温室8上，以这样的改型来减少中温室8内的排气量，使得低温室7内的排气量大于中温室8内的排气量。在该改型中，工作空间内的压力因排出器6的移动（第一过程）而按实线所示那样增加，由中温侧热交换器12散出的热量QMH增加。由于使用由该热交换器12加热的介质和由其它热交换器16加热的介质作为加热过程的热源，从而就可获得高加热能力。

此外，因排出器6的移动（第三过程），压力就按实线所示的那样下降，而由高温侧的热交换器10吸收的热量QH增加。上述加热循环的结果，使得能够增加输向输出。

图15，类似于图13，表示了热机的性能，并且表示了，以-（VMC+△V）/VMC＜1的不等式来考虑，可以增加加热能力并通过增加由辅助缸19产生的增加量△V而能获得高轴向输出W。（上述不等式中的VMe代表低温侧的中温室8的排气量）。

图16表示了本发明第二实施例的特定结构，相同的标记代表与图7中的那些相同的部件和部分。在这些结构中，在低温侧的汽缸2内的中温室8和曲轴室32之间设有辅助缸19和带有共用的活塞杆26的辅助活塞18。在图16的实施例中，辅助活塞18也用作十字头导轨。活塞18周围形成的辅助工作室20用于增加低温室7内的变化量，室20的相位与低温室7的相同。低温室7通过通道33与辅助室20相通。从在前的描述中，可以理解其它的结构性的和运行特性。

在图17所示的另一改型中，辅助缸19和其活塞独立于高温侧汽缸1和低温侧汽缸2设置。所确定的相位差应使得低温室7的变化量能够增加。从在前的描述可以理解结构方面和运行方面的特征。

在图18所示的另外的改型中，应使得汽缸2内的低温室部分和排出器大于中温部分，以便使低温室7内的容量大于中温部分8的容量。在这种结构中，除了活塞密封圈23以外，还需要在低温室7的另部分内的活塞上设置一个活塞密封圈23a，和一个位于密封圈23和23a之间的空间，该空间与曲轴室32或者与热机的外部相通。这不仅可以增加高温室7内的容量变化，而且也可以减少低温侧的中温室8内的容量变化。

根据参考图10到18说明的本发明的第二实施例，应使得与低温热源的温度相同的低温室内的排气量大于与中温热源相同温度的中温室内的排气量。此外，在从高温热源吸收热量的吸热过程中的气压下降梯度变得更大，这样，就增加了吸热量。同时，在把热量散发到中温热源的散热过程中的气压增加梯度变得更大，因为增加了把热量散发到中温热源的散热过程，从而增加了散热量，因此可以提高热机的房间加热能力。

第三个实施例图19表示了本发明第三个实施例的热机的一般的结构。此处省略了与图10所示的实施例的部件相同的部件的详细描述。

在图19的实施例中，高温室4的排气量大于高温侧的中温室5的排气量。图19示出了在高温室4上增加了一个附加容量。明显地，附加容量的变化相位与高温室4的容量变化相位是否一致并不重要。如果需要，可加一个增加附加容量的合适机构。

在本例中，要确定运行循环中高温室4和中温室5、8的排气量。低温侧排出器和高温侧的排出器之间的相位并不限于90°而是可以改变的，汽缸1和2的内径彼此间可以不同。

在图20所示的改型结构中，带活塞18的辅助缸19设在高温室4上，该辅助缸作为一个为高温室4增加附加容量的机构，以便使高温室4的排气量大于高温侧的中温室5的排气量。辅助缸19的位置以及附加量的大小和相位可改变。

图21表示了图20所示的排出器3、6和活塞18的运行过程，以及工作空间内的压力的总的变化情况。如图所示，由于低温侧排出器6的移动（第一过程），就把低温室内的气体排入到低温侧的中温室8内，因此，工作空间内压力按实线所示那样增加。

此时，活塞18位于图21右侧端位置，辅助缸的容量为0。从而，高温侧的中温室5内的气温上升，产生一个相对于热源的温差，因此，由高温度部分的中温侧热交换12散出热量QMH。

由于高温侧的排出器3的进一步移动（第二过程），中温室5内的气体就会排入到高温室4内，压力就按实线所示那样上升。

在图21中，虚线表示了无如上述的汽缸19那样的辅助缸的传统热气机内的压力，图21中的实线的增长幅度小于虚线增长幅度的原因是活塞18位于左侧位置，以致于高温室5内的排气量因辅助缸19的容量而增加。从而，减少了中温侧热交换器散发的热量QMC。

可以把由该散出的热加热的介质和由中温侧热交换器12加热的介质用作为室内加热过程的热源。

由低温侧排出器6的进一步移动（第三过程），气体被从中温室8内排放到了低温室7内，因此，工作空间的压力按实线所示那样下降。

实线所示的压力低虚线所示的压力的原因是活塞18仍保持左侧端，高温室的排气量因辅助缸19的容量而增加。此时，由高温侧热交换器10吸收热量QH。

由于排出器3的进一步移动（第四过程），高温室4内的气体被排放到中温室5内，因此，压力按实线所示那样下降。

由实线所示的压力下降的下降幅度比虚线所示的下降幅度平缓的原因是活塞移动到了右侧位置，而辅助缸19的排气量是零。此时，低温室7内的气温下降，由低温侧热交换器吸收的热量QC因压力减小量的下降而下降。由于该热吸收而冷却的介质可用作为室内冷却过程的热源。

综上所述，因高温部分排气量的不同不会对高温部分的热交换量产生较大的变化，而在低量部分的热交换量被减少。然而，在高温部分产生了作功量，即，轴向输出。

图22表示了热机的性能。由于高温室4内的排气量比中温室5的排气量增加了一个附加量△V，因此，从图22中发现，在由（VH+△V）NH＞1表示的范围内轴向输出功不断增加。

图23表示了一种改型，其中带有活塞18的辅助缸19设在中温室5上，因此，减少了中温室5的排气量，以便于把高温室4的排气量调节到大于中温室5的排气量。在此情况下，在工作空间的压力因排出器3的移动（第二过程）而按实线所示的那样增加，以致于由中温侧的热交换器散出的热量QMC被减少。由于排出器3的进一步移动（第四过程），压力以实线所示那样平缓地减少，从而使得由低温侧热交换器吸收的热量QC减少。然而，由于高温部分排气量的不同，就产生了一个作为高温部分的作功量的轴向输出。

如图24所示，类似图22，在（VMH+△V）/VMH＜1的范围内轴向输出M增加，其中VMH代表高温侧的中温部分的排气量。

图25表示了一个图19-24所示的第三实施例的特定结构。参考与图16部件和元件相类似部件，为简化起见省略了详细描述。

图25的结构中，辅助缸19和有一共用活塞杆25的活塞18设在高温侧汽缸1的正下方。为了增加高温室4的容量变化，就使用在活塞18上方形成的且与室4相位相同的辅助工作室20。应合适地确定活塞18和汽缸19的直径，并通过通道33使高温室4与辅助工作室20相通。

图26表示了一种改型，其中，辅助缸19和其活塞18设在独立于汽缸1和2的地方。在此结构，应该这样来确定活塞的相位差使得高温室4增加一个附加容量。

在表示了另一改型的图27中，应该把高温室4和汽缸1的一部分做大些，使得高温室4的容量大于中温室5的容量。在此结构中，除了有一个密封圈22以外，还设有活塞封圈22a，而这些密封圈22、22a之间的空间或与曲轴箱32联通，或与大气相通。进一步地，不仅可以增加高温室4的容量变化，而且还可以减少高温室4的容量变化。（此处似乎与34页相类似）上述的本发明的第三个实施例，高温室的排气量大于中温室的排气量，其中，中温室温度与中温热源的温度相同，因此，增加了高温部分的轴向输出。

（第四个实施例）在图28中，部分类似于图19，低温侧的中温室8的排气量大于低温室7的排气量。尽管中温室8增设了一个附加容量，不过可以使附加量的变化和中温室8间的相位相互不同，为增加附加量，可以提供合适的机构。

在本例中，应确定低温室7和中温室5的排气量。

图29是一种改型，其中，设置的辅助缸19和辅助活塞18目的是为了给低温侧的中温室8提供附加的容量。其它的结构性的和运行的特性从在前的描述就可理解，此处不再赘述。

上述的本发明的第四个实施例，辅助缸设在低温侧的中温室8上，不过也可以设在与低温侧的中温室8相通的高温侧的中温室5上。

图30表示了排出器3、6和活塞的运行过程以及压力变化。如图所示，由于从低温室7内将气体排放到低温侧的中温室8内，压力就按实线所示的那样增加。

虚线表示了传统热机所获得的压力曲线，传统热机没有如辅助缸19那样的辅助缸，其中，实线所示的压力低于虚线所示的压力的原因是活塞18位于左端处，而低温侧的中温室8内的排气量因辅助缸的容量而增加。此时，中温室5内气温上升而产生一个相对于热源的温差，因此，由高温部分的中温侧热交换器12散出的热量QMH。

由于高温侧排出器3的进一步移动（第二过程），气体从中温室5排放到高温室4内，使得工作室内的压力增加。

由于活塞18位于左端处且低温侧的中温室8的排气量因辅助汽缸19容量而增加，压力就按实线所示的那样增加。此时，低温侧的中温室8的气温上升而从低温部分的中温侧的热交换器16上散发出热量QMC。热量QMC和上述散热量QMH用于室内加热过程。

由于排出器6的进一步移动，气体从低温侧的中温室8内排放到低温室7内，致使压力按实线所示的那样下降。按实线下降的压力下降幅度小于虚线幅度之原因是活塞从其左端处向右侧移动，辅助缸19容量不断变化一直到为零。此时，高温室4内的气温下降，由高温侧热交换器10吸收的热量QH相对于传统热机吸收的热量下降。

由于高温侧的排出器3的进一步移动（第四过程），气体从高温室4排放到中温室5，致使压力按实线所示所示的那样下降。引起压力按实线所示下降的原因是活塞18移到了左端处，这样辅助缸19的容量为0。

此时，低温室7内的气温下降，由低温侧热交换器14吸收热量QC。把由该热交换器14冷却的介质用作室内冷却过程的热源。在运行期间，中温室8的排气量和高温侧的热交换器10的吸热量增加，对在低温侧热交换器10的吸热量保持恒定并无影响，并随后，改善了性能系数。

图31表示了根据本发明的排气量增加而获得的热机性能。高温侧的热交换器10的吸热量和中温侧热交换器12的散热量相应减少，低温侧热交换器14的吸热量QC和中温部分的中温侧的热交换器16的散热量QMC基本上保持恒定。因此，室房冷却的性能系数COPC（QC/QH）和房间加热的性能系数COPC[（QMH+QMC）/QH]在（VMC+△V）/VMC＜1的范围内增加，其中，VMC表示低温侧的中温室8的排气量，△V为辅助缸19的附加容量。

图32表示了一种改型，其中辅助缸19设在低温室7上，因此，减少了低温7的排气量从而使低温侧的中温室8的排气量大于低温室7的排气量。在此种情况下，由于低温侧的排出器的移动，工作空间内压力平缓地上升，使得中温侧热交换器16的散热量下降。由于排出器6的进一步移动（第三过程），压力按实线所示那样下降，而由高温侧热交换器14吸收的热量下降。然而，由于吸热量QC和散热量QMC基本恒定，因此，可以改进室内加热/冷却的性能系数。

图33，类似于图31，表示了热机的性能，它表示了在（VC+△V）/VC＜1的范围内性能系数得到了改善，其中VC表示低温室7的排气量。

图34表示了第四实施例的更特定的结构。在此结构中，带有辅助活塞18的辅助缸19设在汽缸2的中温室8和曲轴箱32之间。使用辅助工作空间的目的在于增加低温侧的中温室8的容量变化，辅助工作室20位于活塞18的下侧处，且与低温侧的中温室8的相位相同。这些部件18、19、26的直径应有选择地预以确定，并使活塞18上部的空间或与曲轴室32相通或与热机外的大气相通。

在图35中，表示了另一种结构，辅助缸19和辅助活塞设在独立于汽缸1和2的地方。为增加低温侧的中温室8的容量变化而确定活塞相位差。

图36表示了另外一种结构，其中中温室8的容量大于低温室7的容量。在这种结构中需要附加的密封圈23a，在两个活塞密封圈23、23a之间的空间或与曲轴室32或与大气相通。在这种结构中，不仅可以增加低温侧的中温室8的容量变化，而且也可以减少低温室7的容量变化。

在参考图28到36描述的第四实施例中，要使得中温室内的排气量大于低温室内的排气量，其中低温室与低温侧热源的温度相同。因此，从高温热源吸热的吸热过程中的气压减少量被降低并因此降低了吸热量，中温侧的热交换器的散热过程中的气压上升幅度下降。另一方面，由于从低温热源吸收的热量和排放到中温热源的散热量基本上保持恒定，而中温室内的排气量增加，所以能够改善室内加热和冷却的性能系数。

（第五个实施例）参考图37A和37B，高温侧汽缸1和低温侧汽缸2分别有排出器3和6，并设有高温室4和高温侧的中温室5（原文为7）和低温7以及低温侧的中温室8。排出器通过十字导轨34、35和连杆36、37与共同的曲轴机构38相联结。排出器3和6的相位角调整为90°，但并不限于此。曲轴机构38由电动机39驱动。

在曲轴机构38的主轴40上设有偏心轴41，且使辅助活塞18与之相联，致使偏心轴41的偏心量为行程的一半。辅助活塞18上设有联杆42，导向环43和活塞环44。可以根据需要来确定辅助活塞18的相位。联杆42的大端和用于大端的轴承45不需制成分离结构，因此，在曲轴机构38上只设置了单一联结部分。图37A、37B和38中，标记46和47是平衡重块，48为曲轴销。

图39A和39B中，表示了一种改型，曲轴机构38有曲轴销48和49。辅助活塞18联结到曲轴销49上。辅助活塞18有一联杆41，导向环43和活塞环44，其相位以所要求的方式确定。使联杆41的大端和轴承45不需制成分离结构。从而，曲轴机构38具有两个联结部分。

图40A和图40B表示了本发明第五个实施例的进一步改型。在曲轴机构的主轴40上有凸轮50，两个排出器3、6联到主轴40上。凸轮50使带滚轮51的活塞杆52移动，凸轮50还使具有导向环43和活塞环44的辅助活塞移动。辅助活塞18的相位可按希望来确定。

在第五个实施例中，曲轴机构38上设有如偏心轴41、附加曲轴销49或凸轮50那样的合适装置，辅助活塞18通过带滚轮的联杆41或杆52与凸轮50相联。因此，可以一预定的相位角来驱动辅助活塞18，并可适用于第一至第四实施例，致使高温室的排气量和高温部分的中温室的排气量，或者要不然使低温室的排气量和低温部分的中温室的排气量可变。从而，能力、加热效率和轴向输出等等可如需要的那样进行改进。

根据本发明，改变高温室的排气量和高温部分的中温室的排气量，或以另一种的方式，改变低温室的排气量和低温部分的中温室的排气量，以便根据热机的应用状态，来改进如能力、热工系数、轴向输出之类的各种特性。