【定义】

揉动——刚体绕一轴线转动，谓之公转，又同时绕更接近于其质心的另一平行 轴线逆向转动，谓之自转，当自转和公转角速度之绝对值相同或相近时，两者复合 为一种平动或近平动运动，称为揉动。当揉动之自转和公转的瞬时角速度之绝对值 始终相等时，构成纯粹揉动，其上各质点作同步圆周运动。

揉轴、揉心——揉动之公转运动的轴线称为揉轴，揉轴在其垂直平面上的投影 称为揉心。

揉径、揉半径——揉动自转轴之公转轨迹的直径和半径称为揉径和揉半径。纯 粹揉动刚体上各质点运动之轨迹圆的直径均等于揉径，其线速度等于揉半径与公转 角速度的乘积。当揉半径很小时，揉动线速度很小，刚体的动量矩和动能因而大为 减小并且分布均匀化，运动损耗也因而减小数量级。

揉轮——作揉动运动的减重圆柱体部件，通过轴承同轴地约束于曲轴之偏心轴 段，曲轴旋转时，揉轮随之公转并因惯性而自转，构成揉动。

曲轴——一种约束揉轮并传递力和力矩的刚性转动部件，由双轴或多轴圆柱体 段连接而成，其中以揉轴为轴线的圆柱体段称为主轴或者也称揉轴，其余的圆柱体 段称为偏心轴，用于约束揉轮，其轴线为揉轮自转轴。

揉腔——通常为一圆柱形容腔，能容纳揉轮揉动并与之形成相切配合关系。

揉比——揉径与揉腔直径之比，即归一化揉径δ，是揉动力学的基础参量。

揉速比、揉动量比、揉动量矩比、揉动能比、揉端面损耗比、揉柱面比损耗比—— 纯粹揉动的揉轮与同密度同角速度形同揉腔的转子柱面或整体之对应参数比较，两 者线速度之比称为揉速比，动量之比称为揉动量比，动量矩之比称为揉动量矩比， 动能之比称为揉动能比，端面边际摩擦损耗之比称为揉端面损耗比，柱面单位面积 上的边际摩擦损耗之比称为揉柱面比损耗比。

揉动力学——研究揉动的运动学和动力学规律及其应用的专题探讨。本发明利 用的主要揉动力学规律是：揉速比＝δ，揉动量比≈1.5δ，揉动量矩比≈2δ2，揉 动能比≈2δ2，揉端面损耗比≈2.5δ3，揉柱面比损耗比＝δ3。

摆揉——揉动运动的一种实用的衍生形式，其自转运动叠加一小幅同周期摆动 但平均角速度不变，其动量矩和动能仅增加一低阶小量。依据摆动约束方式的差别， 摆揉可分为简谐型和匀加速型等。简谐型之驱动力矩是角位移的简谐函数，其质点 运动轨迹为椭圆。摆揉有助于提高水力效率，特别适合于高粘介质。

滚揉——揉动运动的另一种实用的衍生形式，其自转角速度高于公转角速度一 个确定的小量，使揉轮之与揉腔相切线处的线速度始终为0，其角速度增加率等于 揉比，其动量矩和动能增量仍为低阶小量。滚揉有助于揉腔密封线柔性加压密封， 特别适合于在高压差条件下提高容积效率。

揉动变容方法——容积式流体机械的工作容腔周期性地改变形状和容积、并使 流体工质伴随比能增减地连续充盈其间后再连续排空的运动及其实现的一种方法， 其运动学特征是容腔之可动壁面作周期性的揉动运动。

揉动变容机构——实现揉动变容方法的变容运动机构，由揉动机构、包容揉轮 及其揉动空间的揉腔和隔离变压容腔与等压容腔的隔板组成。

揉动机构——由揉轮和通过轴承约束揉轮的曲轴组成的运动机构，其刚性约束 体系使得曲轴只有一个转动自由度，揉轮因而获得一个牵连的公转自由度，其独立 的自转运动因惯性力和摩擦力的约束而被柔性驱动并受限制，或者还因另一刚性约 束的存在而被刚性限制，但复合为揉动的自转自由度具有充分性。揉动机构之质点 运动空间和运动速度很小，而其占位之运动空间及功能速度却因接力机制而被放大 约1个数量级，相应的功能效应同比放大。

随动隔板——与揉轮连接为一体或同步地跟随揉轮运动并保持与其圆柱面密 封接触的平面构件，是变压容腔和等压容腔之间的隔离结构，在揉轴平面上运动或 者与其平行。

变压容腔——变容过程中，流体的压力和比能在其间发生变化的工作容腔。对 于可压缩流体，其变化是连续的，对于不可压缩流体，其变化为阶跃型。

变压容腔内圆心角——变压容腔揉轮侧圆弧柱壁面所对应的揉轮圆心角。

变压容腔内弦割面——变压容腔内圆心角对应的弦割面，为揉轮等效承压面。

等压容腔——变容过程中，流体的压力和比能在其间不发生变化的工作容腔。 流体运动过程为等压过程，是下一个周期的变压过程的同步准备过程。

揉腔密封线——揉轮在揉动过程中，其外圆柱面与揉腔相切接触形成的、随公 转运动同步旋转的密封线。

旋塞——摆揉机构随动隔板的约束构件，呈圆柱形，开有过轴线的插槽，可定 轴限幅转动，能对与揉轮或揉腔刚性连接的随动隔板进行过其轴线的约束。

占位——对揉轮在揉动中的实时位置及其所占据的空间的称谓。

扫膛、压膛——特指导致工作容腔变容的功能运动。在揉动过程中，揉轮的占 位在揉腔中与腔壁相切地旋转，谓之扫膛。滚揉揉轮的占位运动谓之压膛。

接力机制——揉轮占位及揉腔密封线的移动等大幅功能运动由不同的质点以 连续替换位置的小幅运动实现的机制，有如接力。

力系自平衡性——在容积式流体机械中，变容机构内部及相涉外部的运动副只 通过轴承来传递力和力矩的特性。

流体机械——利用流体的场或热力学态的转移变化规律进行功-能转换或逆 转换的机械，以及通过流体传递、控制、分配机械功率的机械，伴随能量增减地对 流体进行输送、分配、计量和控制的机械也属于流体机械。流体机械按运动类型可 分为传统的直线平动式和转动式以及本发明创新的揉动式三大类型，按能量类型 分，除速度型的旋转叶轮式以外，均为压力型的容积式。

机构摩擦损耗——在流体机械的变容运动中，因机构运动副的动摩擦而损耗的 机械功率，本发明中或特指因力系非自平衡性而发生的摩擦损耗。

边际摩擦损耗——在流体机械的变容运动中，机构的非流道运动表面与渗入流 体发生摩擦所损耗的机械功率。

内机械损耗——流体机械运动机构所取得的轴功率称为内功率，内功率中因机 械摩擦而损耗的功率称为内机械损耗，内机械损耗包括机构摩擦损耗和边际摩擦损 耗两部分，前者或又细分为轴承损耗和机构摩擦损耗两项。

比水力损耗、水力损耗——单位质量的流体通过流体机械的流道时发生的流体 动力学损耗的总和称为比水力损耗，与流速的2次幂成正比；比水力损耗与流量的 乘积称为水力损耗，具有功率量纲，其量值与流速的3次幂成正比。

揉动式流体机械——包含揉动变容机构并通过该机构实现主要目标功能的流 体机械，可分为动力、传动和制动、流体传送、计量及状态和流态控制诸功能类型， 构成内燃机、水力发动机、液压和气动马达、水泵、油泵、二相流泵、风机和压缩 机、真空泵、二相流真空泵、液压变扭器、液压变速器、多路功率分配器、液压制 动器、参数锁定控制泵、参数调制泵、计量泵、定比配流装置、能量交换机组、随 机能流积分装置等应用类型。

旋揉和旋揉机构——揉动参照系围绕揉轴作与公转方向相反、角速度相同的转 动的揉动称为旋转的揉动，简称旋揉，在静止坐标系中表现为揉腔和揉轮分别绕静 止的揉轴和自转轴向同一方向转动，揉动是其间的差动运动。旋揉机构包括静止的 曲轴和在偏心轴上旋转的揉轮，其揉腔为绕揉轴旋转的转缸。

旋揉式流体机械——揉动变容机构整体旋转的揉动式流体机械，其揉动机构作 旋揉运动，其随动隔板刚性地密封连接于揉腔并与之一体旋转，揉轮相对于揉腔作 摆揉运动，在静止坐标系中为叠加小幅摆动的转动。

揉动式内燃机——燃气膨胀做功机构揉动的内燃机，是一种附加燃气发生 部件的揉动式流体机械，为本发明的重要应用类型之一，主要由揉动变容机构、 同轴驱动的揉动式定比配流加压泵组、正时喷嘴和同步工作的定容加热脉冲燃 烧室组成。具有传统内燃机无法比肩的高压缩比、高效率、高功率密度、低污 染、免润滑、寿命长诸优势。

揉动式水力发动机——主要由揉动变容机构组成的势能驱动型水力发动机。

揉动式马达——直接由流体压力驱动的揉动变容式发动机，是揉动式流体机械 的重要应用类型，液压马达、气动马达是其分别设计的应用类型。

揉动式气动马达——主要由揉动变容机构组成的势能驱动型气动马达，是揉动 式马达的气相工质设计类型，配备脉冲气门机构者效率最高。

揉动式液压马达——由揉动变容机构组成的势能驱动型液压马达，是揉动式马 达的液相工质设计类型，具有比传统液压马达高得多的效率。

揉动式流体加压泵——包含揉动变容机构并由其对流体加压赋能的机械泵，是 揉动式流体机械的重要应用类型，依据介质物相的不同，可分为液体加压泵、二相 流泵、压缩机、真空泵、二相流真空泵等设计或应用类型。

揉动式可压缩流体加压泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设 计类型或应用称谓，用于气相和气液二相流体的增压作业。

绝热压缩——被压缩气体在压缩过程中不与外界发生热量交换的压缩过程。如 无弥漫性吸热物质存在，瞬间完成的压缩过程是绝热压缩过程。

等温压缩——被压缩气体在压缩过程中向外界散失压缩热而保持温度不变的 压缩过程。缓慢进行的压缩过程、伴随热容和表面积足够大的吸热物质弥漫性散布 的瞬间压缩过程可视为等温压缩过程。

揉动式压缩机——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设计类型或应 用称谓，用于气相或气液二相流体的增压作业，可实现等温压缩。

揉动式风机、揉动式鼓风机、揉动式通风机——由揉动变容机构组成的揉动式 加压泵的一种设计类型或应用称谓，用于气相流体的低压输送。

揉动式二相流加压泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设计类 型或应用称谓，用于气液二相流体的增压作业，广具气液比适应性。

揉动式真空泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设计类型或应 用称谓，用于气相流体由常压减为负压的减压作业，其入口接真空负载。

揉动式二相流真空泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设计类 型或应用称谓，用于气液二相流体抽真空作业，其入口接真空负载。

揉动式液体加压泵、揉动式水泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一 种设计类型或应用称谓，用于液体增压作业。不区分工质时通称揉动式水泵。

揉动式液压泵——由揉动变容机构组成的揉动式加压泵的一种设计类型，用于 液压传动，其工作压力较高或很高。

揉动式液压传动系统——由揉动式液压泵和揉动式液压马达组成的传递动力、 改变转速和扭矩的高效传动系统，其变速比无理论的和在所有需求范围内无实际的 工艺限制，其简单方便性、高效性和低维护特性突出，在汽车、火车、轮船等交通 工具及其他机械中可大幅度提高效率和降低成本。

揉动式液压减速器——由揉动式液压泵和揉动式液压马达组成的降低转速和 增大扭矩的高效传动系统，或者还带有旁路节流-截止阀离合装置。

揉动式液压变速器——由同轴联动安装的可变排量揉动式液压泵和可变排量 揉动式液压马达机组进行转速和扭矩调节的高效液压变速器，或者还带有旁路节流 -截止阀离合装置。

旁路节流—截止离合器——在揉动式液压传动系统中顺便实现的一种虚拟离 合器设计，在泵和马达间的高低压管路中连接一手动或自动时间程序节流-截止 阀，其短路、节流、截止状态对应传动脱离、缓冲、接合功能，恰当的节流时间程 序可实现良好的接合缓冲，无需专门的传动链离合器环节。

揉动式计量泵——由揉动变容机构组成的、对流体的容积流量或换算的质量流 量进行直读检测、传感和积分的计量泵，并能与增压、减压或控制功能合一。同轴 联动组合计量泵构成定比配流装置。

揉动式计量增压泵——由揉动变容机构组成的流体计量与增压合一的计量增 压泵或者组件。

揉动式空气计量泵——由揉动变容机构组成的、对空气的容积流量或换算的质 量流量进行计量的揉动式计量泵或者组件。

揉动式燃料计量泵——由揉动变容机构组成的、对燃油或燃气的容积流量或换 算的质量流量进行计量的揉动式计量泵或者组件。

揉动式计量压气机——由揉动变容机构组成的、对空气的质量流量进行计量同 时进行压缩作业的揉动式计量压缩泵或者组件。

揉动式燃料计量增压泵——由揉动变容机构组成的、对燃油或燃气的质量流量 进行计量并同时增压的揉动式计量增压泵或者组件。

揉动式定比配流泵组——由揉动变容机构组成的、按所需配比对流体物料的容 积流量或换算的质量流量进行配流控制的揉动式计量泵组。

揉动式定比配流器——由揉动变容机构组成的、按所需配比对流体物料的容积 流量或换算的质量流量进行配流控制的揉动式计量马达-泵组，由减压流体驱动。

揉动式常压燃烧定比配流泵——由揉动变容机构组成的、按优化空燃比配流的 常压燃烧配流泵组。

揉动式燃气灶定比配流器——由揉动变容机构组成的、按优化空燃比配流的常 压燃烧配流控制器，由调节阀之后的减压燃气驱动。

揉动式流体能量交换机——将至少一路流体的压力能转移给至少另一路流体 使之增压的同轴联动安装的揉动式马达-泵组。

揉动式水力水泵——由揉动变容机构组成的、利用水力驱动的水泵，为同轴联 动安装的揉动式水力发动机-水泵机组。

揉动式水力变流泵——利用高落差小流量水流驱动低扬程大流量水流的揉动 式水力水泵，用以满足降压扩流的需求，交换回路安装即为水力变压泵。

揉动式水力变压泵——利用低落差大流量水流驱动高扬程小流量水流的揉动 式水力水泵，用以满足升压扬高的需求，交换回路安装即为水力变流泵。

揉动式随机能流积分系统——将随机发生的流体能流实时转换为压力能积分 储存供集中使用的揉动式流体机械及其分布式系统，用于风能、水力能和生产过程 之液流余压能的收集利用。

揉动式水力积分储能发电系统——一种小型的自然能源系统，将揉动式水力发 动机与揉动式空压机同轴组装，工作时输出压缩空气，经管道输入储气罐储存，使 用时，开启压缩空气驱动揉动式气动马达，带动数控励磁的发电机发电。

揉动式高适应性风力发电系统——一种出力大成本低的风力发电系统，将高适 应性风力叶轮同轴组装揉动式空压机为单元，分布式安装和实时输出压缩空气，经 管道汇集于储气罐，驱动单台揉动式气动马达-数控励磁发电机组，数控优化运行。

液压旋揉车轮——一种简单高效的液压驱动车轮，其轮毂是旋揉马达的旋转缸 体，在揉轴上作反向公转，而揉轴则是静止的车轴，底盘连接因而简单。

揉动式二相流热泵压缩机——即揉动式二相流压缩机，气液二相工质循环，传 热因而强化，以揉动式马达组件代替节流管减压，无节流热且回收压力能。

重力流、阶梯微液封——揉动式二相流热泵系统之蒸发器管程结构，采用降高 程流向，谓之重力流，沿程设几处逆重力向阶梯，谓之阶梯微液封。

过冷蒸气、过热蒸气——压力高于饱和气压的蒸气称为过冷蒸气，压力低于饱 和气压的蒸气称为过热蒸气。而饱和气压是温度的单值单调函数。

过冷蒸发、过热冷凝——产生过冷蒸气的降温蒸发称为过冷蒸发，其压力高于 饱和气压；过热蒸气的冷凝过程称为过热冷凝，其压力低于饱和气压。

揉动式二相流热泵热水器压缩机——采用揉动式二相流压缩机，从太阳晒板及 空气换热板向积分储热式恒温水箱泵热，气液二相工质循环，揉动马达减压。

制冷系数、变热系数——制冷机从低温热源吸收的热量与泵热过程功之比称为 制冷系数；热泵向高温热源释放的热量与泵热过程功之比称为变热系数。两系数分 别与低温热源或高温热源的绝对温度成正比，与泵热温差成反比。

揉动式内燃机定比配流增压泵组——由揉动变容机构组成的、按优化空燃比配 流的内燃机计量增压泵组，用作揉动式内燃机以及燃气轮机和往复式内燃机的配流 增压部件，后二者分别去蜗轮式压气机和改成二冲程外压气。泵组空压机入口和揉 腔内冷水喷雾实现等温压缩，输出二相流经气水分离缓冲与调节器分离，冷却水进 揉动式反馈马达回收压力能，流量自适应调节。

揉动式反馈马达——揉动式等温压缩机之冷却液能量回收马达，其输入端接分 离缓冲控制器之冷却水输出端。

分离缓冲与调节器——揉动式等温压缩机之冷却液分离装置，具有重力分离、 缓冲、流量自适应控制功能，其恒液位浮阀闭环控制冷却水流量。

揉动式燃气灶定比配流器——由揉动变容机构组成的、按优化空燃比配流的常 压燃烧配流控制器，由减压燃气驱动，或者还带有空气富余系数微调节流阀。

空气富余系数——在燃料和空气的理化参数均有扰动的情况下，依据氧气下界 质量流量和有效燃分上界质量流量计算燃烧反应最低空燃比，称实际空气流量高于 最低空燃比所需流量的百分数增量为空气富余系数。

低阻节流阀——用于调节空气富余系数的低阻力减压调节阀，其调节下限设计 为空燃比下限，上限按最大富余系数确定，配流器的排量比按其上限设计。

通用性参数——用于表征揉动式流体机械通用性的参数，分为基本参数和非基 本参数。基本参数包括耐压、轴强(扭矩)、速限和排量；非基本参数可以是通用 性空间的任何其他参数，如用作水泵的最高扬程、最高转速及扬程、流量、功率与 转速的关系，用作空压机的最高压力、最高转速及压力、流量、功率与转速的关系， 用作水力发动机的最大落差及流量、转速、功率与落差的关系，用作鼓风机的最高 转速、风量与转速、功率与转速的关系等。

安全参数、强度参数、上界参数——均指表征流体机械结构强度的三个参数， 即耐压、轴强、速限，分别为容腔最高耐压、主轴最大扭矩和最高转速。

通用性基本参数——包括安全参数和排量，只有耐压、轴强、速限、排量4个。 安全参数称为不等式参数，排量称为方程参数。

方程参数——即排量，是揉动式通用流体机械之通用性基本参数中唯一的功能 参数，是功能指标方程的常数参量。

指标方程——由压力、流量、功率作为未知数的过程方程，对于可压缩和不可 压缩流体分别为热力和势流的能量及流量连续性方程，可与安全条件不等式组联立 求解功能参数。三个未知数中只有两个是独立的。

恒流特性——揉动式流体机械的输出特性之一，即流量与转速成正比、恒速导 致恒流的特性，而压力则与流量无关地自适应于负载。

压力自适应性、功率自适应性——揉动式流体机械输出压力与流量无关而自适 应于负载的特性，功率决定于负载压力和转速。

压力通用性——揉动式流体机械安全条件限度内的压力及功率的通用性，即在 耐压、轴强、速限三上界参数对应之上界压力限度内任选压力和转速均具有经济效 率的适应性。

介质通用性——揉动式流体机械安全条件限度内的同物相流体的通用性，即在 耐压、轴强、速限三上界参数对应之上界压力限度内无违化学禁伍且物相不变地任 选介质均具有经济效率的适应性。

物相通用性——揉动式流体机械安全条件限度内的流体物相通用性，即耐压、 轴强、速限三上界参数对应之上界压力限度内任选无违化学禁伍的流体物相均具有 经济效率的适应性，其中包含压力通用性。

流体机械通用性——揉动式流体机械具有型系规划赋予的多功能性、互逆性以 及压力、介质、物相通用性的技术状况，必须经通用性设计和具有通用性标铭。

揉动式通用流体机械——经通用性规划和设计并按通用性规范标铭参数的万 用型揉动式流体机械，具有型系规划赋予的多功能性、介质物相的通用性、压力和 功率的无下界连续适应性。

【技术领域】

本发明为“流体机械的揉动变容方法及其变容机构与应用类型”。所述流体机 械是容积式流体机械的简称，所述“揉动变容方法”及“揉动变容运动”为创新的 概念。本发明涉及动力机械及传动、流体输送及控制等多个领域，其产品适合于能 源、交通、化工、机械、矿山、水利、环保、城乡建设、服务等行业应用。本发明 属于流体机械技术领域，在原理上应归于容积式流体机械分技术领域，但在机构运 动类型上，则既不属于容积式流体机械现有技术领域，又不属于非容积式流体机械 现有技术领域，而是一种创新的运动类型和体系。

流体机械以流体为工作介质，按功能大致可分为三类。第一类是利用流体的场 或热力学态的转移变化规律进行功-能转换或逆转换的机械。例如，以耗功增压过 程为特征的泵、压缩机等，以流体降压或同时膨胀的做功过程为特征的水轮机、内 燃机、汽轮机、燃气轮机、各种高低温气体透平膨胀机等。第二类是通过流体传递、 控制和分配功率或能量的机械。例如，同时利用功-能转换和逆转换过程、以实现 功率传递和控制为特征的液压变扭器(减速器、增速器)、液压变速器(调速器) 等。第三类是伴随能量增减地传输流体质量、同时对其进行计量或参数控制的机械。 例如计量泵、定比配流泵、参数调制泵、参数锁定控制泵等。

流体机械按机构运动类型可分为传统的直线平动式和转动式以及本发明创新 的揉动式三大类型。按能量类型分，则只有容积式和非容积式两种。容积式利用或 赋予流体势能，压力是其决定性参数。非容积式利用或赋予流体动能，速度是其决 定性参数。在所有的流体机械中，除了旋转叶轮式属于非容积式以外，其余的均为 容积式。容积式流体机械具有最丰富的结构形式和功能类型。

容积式流体机械至少包含一个工作容腔。运转时，工作容腔的可动腔壁结构作 周期性运动，容腔的形状和容积随之连续变化，此种周期性运动称为变容运动。流 体随变容运动进入和排出容腔，并在流经容腔的过程中伴随释能或被赋能的比能变 化，其压力相应地降低或增高，或者比容也随之变化。

变容运动是容积式流体机械的充分必要特征。变容运动方式决定机械的结构、 原理、原理性功能和基本特性，是容积式流体机械的原理性特征。

容积式流体机械的运转没有速度下界制约，因而具有最广泛的适应性和灵活 性，理论上和实际上均能够实现对流体机械的任何一种功能需求。

流体机械广泛应用于国民经济各行业领域。在工农业、交通运输业、以及其他 行业和日常生活领域，都配有各式各型的流体机械，且为不可或缺的设备。

流体机械是社会生产生活最主要的能源设备。所有的水、电、气的系统之源头， 都有流体机械作为核心设备在运转，其重要性如同心脏。

流体机械是社会生产生活最主要的运动驱动设备。气体、液体、固体的原料及 产品的运输，人员的旅行和日常交通，几乎都是流体机械在驱动。

流体机械是最主要的能源消耗设备。人类所开发的石油、天然气、煤炭等矿物 能源，绝大部分都为内燃机、燃气轮机、外燃式的汽轮机等流体机械所消耗。其他 如水力能、风能、地热能、海洋运动能、生物能等自然能源以及原子能等新科技能 源，也几乎全都需要首先通过流体机械来吸收和转化。

流体机械是最主要的污染源。工业革命以来，尤其是上个世纪以来，流体机械 被大量采用，造成了有史以来最严重的环境污染。大部分的温室气体都是作为动力 机械的流体机械直接或间接地排放的。一氧化碳、二氧化硫、NOX等有毒有害气体 的排放者也主要是它们。按照生态文明的观念来审视，流体机械中的许多技术，甚 至大部分技术都还不成熟，需要改造和革新。

革新流体机械是一项紧迫的任务，关系到人类的可持续发展。解决能源危机和 环境危机的希望，或许就在于流体机械的技术创新之中。

【背景技术】

考察流体机械的技术特点和现有技术状况，能得出一些重要的结论。

容积式流体机械具有利用势能工作的原理上的巨大优势。势能与速度无关，工 作流速因而能够遵守水力规范，其水力损耗因而可控制并能降得很低，理论上可以 任意低。在水力规范之内，其水力效率可达95％以上，低速工作时甚至能达到98 ％。困扰非容积式流体机械300多年的水力效率瓶颈，在容积式流体机械中几乎不 存在。容积式流体机械因此而具有的速度适应性，以及由恒流特性带来的压差适应 性，使得这类机械理论上具有独特的适应性和灵活性。

但是，容积式流体机械的现有技术未能很好地利用和发扬上述优势。传统设计 中普遍地存在着结构复杂、摩擦损耗大、内机械效率低的问题，或者还存在着容积 效率低等其他问题。内机械效率和容积效率是总效率的乘性因子，当两者或两者之 一低到一定程度时，就成为制约总效率上限的瓶颈问题。另外，现有的容积式流体 机械的精度要求高，制造成本相对较高。由于机构复杂，其故障率也比较高。这些 缺点严重地限制了容积式流体机械的发展。

在主要是内机械效率或者还有其他相关因素的制约下，现有技术之容积式流体 机械的效率大部分在50％以下，内燃机在40％左右，压缩机和真空泵在30％左右， 液压传动系统的效率也远不及机械传动。究其效率低的根本原因，均在于容积式机 械的变容运动方式的不合理性。正是不合理的运动学设计，才导致不合理的结构设 计和不良的动力学特性。下面就现有技术之容积式流体机械仅有的直线平动和转动 两种变容运动方式的特点和缺点作一简要分析。

首先分析古老而频用的直线平动方式(直线往复式)的主要问题。

这种变容运动的第一大缺点非常明显：直线平动运动本身不含轨迹封闭性，因 而不具有周期性，这就需要另外地加入一个回程运动来构成轨迹封闭的周期性。这 是非常不利的，仅仅是加入无效回程运动本身，就使按时间分摊的内机械损耗的分 摊比例几乎增大一倍，并使功能密度降低一半。

另一个严重的问题是直线平动变容运动的机构动力学特性不良。直线平动方式 采用的活塞连杆曲柄机构不但结构复杂，而且其内部力系不具有自平衡性，必须借 助外力来平衡。连杆作为一个高速摇摆的二力构件，其载荷力、曲轴约束力和自身 惯性力(变速过程的动反力)的合力在活塞端产生一个量值很大的、与运动方向正 交的动态力。由此引起的问题是多方面的。该力的存在使活塞销配合面的约束力和 摩擦力增大，活塞销的摩擦损耗因而增加，曲轴轴颈配合面和曲轴轴承的损耗也相 应增加。更主要的是，这种不平衡性导致对活塞-容腔壁运动副的法向力加载，使 之形成一对重载摩擦副。摩擦力在配合面上非均匀分布，其量值比活塞环上的密封 应力大许多倍，造成较大的摩擦损耗，并因而产生苛刻的润滑需求和相应的冷却需 求。当润滑不良时，摩擦会迅速造成拉缸和烧缸，导致机器损坏。另外，周期性时 变的外施平衡力和力矩还会导致机器振动和结构疲劳，振动是这类机器产生噪声污 染的主要根源之一。由此可见，力系不能自平衡的直线平动变容运动存在损耗大、 振动大、结构复杂而且笨重、润滑需求苛刻等系列问题，导致效率、成本、环保指 标低下。特别是润滑问题，直接地降低了机械的可靠性。苛刻的润滑条件需求使得 润滑几乎就成了机器的生命线，因此而增大了制造和运行成本。

就采用直线平动变容方式的典型机械——内燃机而言，润滑对缸壁温度的限制 又产生了另一个严重的后果，那就是对边界层完全燃烧的温度条件的破坏。在缸壁 强化冷却的较低的折衷温度下，边界层的混合气不能充分燃烧，而润滑油膜又可能 发生部分的挥发和烧蚀积炭。冷却的不稳定性，启动和变速过程的热冲击，缓慢的 热响应，均可能使这类问题更趋严重。不完全燃烧导致燃油的无谓消耗，降低了燃 烧效率，还导致内部结垢和排气污染。排气污染主要指有一氧化碳和深色烟尘排出， 烟尘包括可吸入颗粒物例如碳粒，还包括润滑油挥发雾滴及其胶凝物，它们会污染 蓝天，危害人类和整个生物圈的生存环境。另外，维护润滑的冷却系统显著地增加 了机械的制造和运行成本，水冷系统还容易发生冻裂事故。

除内燃机以外，直线平动变容方式还被广泛应用于气体压缩机、真空泵和柱塞 式液压传动装置等流体机械中。活塞、连杆、曲柄组成的变容运动机构的复杂性， 以及机构力系的非自平衡性所造成的摩擦损耗降低了这类机械的内机械效率。机构 摩擦损耗是这些机械效率偏低的主要原因之一。

其中，压缩机、真空泵一类机械的压缩过程为热力过程。在气缸变容的压缩过 程中，气体内能增加，温度升高，但却难于散热，因而导致绝热压缩。绝热压缩的 功耗一般会超出等温压缩一倍左右，在高压缩比时超出更多，其低效性是可想而知 的。许多往复式压缩机和真空泵的效率在30％左右，绝热压缩显然是重要原因。准 确地说，压缩机、真空泵一类机械中，存在着内机械效率制约和绝热压缩造成的热 力效率因子制约两大瓶颈。热力效率因子可定义为入口绝对温度与出口绝对温度之 比，它不是机器即时效率的乘性因子，却是考虑工质冷却后的稳态比能的实际效率 的乘性因子。该因子可能低于50％，高压缩比时更低。为提高压缩机、真空泵一类 流体机械的效率，必须在变容方法设计中同时解决冷却问题，以实现等温压缩。在 这一点上，现有技术没有做到或做得不好。

叶片泵和叶片马达、柱塞泵和柱塞马达是现有技术之转动式流体传动的两类设 备，后者还是液压传动的主流设备。它们虽然具有旋转的结构体，但其变容机构的 运动方式仍然是直线平动，或者应称为叠加于转动的直线平动。两者的变容原理有 所不同。叶片泵和叶片马达是利用在旋转的转子中径向伸缩的叶片分割相对偏心的 容腔来造成叶片间扇形区域的容积发生周期性变化。而柱塞泵和柱塞马达则是利用 柱塞在旋转的转子中的小容腔中的径向或轴向平动来造成小容腔的容积变化，后者 还需要精密的柱面或端面配流结构来配合工作。

该两类机械虽然结构简单，惯性动反力也较小，但其叶片和柱塞均不具有力系 自平衡性，需要依靠外加约束力来平衡。两类机械的机构摩擦的共同特点是：生成 摩擦力的约束力均被最大化。其中，叶片泵的叶片之径向约束力等于最大惯性力加 上预置的弹性压力，在缩进时还要加上由负载压差和径向约束力的矩所造成的叶片 滑道动摩擦阻力，而其滑道摩擦力则也是与负载压差和径向动摩擦力之矩的反作用 矩的力的分布相关的。柱塞的受力情况与之类似，但还要加上与运动方向相反的全 部的负载力。两者的两类摩擦损耗中，滑道或小容腔中的摩擦还在其次，主要的摩 擦损耗是发生在转子运动方向上的摩擦，其摩擦速度均等于变容运动的最大线速 度，也是最大化的。摩擦损耗的力和速度因子都最大化，摩擦损耗当然就是最大化 的了，其中唯一能够调整的因素只有摩擦系数。因此，这两种机械的内机械损耗的 比例都太高，并且，它们也都强烈地依赖于润滑。

叶片泵都是小容量的，柱塞泵的应用更广些。较之活塞连杆机构，柱塞泵的法 向约束力和摩擦力的生成比(与负载力之比)大几倍。在同样的润滑条件和摩擦系 数下，其机构摩擦损耗率更高，这种机械的效率因而受影响。柱塞泵和柱塞马达的 效率制约着具有系统性优势的液压传动技术的发展，使之长期不能取代机械传动。 如果液压传动的效率能高于或相当于因传动链长而整体效率也不是很高的昂贵的 机械传动，则必被采用，汽车的制造成本将因而降低一个很大的百分比。

现有技术的第二种变容方式——旋转变容方式，也同样存在效率瓶颈。

旋转变容方式可以细分为三类：螺旋运动方式、齿轮啮合运动方式和偏心轮旋 转方式。整体上讲，旋转变容方式的运动机构具有力系自平衡性，这大有利于降低 机构摩擦损耗。但旋转变容运动的另一类内机械损耗又成了突出问题，个别情况下， 其容积损耗也可能过大。具体分析如下：

在螺旋运动方式中，螺旋流道中的密封位置连续移动，使出端和入端连通容腔 之容积产生加减一锯齿波函数的互补变化。其中，实际的工作容腔仅仅是螺旋流道， 其变容运动就是螺旋流道与一头端腔连通的部分因密封位置连续移动而发生的长 度变化以及与端腔连通的瞬间切换。变容运动造成容腔容积呈锯齿波函数变化，其 变容运动机构就是螺杆。螺杆柱面为动密封面，旋转中与泄漏流产生的边际摩擦损 耗与线速度的立方成正比，会产生较大的内机械损耗，使效率降低。螺杆泵多用于 高粘度流体的输送，其内机械效率低，但现有技术中无以替代。螺杆压缩机以润滑 油为密封介质，由于密封面积大，摩擦造成的内机械损耗仍然可观。显然，内机械 效率仍然是这类机械的效率瓶颈。

齿轮啮合变容运动方式以齿间间隙的连续移动和啮合部位齿间间隙的灭失为 特征。对于流体出端连通容腔，齿轮转动产生一种连续进行的、由几何关系决定相 位差的脉冲增量和脉冲减量相叠加的脉动型变化，入端连通容腔则发生补变化，它 们的变化率都很小。与螺旋运动方式类似，实际的工作容腔仅仅是连续移动的齿间 间隙，本方式中不同的是，瞬时流量并不平稳而为脉冲函数，其实际的变容运动是 容腔的脉冲型转移。工作容腔瞬时容积可表达为狄拉克函数(δ函数)序列经序列 滤波后的响应。齿轮泵或齿轮马达具有良好的力系自平衡性和良好的可逆性，其结 构简单，成本很低，因而应用历史长。其变容方式产生的问题是：变容函数实现的 比排量(排量与运动空间容积之比)太小，使密封面的相对尺度增大，导致与尺度 高幂次相关的内机械损耗增大。其输出中存在高频脉动也造成不利。运转中，主要 由端面边际摩擦造成的内机械损耗、主要在啮合齿位附近产生的容积损耗和主要在 啮合部位造成的水力损耗同时存在。三种损耗的比例视情况而变，但内机械损耗居 主导地位。当转速高时，水力损耗增大，并可能产生空化气蚀破坏。当粘度低且转 速低时，容积损耗较大。内机械损耗是齿轮啮合变容方式的效率瓶颈。因该瓶颈难 以克服，这种变容方式的效率不可能有大的提高。

偏心轮旋转变容方式是指偏心安装的转子在容腔中的占位因转子的旋转而扫 膛的变容方式。这类设计是新发展的后起之秀，在近若干年来的专利文献中不断有 新的设计出现。偏心轮旋转方式显然比螺旋运动方式和齿轮啮合方式具有更好的适 应性，其容积效率和水力效率可以因良好的结构和工艺设计而改善，因而具有一定 的优势。不容乐观的问题也有以下两个：

第一，旋转变容运动的速度太高，转子扫膛时，密封面的相对速度与相应的尺 度成正比，与转子的转速成正比。由于扫膛功效的经济性设计要求一定的转速和尺 寸，相应地会产生较大的损耗。首先，转子端面会与泄漏流产生边际摩擦，面积微 元的摩擦力与线速度的平方成正比，经积分，端面摩擦损耗将与直径的5次幂成正 比，与转速的3次幂成正比，因而构成主要的内机械损耗项。转子柱面与分割高低 压容腔的隔板间，会产生与线速度成正比的摩擦损耗，构成另一项内机械损耗项。 减小损耗的办法只有降低速度，但降低速度会破坏机械的经济性。

第二，由于偏心轮旋转变容方式是一种由固定的质点遍历功能运动之大轨迹的 变容运动，其转子质点线速度的均值和方差很大，转子的动量矩因而过大，这将导 致动态特性变差。偏心转子还可能造成动平衡方面的难度。

非容积式流体机械或者不属于本发明所属技术领域，但本发明因发明目标的跨 越性而不能忽视。这是因为其应用领域完全相同，属于可以替代的技术领域。非容 积式流体机械结构简单，受力均衡，功率密度大，长久以来一直为人们所重视。所 存在的问题是，这类机械之于液态工质，存在水力损耗大的瓶颈而效率较低。受流 体动力学规律支配，依赖速度工作的该类机械的两种水力损耗——局部阻力型和沿 途阻力型损耗，其比能和功率损耗分别与速度的2次幂和3次幂成正比。即使技术 进步能够消除全部的局部损耗，沿途损耗却是永远无法消除的。

对于水力损耗不太敏感的气态工质，非容积式流体机械又存在另外的效率制 约。以燃气轮机为例，水力效率已接近90％，但其效率又受到速度-离心力-叶轮 强度-燃气温度-热循环效率制约链的制约，产生了由速度导致的热力学制约—— 热循环效率瓶颈，致使其单循环热效率长期无法突破50％。虽然联合循环的热效率 可达60％，但其流程和系统组成的复杂性使得建设成本几乎增加了一倍。专家们预 测，联合循环的热效率极限为70％，而达此极限的材料和工艺技术包括叶片冷却技 术的努力，将历时约100年。联合循环的部分输出是热电联产的、低品质的低温热， 该种循环在现阶段虽受人追捧，在未来的竞争中未必有竞争力。

本发明注意到，在改进非容积式流体机械的努力中，各阶段的技术和工艺设计 都不乏完美之作，有的甚至精湛到极致，但根本性的制约却是难以逾越的。

除了效率瓶颈以外，流体机械现有技术的另一个大问题是技术目标和产品的单 一性。单一性就是不通用性，就是一种产品只能用于一个目的，并且只能在某一设 定的条件下使用，大部分情况下甚至连具体的参数也不能变动。

但人们需要的是通用性，并将通用性作为对产品适应性及其使用价值的一种评 价尺度。对于用户来说，通用性越强的产品价值越大。一把万能扳手与一把固定扳 手的使用价值不同，这是不言而喻的。但现有流体机械技术对用户的需求似乎考虑 不多。直到目前为止，几乎所有产品的功能都是单一的，甚至产品的应用参数也被 预先设计成是单值性(不可变动性)的。这类单一性比比皆是，例如，流体的物相 是预先设定的，气体、液体机械不得混用也无法混用。又例如，20米扬程的水泵不 可能用于100米扬程，100米扬程的水泵用于20米扬程将造成严重的效率下降。现 有技术体系未给或是不能给这样的自由度。

流体机械的不通用性造成一种后果——条件价值归0，即使用价值实现的条件 不成立时，其实时价值等于0。这是一种数学逻辑，会产生巨大的社会浪费。试想， 厂家的产品、流通的货物、用户手中的设备，这些消耗自然资源和社会劳动产生的 价值均在于使用价值。而实际上，单一性使之成为带条件概率的价值存在，条件不 成立时其使用价值不成立。而世界的复杂性又往往使得许多条件在许多地方和许多 时候不能成立，由此造成的价值归0损失难以统计。

不通用性还造成另一后果——高价格。其道理很简单，不通用性必然导致型号 规格复杂化，造成品种的铺张和批量的收缩，按照工业生产的规律，高价位因而不 可避免。举一个例子，属于流体机械领域、非容积式叶轮机械类、径流式分类的离 心泵，进入中国企业产品目录的就有10000多种型号规格。其产品设计、生产组织 及流通和应用的复杂性，导致用户购买和拥有成本居高不下。

流体机械体系庞大，类型分类型众多，功能千差万别，应用广布于人类生产生 活的大部分领域，参数规格覆盖多个数量级。按离心泵的例子来推算和估计，全世 界的流体机械的型号规格可能超过10万种。如果能实现通用性设计，则可能只需 要数千种就能满足需要了，其平均生产批量或许会因而增加10倍以上，其成本或 许会降低一半，社会设备存量或许会减少三分之一或更多，自然资源消耗同比减少。 具体多少，现在谁也说不准，但肯定是大幅度。

流体机械的不通用性在容积式和非容积式两个分领域中普遍存在，而且由来已 久，惊人的隐性浪费一直与史相随。上述价值归0损失和高成本损失，按传统的经 济学分析，是由厂家、商家和用户共同承担的，而实际上是整个人类共同承担的。 不通用性导致自然资源消耗成倍增加，因此而造成了严重的资源浪费和按比例增加 的环境污染，这是对人类的生态利益和可持续发展前途的透支。

综上所述，流体机械领域存在效率不高、污染环境、不通用性等问题。其中不 通用性问题的严重性大部分人还没有认识到，或者仅仅认为是一个理论问题而不是 实际问题，或者认为问题虽然存在，但实际上无法解决。

单就容积式流体机械的效率问题而言，其两类变容运动方式均存在明显的缺 点。直线平动式的机构摩擦型内机械损耗严重，并导致内燃机的苛刻润滑-燃烧冲 突-环境污染等派生问题；旋转式以边际摩擦型内机械损耗为主。两类运动殊途同 趋，同一个内机械损耗障碍横亘于其前。显然，小改小革补益不大，只有绕过障碍， 探寻新的变容运动方法，才有可能突破效率瓶颈。

如果新的变容方法能够克服直线平动式的机构摩擦问题，又能克服旋转式的边 际摩擦损耗问题，并同时解决衍生的其他问题，真正地大幅度提高内机械效率，那 么，容积式流体机械的效率瓶颈就能够突破。

所期待的突破将不仅仅是容积式流体机械的突破，而是整个流体机械领域的突 破。因为，非容积式流体机械技术也正处于速度-效率制约链的制约中，虽然有燃 气轮机的联合循环，虽然日臻完美的新工艺和新设计成千上万地出现，但在根本性 的突破出现以前，改进的空间只会越来越小。而非容积式流体机械的应用空间，却 是全都可以用容积式来代替的。如果效率、环保、成本等主要技术经济性能都具有 优势的话，这种代替是不以人的主观意志为转移的。

如果新的变容方法还能克服单一性问题，使流体机械的大部分产品成为一种多 功能的、万用型的产品，真正实现一机多能、一机万用，那么，一种美好的局面就 会出现。流体机械的型系规格将减少数量级，产品价值实现的条件概率将增大数量 级；用户的设备将更有用处，存量将大幅度减少；厂家的产品批量将增大数量级， 其成本将大幅度降低，价格将更便宜。资源消耗和环境污染将因此而大幅度减少。

【发明内容】

本发明旨在承接和解决上述问题。

本发明的第一个目标是：设计一种容积式流体机械的变容运动新方法，包括新 的运动方式和新的运动机构，以大幅度提高这类机械的效率。考虑到流体机械的应 用复杂性，因而推演新方法的力学原理，从中设计出几种适应不同需求的变容运动 的衍生形式及相应的变容运动机构，也同时包含于其中。

本发明的第二个目标是：在容积式流体机械变容运动新方法的设计中，一并地 设计其各类用途。将用途列为目标，是一种将功能和性能置于应用检验的设计实践， 对于定义新概念和新特性具有充要性。本发明的用途设计属于概念构想，构想深度 以业内人士能够实施为准。其中许多用途为现有技术所不能及。

本发明的第三个目标是：在容积式流体机械变容新方法的用途设计中进行功能 和条件功能的合并，据以定义和设计流体机械的通用性，包括功能、参数、介质的 通用性。通俗地说，这一目标就是将流体机械设计成多功能机械，一机多用，一台 机器既是发动机，又是水泵，又是压缩机或真空泵，等等。

本发明的目标考虑了流体机械这一大型技术领域中的本质的和带普遍性的革 新需求，也适当地注意了建构相应的理论基础的需要。发明一类机械的运动方法， 其内容必然涵盖发明这种机械的全部任务，因为运动是机械的主题和生命。机械的 运动方法包括运动方式、运动机构、运动原理和运动的应用功能，内容很多。试图 建立一种在众多应用中具有普遍优势而又简单的技术方案，是一项很具挑战性的任 务，因而本发明所承载的内容，将只能是最基础的部分。尽管如此，相涉的内容还 是太多，这就不得不一再地精简内容及其文字的表达。

本发明的解决方案是一种用于容积式流体机械的揉动变容方法。该方法包括揉 动变容运动方式、揉动变容机构的结构、揉动和揉动变容的力学原理、揉动变容流 体机械的功能性能之设定及用途分类等内容。

揉动变容方法采用由公转和逆向等角速自转复合的揉动方式来构造容腔的变 容运动。揉动式流体机械中包含揉动变容机构。该机构之揉轮在揉腔中揉动，并与 其内壁相切，形成一个新月形柱容腔。该容腔被分隔为变压容腔和等压容腔两部分， 并分别与入口和出口连通，或者分别与出口和入口连通。两者在运转中周期性地互 补变化容积，流体在变压容腔的变容运动中主动扩容或者被动减容，其间伴随压力 的连续或阶跃型降低，或者升高，对于可压缩流体还伴随比容的连续增大或减小。 等压容腔的变容运动则仅仅使流体等压排出或等压吸入。机械的目标功能由两容腔 之一的变容运动直接实现，另一容腔的变容运动为辅助过程。

揉轮在揉腔中揉动时，其占位因揉轮公转而绕揉轴旋转。揉轮占位旋转构成 连续接力型扫膛或压膛运动，变压容腔和等压容腔因而周期性地改变位置和容积。 主轴每旋转一周，变压容腔的容积连续地由0增至最大值，或者由最大值减至0， 形成流体降压释能或者赋能增压的一个变容变压工作周期。而等压容腔则相应地 由最大值减至0，或者由0增至最大值，流体等压排出或等压进入，该过程与变 压过程同步进行。

上述揉动变容方法的方案，已经包括了第一层次的要素，即揉动变容方式、揉 动运动特征、变容机构组成、揉动变容的实现及其对流体运动的作用。

将揉动运动引入流体机械中作为变容运动的一种方式，是基于降低速度的想法 和直接演绎基本力学概念获得的结果。这种运动方式具有非常优越的机构动态特性 和摩擦损耗率指标，分析说明如下：

将纯粹揉动的圆柱体揉轮与一个同比的圆柱体转子比较，同比转子与揉腔同形 同尺寸，设其半径为R，柱高为H，密度为ρ，同比角速度为ω，揉轮的揉比为δ，则

揉轮和同比转子的圆周面线速度分别为ωδR和ωR，

揉速比＝ωδR/(ωR)＝δ……………………………………………………………(1)

揉轮和同比转子动量的微分分别为(ωδR)ρ2πrHdr和(ωr)ρ2πrHdr，

揉轮和同比转子动量矩的微分分别为(ωδR)δRρ2πrHdr和(ωr)rρ2πrHdr，

揉轮和同比转子动能的微分分别为0.5(ωδR)2ρ2πrHdr和0.5(ωr)2ρ2πrHdr，

揉轮和同比转子端面损耗的微分分别为σ(ωδR)32πrdr和σ(ωr)32πrdr，

揉轮和同比转子的柱面比损耗分别为σ(ωδR)3和σ(ωR)3， 揉柱面比损耗比＝σ(ωδR)3/(σ(ωR)3)＝δ3……………………………………(6)

从以上的推演可知，揉动变容方式具有运动学和动力学指标上的数量级优势， 这些比较指标在定性判断和估算机构本身的动态品质及与流体发生的边际摩擦损 耗时，能够简便快捷地得到结果。并且，在设计揉动变容机构时，这些比值又能用 于估算和调整功能指标与性能指标之间的关系。

揉动机构中实际使用的揉轮和旋转机构中实际使用的转子可能有形态各异的 设计，而且也肯定不是实心的，因而实际的比较参数会各有差异，但误差不会很大。 上述分析也仅仅是一种数量级分析，只用于数量级评价。

揉动变容机构在运动、约束、结构等方面或有不同的设计，其中还包括较为深 入的功能和性能的设计。这些都将在后续说明中陆续表述。

本发明所述的揉动变容方法包含一种揉动机构。该机构由揉轮和约束揉轮的曲 轴组成，揉轮通过轴承安装于曲轴偏心段上，曲轴旋转产生揉轮的公转运动，揉轮 同时在偏心轴上作主要基于惯性的、与公转方向相反的、角速度相同或相近的相对 旋转，构成自转运动，公转和自转合成揉动运动。

揉动机构是揉动变容运动的核心部件，但其结构极为简单，基本结构只有两个 零件——揉轮和曲轴。揉轮是一个具有圆柱形外密封面的减重旋转体。曲轴的偏心 段与主轴段之间的轴距等于揉半径，即公转半径。

揉轮采用车削工艺制成，或者再经磨削，用于低温介质时还可采用工程塑料例 如聚四氟乙烯塑料注塑或者贴面注塑。大功率曲轴整体锻造后再切削，微小功率曲 轴采用带键槽的光轴加偏心轮的办法装配而成，偏心轮构成偏心轴段。揉轮与曲轴 间采用滚动轴承连接有利于降低轴承损耗。

本发明所述的揉动变容过程中，揉轮实时积分流体压力等外部作用和自身惯性 动反力，形成对主轴的一个合力和一个力矩。该合力被主轴轴承的约束力平衡。该 力矩作为瞬时轴功率的线性因子，对于做功机械其方向与主轴旋转方向相反，对于 动力机械其方向与主轴旋转方向相同，在主轴的一个旋转周期内，其大小只有一个 0值点。这是本发明应用于泵方式或马达方式工作时，形成负载力矩和驱动力矩的 机制及其力矩特性的定性理解。

本发明所述的揉动变容方法包含另一种揉动变容机构。该机构由揉动机构、随 动隔板和包容揉轮揉动的揉腔组成。揉腔内表面、揉轮外表面及隔板密封面围成互 相隔离的变压容腔和等压容腔。整个机构围绕揉轴作与公转方向相反、角速度相同 的转动运动，曲轴因而静止。

这种机构的随动隔板与揉腔体刚性地密封连接为一个整体，并保持一体的动平 衡。隔板在揉轮之内的空间中约束于一个带插槽的旋塞机构之中，可以在旋塞中限 幅抽插，旋塞可以限幅旋转。流体入出口位于隔板两侧的揉轮表面，连通于揉轮内 部的引流流道，分别与可能是变压容腔或等压容腔的相切密封线之后容腔和前容腔 连通。在旋转坐标系中，揉轮作叠加小幅同周期摆动的摆揉运动。在静止坐标系中， 揉腔和隔板围绕揉轴旋转，揉轮及流体入出口围绕自转轴旋转。自转轴是静止的曲 轴的偏心段，流体入出引管从膨大的曲轴之端轴内通过。端轴上装有约束揉腔体的 轴承，其中心为揉轴。

在旋转坐标系中，揉轮在揉腔中作揉动运动，产生连续接力型扫膛运动，使变 压容腔的容积发生周期性变化。主轴每旋转一周，变压容腔的容积由0连续地增加 到最大值或者由最大值减至0，构成流体降压释能或者赋能增压的一个变容变压工 作周期。而等压容腔的容积则由最大值连续地减至0，或者由0增至最大值，流体 等压排出或等压进入。

揉腔及与其刚性连接的隔板实时积分流体压力和机构摩擦力，形成对揉轴的一 个合力和一个力矩。该合力被揉腔体轴承的约束力平衡。该力矩作为瞬时轴功率的 线性因子，对于做功机械与揉腔旋转方向相反，对于动力机械与揉腔旋转方向相同， 在主轴的一个旋转周期内，其大小只有一个0值点。

上述揉动变容机构的外壳(揉动参照系)作以揉轴为轴线的与公转方向相反角 速度相同的转动，揉动机构因而作旋揉运动，其主轴静止。这种机构也是一种可以 广泛应用的揉动变容机构，在许多应用中还具有特别的优势。其中的随动隔板与旋 转的揉腔密封地连为一体，一道旋转，一道动平衡。

在本发明所述的揉动变容方法中，变容运动与变容机构及其质点的实际运动被 分离为不同主体、不同运动轨迹、不同运动速度的互相关联的运动，以刚性或者还 包含柔性的约束实现揉动机构的揉动自由度，以揉动机构的质点运动的接力机制实 现其与速度差别很大的变容运动的关联。如此构造的揉动变容运动方式被规划为具 有下列新的机制和特性。组合这些机制和特性到容积式流体机械的具体设计中，有 针对性地消除或者减小相应的内机械损耗的形成因素，以消除相应的损耗，或者将 其减小数量级。具体设计时，按所需功能指标设计变容运动参数，再由变容运动参 数确定实际的质点和机构的运动参数。在应用数学规划方法进行设计优化时，将揉 比参数δ作为可优化宗量之一同时列于指标方程和约束不等式之中进行效率等目 标指标的优化。所述的机制和特性是：

A、揉动机构小幅低速揉动，质点作小幅低速圆周或椭圆运动，揉轮占位大幅 高速转动扫膛。其中，占位运动是导致工作容腔变容的功能运动；质点运动是决定 机械之运动学和动力学指标的分析微元；机构是质点的有序集合，充当运动组织者 的角色，用以决定性能指标计算的路径和边界条件。

B、构造并利用运动机构的力系自平衡性，完全消除工作容腔柱面缸壁的法向 镇压力，从而彻底消除机构摩擦型内机械损耗。对于老化及随机因素导致机构形位 改变而产生的机构摩擦，以任其磨损磨合作为自修复机制，来实现摩擦损耗的迅速 自动消除。其前提是，所述摩擦力为低数量级的，摩擦速度为减数量级的揉速，因 而摩擦损耗被预设为更高阶的小量，如此，足以防止停机和热损的故障。

C、数学规划前确定揉比参数δ的预选范围，应使揉动时，质点和揉轮之实际 位移、速度、动量、惯性动反力等参数减小近1个数量级，揉轮之动量矩、动能减 小近2个数量级，端面边际摩擦型内机械损耗减小近3个数量级，基本被消除。

揉动变容方法所采用的揉动运动方式的本质特征是，将变容运动与变容机构及 其质点的实际运动分离为不同主体、不同运动轨迹、不同运动速度的互相关联的运 动。由此产生的机制和特性既是工作原理的基础，又是优势性能的基础。对于基础 的运用是可以在设计中调度的。功能参数和性能参数的调度采用经典的数学规划方 法完成，前者主要影响经济性，后者主要影响运行效率指标，是使用中的经济性指 标，两者的优化主要通过揉比参数δ来调整。只有经过数学规划的设计才是最经济 的设计，规划可以把揉动变容技术的最大潜力发挥出来。

其磨损磨合的自修复机制是一项重要的软设计，据以实现容腔中无机构摩擦损 耗，并能延长大修周期。这是一种创新的功能设计，又是一种创新的设计方法。

本发明所述的揉动变容方法，包括对于变容运动的下列运动状态和应用特性、 特别是有关损耗的参数进行定量的规划和设计，以及利用这些状态、特性和参数在 工作容腔中免施润滑和免设润滑装置的设计：

a、决定揉动变容运转状态、动态品质和损耗特性的参数是：揉速比＝δ，揉动 量比≈1.5δ，揉动量矩比≈2δ2，揉动能比≈2δ2，揉端面损耗比≈2.5δ3，揉柱 面比损耗比≈δ3。

b、工作容腔的柱面缸壁无机构摩擦，其端面缸壁对于液体介质应用无机构摩 擦损耗，对于气体介质应用，可能设置的密封环作低速揉动，其机构摩擦损耗在同 比条件下较之现有技术的机械减数量级，估值约10％；

c、在工作容腔的端面和柱面之动密封区，其边际摩擦损耗在同比条件下较之 现有技术的机械减2个数量级以上，估值小于1％。

上述内容对揉动变容方法的运转状态和应用特性、特别是有关损耗和效率指标 的一些参数的定量规划和设计之主要部分作了说明。这些状态和特性表明，本发明 的揉动变容运动方式能够同时消除或者大幅度减小容积式流体机械之机构摩擦和 边际摩擦两大类内机械损耗，效率瓶颈因而被突破。

利用上述状态和特性，本发明提出了一种全新的技术主张，那就是，在工作容 腔中免施润滑、不设相应的润滑装置的设计。免润滑的设计可以降低制造和运行成 本，更主要的效果是消除环境污染。如背景分析所述，内燃机的污染就是因为苛刻 的润滑需求所导致的后果。免润滑是本发明的一种功能，又是一种设计，该种功能 或设计对于内燃机减小污染具有关键性的价值。

本发明所述的揉动变容方法包含的揉动变容机构中还包括一类衍生的结构。其 中，随动隔板约束于一直线平动槽中，其外端装有一个弹簧或气弹簧，对其施加一 随位移变化的或者稳恒的推力，将其压触于揉轮圆柱面上形成密封，揉轮与揉腔及 随动隔板间摩擦力居于优势者形成静摩擦，两摩擦力对揉轮自转轴之矩的代数和为 0或为一交变函数，揉轮作滚揉或摆揉运动。

上述揉动变容机构的外壳静止，随动隔板作直线平动运动，始终保持与揉轮间 的接触和密封。随动隔板可以在导槽或者带滚珠的导槽中作直线平动，导槽与揉腔 的入口和出口都是动密封的。随动隔板为减重结构，以减小自身的惯性力和提高响 应速度。柔性约束允许揉轮有承受交变力摆动的自由度，这使约束更为简单，对于 提高效率也有帮助。在液态工质应用中，揉轮的受力情况要复杂一些，液体摩擦力 的矩与揉腔的摩擦力矩方向相反，隔板的交变力分量增加。

本发明所述的揉动变容方法包含的揉动变容机构中还包括另一种衍生的结构。 其中，随动隔板约束于一直线平动槽中，其外端装有一个弹簧或气弹簧，对其施加 一随位移变化的或者稳恒的推力，将其压触于揉轮圆柱面上形成动密封，揉轮弹性 压触于容腔壁之柔性膜上。在稳态过程中，其间的摩擦力对揉轮自转轴的矩自适应 地等于揉轮与随动隔板间的动摩擦力矩，揉轮之自转因而叠加一低速正向转动，形 成滚揉，揉轮与容腔壁构成滚动型静密封。

上述揉动变容机构的外壳静止，随动隔板仍作直线平动，所不同的是揉腔的柔 性膜的作用，会使揉轮作滚揉运动。这种情况适合于气态工质。

本发明所述的揉动变容方法包含的揉动变容机构中的揉动机构还有另一种重 新组合的结构。其随动隔板与揉轮刚性密封地连接为一个整体，揉轮圆柱面与隔板 的交贯线或者还倒成局部阻力系数较小的光滑曲面过渡。隔板在揉轮之外的空间中 约束于一个带插槽的旋塞机构中，可以在旋塞中限幅抽插，旋塞可以限幅转动，工 作时，揉轮作摆揉运动。

上述揉动变容机构的外壳仍然静止，但随动隔板与揉轮刚性连接以及隔板约束 于揉腔外的旋塞的结构，使揉轮受到曲轴外的另一个刚性约束。刚性约束没有破坏 揉轮的揉动自由度，但被限定为摆揉。摆揉对于液态工质应用的增效反而有利。不 利的是，高速运动时的动态力会相应增大，这时需要注意减小惯量，或控制转速。

按照本发明所述的揉动变容方法之揉动运动方式、揉动机构、揉动变容机构及 其各种衍生类型，可以设计组成各种类型的容积式流体机械。这些机械以包含揉动 变容机构、并由该机构实现主要目标功能为特征。

这些机械运转时，揉动机构的揉动运动导致揉轮占位的旋转，形成变压容腔和 等压容腔的周期性变化和转换。依据揉轮驱动流体或被流体驱动的不同，分别称揉 动式流体机械的运转方式为泵方式或马达方式。相应地，变压容腔位于揉腔密封线 之前或之后，而等压容腔则位于其后或其前。这种分布完全由运转方式决定，机械 结构没有任何差别。这是本发明的特点，揉动变容的流体机械也因此而具有完全的 可逆性，包括功能上的可逆性、流动方向和转动方向的可逆性。由于可逆性，揉动 式流体机械的运动、状态参数及其动力学特征均与运转方式有关，不能单一地表述。 本说明书在不能说定时，使用连词“或者”连接分述的内容。

下面对揉动变容运动中机构与流体之间的力和力矩的发生规律作一简单表述， 这是定性分析发明方案的工作原理及其负载特性的基础。

定义主轴传入转矩与转动方向一致时为正转矩。显然，传入正转矩时为泵方式， 其变压容腔在揉腔密封线的前方，腔中压力高于后方的等压容腔。相应地，主轴传 入转矩与转动方向相反时为负转矩，传入负转矩时为马达方式，其变压容腔在揉腔 密封线的后方，腔中压力将高于前方的等压容腔。两腔压差的存在使得，流体压力 在揉轮圆周面上的矢量积分不等于0，而产生一个指向自转轴的、方向以减半的角 速度向前旋转的力，其大小与压差成正比，与变压容腔内弦割面之面积成正比。该 力对揉轴(即主轴)产生一个与力的大小成正比、与变压容腔内圆心角之半角的正 弦成正比的力矩。依据上述差别，该力矩为负载力矩的反作用力矩，其值为负；或 者为驱动力矩，其值为正。由于力矩中有正弦函数因子，并且其角速度是减半的， 因而0～2π的圆心角周期构成力矩函数的一个0～π的半波周期，由于变压容腔和 等压容腔的周期性切换，半波周期转换为全周期。

对于不可压缩流体，变压容腔的压力在时间窗的边界发生阶跃，形成的力矩函 数为二分频的平移型简谐函数。对于可压缩流体，变压容腔的变容过程一般为多变 热力过程，也包括绝热或等温过程的特例，流体压力随容变呈指数律连续变化，随 时变的规律在代入容腔的容变规律以后将变得很复杂。这时，力矩函数也随之变得 复杂起来，不再具有简谐性，但不会影响周期性和周期。

较之往复式，除了消除缸壁机构摩擦损耗以外，其轴系的瞬时损耗和平均损耗 的比例也将因倍周期性而减半。由于变压容腔内弦割面面积也含有内圆心角之半角 的正弦因子，因而力矩函数含有该半角正弦的二次幂因子而不改变符号。较之往复 式，力矩不变号的性质能大大地改善轴和轴承的受力状况，使应力峰值及其变化率 大为减小。可见，揉动方式不但具有动量和动量矩减小数量级的机构动态特性优势， 还具有负载力和力矩特性的优势，两者均有利于降低对曲轴的强度要求，因此而可 以使用尺寸较小的曲轴。并且，轴系损耗也因此而进一步减小。

在揉动分析中，流体压力对揉轮的矢量面积分是揉动机构做功分析的基础，这 比往复式气缸的情况要复杂得多。等压容腔内没有做功过程，在入出口流道设计良 好的前提下可以忽略其流体动力学问题，因而可以视为处处等压。

本发明具有特别积极的效果，而且在多方面突出地表现出来。首先分析由揉动 变容方式产生的直接效果，主要的几条是：

第一，由于具有机构力系自平衡性和旋转的流场结构，因而在机构摩擦、流场 水力损耗等方面具有很大优势，足以克服往复式平动运动的缺点。

第二，揉轮在容腔中的运动线速度较转动变容方式减小约1个数量级，动量矩 和动能减小约2个数量级，边际摩擦损耗减小约3个数量级(降99％以上)，从而 同时构成对往复式和转动式两大运动方式的边际摩擦损耗率优势。

第三，揉动机械的做功力以减半的角速度旋转的性质，使得周期加倍，时间利 用率提高为100％，其平均力矩大而瞬时力矩小，因而在功率密度指标和损耗分摊 率指标上优于往复式机械1倍。

揉动变容方法的其他一些特点和相比较的优缺点包括：

(1)、较之往复式平动变容，无活塞连杆及入出口阀门机构，结构大为简化。 根除缸壁法向镇压力及其摩擦损耗则更是决定性的优势，流体入出口的局部流道特 性好出很多倍，入口节流损耗很小。

(2)、较之非容积式的旋转叶轮机构，具有水力损耗降低数量级、以及输出 压力与速度无关因而适合于低速及特低速工作等优势。

(3)、用于内燃机时，进气、压缩、燃烧过程可以完全分离，局部优化和整 体优化的潜力能够充分实现，加上膨胀做功和排气过程之并行复合和定容吸热增压 等优势，能使功率密度翻倍，效率也有接近翻倍的空间。

(4)、用作泵和马达时，其依靠静压力工作的特点使得功能实现不依赖于转 速和流体速度，其低速工作的特点使得非流道边际摩擦和流道水力损耗降低数量 级，并且具有空前广阔的环境适应性和工况适应性。

但是，揉动变容方法的做功力和力矩仍然有一个0值点而存在脉动，脉动的基 频与旋转频率相同。其容积变率和流量也有同频脉动，高速工作时必须采用互补双 结构消除脉动。另外，虽然动量矩已减小一个量级，但在高速工作时机构动态负荷 增大，仍要求作动平衡设计和试验。

本发明实际的积极效果远不止限于上述直接效果。其某些特性和效果还形成创 新的优势特性链和效果链。这是指由于某些功能和性能的改善而产生出新的功能和 性能，并且后者的价值特别大，有的甚至产生出一片广阔的新天地。对于现有技术 的功能或性能的制约链的某一环节的突破，就可能出现这种情况。例如，由于容积 式流体机械的效率低，其恒流特性显得没有多大意义，因而无法经济地利用它。按 照习惯，产品的输出压力都设计成固定值，现在的往复式空压机就是这样。这种现 象叫作效率禁锢，特指优良特性因效率低致使发挥不出来而显得没有价值的现象。 本发明大幅度提高容积式流体机械的效率以后，恒流特性的价值就获得了解放，用 以设计了例如压力自适应性和介质物相通用性等特征。虽然改变压力和改变介质物 相时，其效率也会发生变化，但这是一种高指标台阶上的小幅变化，是一种可以纳 入经济运行规范中的变化。这种特性的获得，产生了进行通用性设计的空间，出现 了新的前景。如此等等。本发明方法及其产品之前述直接效果加上效果链的延伸扩 展，形成了一种前所未有的新技术，其特征特性和功能效果经归纳后列于表1。

表1揉动变容方法之特征、特性及其功能、效果表

  序 特征、特性 功能、效果 1 揉动变容运动 揉轮小幅揉动，质点低速圆周运动，占位大幅高速转动 2 占位相对大幅高速转动 满足功能指标的经济性要求，与转动式机等同比设计 3 揉速＝揉半径×角速度 揉半径很小，揉速很小，揉比δ≈0.1，为减损增效基础

  4 揉轮小幅揉动，质点低速运动 揉速、揉动量、揉动量矩、揉动能减数量级 5 质点运动连续接力机制 功能速度放大效应，放大倍数＝揉比倒数δ-1≈10 6 揉动量矩小，降98％ 动态特性好，损耗小，动平衡难度小，优化数量级

  7 揉速小，降90％ 端面和柱面动密封边际摩擦损耗减99％以上，基本消除 8 揉动机构由曲轴和揉轮组成 揉轮替代连杆、活塞、塞销等复杂结构，简单价廉 9 揉轮为减重圆柱体 简单工艺制造，成本低，转动惯量小，动态品质好 10 揉腔为圆柱形容腔 简单工艺制造，成本低，结构合理，耐压高，运行特性好 11 随动隔板为平板件，3种约束 约束结构稍复杂，摩擦损耗很小，整体复杂度和成本适中 12 揉动机构力系自平衡 根除缸壁法向力，容腔无机构摩擦损耗，具自修复机制 13 容腔无机构摩擦损耗 突破直线平动式内机械效率瓶颈，形成免润滑前提 14 老化变形致摩擦自修复机制 摩擦损耗10-3量级且为瞬时性，无停机热损故障之虞 15 变压、等压容腔互补互换 并行工作，空间时间利用率100％，完全的可逆性 16 并行工作，时空利用率100％ 较往复式，时间2倍，空间2倍，功率密度2倍，损率减半 17 端柱面摩擦损耗减99％以上 突破旋转变容式之边际摩擦型内机械效率瓶颈 18 工作容腔免润滑 制造使用成本低，用于内燃机能增缸温增效率降污染 19 入出口无湍阻自适应变截面 降局部阻力系数，增水力效率，增工作流速，降噪声 20 揉腔密封线部位扩压特性 泄漏流减功反馈机制，降容积效率要求，降密封要求 21 容腔流场切向流动 腔流特性好，增水力效率，增工作流速 22 功能的完全可逆性 非热力功-能转换机械双向使用，机械使用价值倍增 23 压力功率自适应性 耐压、轴强、排量规格内，压力、功率自适应的通用性 24 无违化学禁伍介质物相通用 耐压、轴强、排量规格内，气体、液体、气液二相流通用

参照表1，其中第1项～第7项是对揉动变容运动之特征和效果的概括；第8 项～第12项是对揉动变容机构之特征和效果的概括；第13项～第24项是对采用 揉动变容方法的容积式流体机械之特征和效果的概括。

其中，第22项是功能可逆性的特征及其积极效果的表述。功能可逆性是流体 机械通用性扩充的重要组成部分，也是较为容易实现的部分。现有技术中少数产品 具有可逆性，但不完备，大多数的可逆性被一些技术环节所阻断，这是十分可惜的。 本发明基于通用性目标，使之完备化，因而获得了这种宝贵的特性。

容积式流体机械具有恒流特性，但在现有技术中常作灰色特性处理。本发明利 用这种特性的潜力，并融入揉动式变容方式的许多新特性，转而作为一类具有积极 效果的技术设计使用，因而形成第23项、第24项两项特征，分别是两种通用性—— 压力功率通用性、介质物相通用性。两项通用性具有简化型谱系列、增加使用价值 和使用率、降低用户总拥有成本的积极效果。

从表1对本发明的积极效果的概括中，可以了解一个全貌。为了更清楚地说明 一些特性和效果的重要性，还需要更多的文字。特别是，那些引申的、或是需要引 入设计才能实现而价值又特别大的特性和效果，更需要详细论述。下面就此作一补 充说明，仍采用表1中的序号分述各重要发明点的作用：

第1项，揉动变容运动，这是发明的核心部分。揉轮小幅揉动、质点低速运动、 占位高速转动的运动分离及其关联，是一种具有高度创造性的运动设计，具有成数 量级地降低损耗的效果，并因而产生了流体机械的第三种运动方式。

第3项，确定揉速的定量范围。揉速和揉比概念的定义及其计算，揉速的设计 使用范围的论证，奠定了整个发明减损增效分析的量值基础，因而属于理论方面的 重要发明点。但是限于篇幅，本说明书删去了论证的内容。

第4项，对揉轮揉动及其质点运动的分析，产生了揉速、揉动量、揉动量矩、 揉动能等概念。它们是揉动力学的基本概念，对于揉动变容运动的运动学和动力学 分析很有用，而且非常简明。利用这些概念，能够迅速地对降低损耗的效果作出定 性和定量的快速判断，在理解发明和设计中很重要。

第5项，质点运动连续接力机制的设计，是对波动、调制理论的形象理解的一 种比兴的运用。这是实现功能运动与实际质点运动分离的思想路线和技术关键。从 已知的摩擦损耗与速度的关系中，能够导出损耗降比是揉比的幂次或多项式类函数 的关系。本发明所产生的全部积极效果，均来源于质点运动的接力机制。

第7项，将揉速和揉比概念运用于边际摩擦损耗的分析和估值，能判断和证明 本发明对现有的旋转变容运动在边际摩擦损耗方面的巨大优势，边际摩擦型内机械 损耗降2～3个数量级，足以证明本发明对转动变容方式的效果优势。

第12项，设计并利用揉动机构的力系自平衡机制，是根除缸壁法向力和机构 摩擦损耗的关键，这导致对往复式变容运动之机构摩擦型内机械损耗瓶颈的突破， 并形成了构造自修复机制的一个必要条件。

第13项，容腔无机构摩擦损耗，是第12项设计的效果，如前所述，这导致突 破往复式的内机械效率瓶颈。而形成免润滑前提，则又产生了新的技术前景。

第14项，老化变形所产生的形位误差的自修复机制，是基于摩擦损耗比降至 10-3量级且具有瞬时性的设计，由此排除停机和热损故障的可能性，从而确定可行 性。自修复机制是一项极具价值的创造。现有技术中，当机器变形、磨损、老化时， 必然导致摩擦、泄漏等问题而需要大修，其代价高得可买半台新设备。如果机器能 够自修复，无异于具有自我保健功能，必能大幅延长寿命。

磨损和变形一般是逐步增加的，因而摩擦力发生时总是低量级的。利用这一点， 加上本发明的低速运动预设和泄漏扩压特性及其低密封性需求的预设，据以设计自 磨损自修复机制，是一种恰到好处的设计。其积极效果是：摩擦损耗一旦发生，将 在短周期内自动消除，并且无发生停机、热损故障的可能，毛病将在不能察觉之中 消失。此发明点用于汽车、火车之揉动式发动机和揉动式传动系统，其平均无故障 时间和大修周期必将延长若干倍，其经济效益难以估量。利用这种自修复机制，本 发明之运动机构的制造，也可以降低精度要求而节约成本。

第15项，变压容腔和等压容腔互补互换并行工作，是本发明独到的设计。发 明方案中，变压容腔和等压容腔的位置，均为一种取决于应用的不确定的关系，即 因考虑互换性而定义。两者的互补和互换性，产生了极好的协同关系，使空间和时 间利用率均达到100％，从而产生了完全的应用可逆性。

第16项，变压容腔和等压容腔并行工作的特征所产生的时空利用率为100％的 效果性特征，可以为提高效率作出很大贡献。往复式机械效率低，一个重要的原因 就是时空利用率低。例如内燃机4冲程中，只有1个冲程做功，其做功冲程的平均 功率要被4除才是全部时间的平均做功功率，这使功率密度被4除。每一个冲程都 有能量损耗，4个冲程的能量损耗之和加于1个做功冲程求效率，这使损耗率被4 乘。如此算法直接来源于参数定义，称为分摊。较之往复式，本发明100％时空利 用率的增效效果是：时间利用率提高1倍为其2倍，空间利用率提高1倍为其2倍， 功率密度提高1倍为其2倍，损耗分摊率减半为其50％。本发明之内燃机应用，较 之现有技术之4冲程往复式，考虑本发明需要并行地运行压缩的空间需求，则100 ％时空利用率的增效效果是：时间利用率提高3倍为其4倍，空间利用率提高1倍 为其2倍，功率密度提高1倍为其2倍，损耗分摊率仍减半为其50％。

第17项，边际摩擦损耗减99％以上，意味着旋转变容式流体机械之边际摩擦 型内机械效率瓶颈被突破。本发明的机械损耗项将主要只有轴承损耗，其效率能达 96％以上，故本发明的机械效率当在95％以上。现有技术的旋转变容方式中，机械 效率鲜有超过80％者，齿轮啮合式一般不超过60％。

第18项，工作容腔免润滑，可降低制造和使用成本。更主要的效果在于内燃 机应用，不顾忌润滑油，便可将缸壁温度(并非卡诺循环冷源温度)提高到排气温 度(真正的卡诺冷源温度)之上，水冷系统不再需要，缸内辐射损失将减小，边界 层将更充分地燃烧，因而大有利于提高效率。其环保效果是，一氧化碳将大为减少， 机油油雾及其胶凝物等深色烟尘组分将不会再出现，污染将大为减少。

本发明在减少内燃机污染方面可以有大的贡献，另一重要因素是效率大增的前 景。提高效率可以使温室气体排放量成反比地降低，因而效果显著。

第22项，功能的完全可逆性，这是本发明在总体方案中就特别关注的特性。 其积极效果是，非热力功-能转换机械均可双向使用，机械使用价值倍增。

第23项，压力自适应特性，这是由容积式流体机械的恒流特性演绎的特性。 本发明推崇和利用这种特性，将其组织到技术设计中，能为用户带来很大的经济利 益。最高耐压和轴及轴系的强度，是能够在型系规划和产品设计中确定的，将其作 为标称指标容易做到。用户在该指标限度内调度，利用恒流特性，压力按需而获， 功率按需而取，效率不降。这是现有技术不曾有的一番新天地。

第24项，在耐压和轴系强度内，实现流体物相的通用性，是对压力和功率自 适应性的一种推广应用。设备的使用价值因而增加，用户的总拥有成本因而降低， 这是大小企业或个人用户都很欢迎的技术。设想，一台泵，即能抽水，又能作压缩 机，又能作二相流真空泵，......，那将是一种很有价值的拥有。但现有技术不允许 这样做，例如用真空泵抽真空，气中有水就可能烧掉机器。

第22项～第24项，均是揉动变容机械的通用性的一个方面，这是一种内在的 特性，一种可能性。未经开发以前，这种特性只有行家知道，也只有行家能够利用 和表演，不可能成为一种所有用户都能利用的产品特性。本发明的第三个目标是定 义和设计流体机械的通用性，就是利用上述的内在特性。这且作为对本发明所述方 法进行用途设计的任务，留待下文详细说明具体的要求和做法。

表1对于本发明在提高水力效率方面的效果，也作了简单的概括，并被列为第 19项～第21项特征和效果。水力效率是流体机械总效率的乘性因子，在非容积式 流体机械中，它是决定性的因子。在容积式流体机械中，对于液体介质，尤其是粘 度较大的液体介质，水力效率也是重要的分析因素。

现有技术的直线平动式变容运动及其结构，是一种水力特性极其不好的设计。 其主要的水力损耗发生在需要频繁启闭的入口和出口，两口的截面陡扩的流道具有 较大的局部阻力系数，启闭过程的动态改变更是使损耗增加的因素。另外，回程运 动导致流速和方向的频繁改变，也必然造成动量和动能损失。由于水力损耗大，直 线平动式基本上不适合于粘滞系数大和不可压缩的液体工质。液体一般用旋转式变 容的机械。三类旋转变容方式中，以齿轮啮合式机械的水力损耗最大，螺杆式次之， 而偏心轮旋转式的效果应该是最好的。

本发明在提高水力效率方面，也同样具有明显的优势。与旋转式比较，本发明 设计的入出口的流场设计能消除局部激励引起的损耗，其自适应的变截面机制更是 能使局部阻力系数随着瞬时流量的增大而减小，从而使入出口区域的水力损耗大幅 度降低。流体在容腔中沿切向流动，因而具有较好的方向连续性。并且，除滚揉以 外，揉轮的切向速度总是为正，在摆揉的90度～270度圆心角区域，其切向速度大 于揉速，这都有利于降低相对速度，减小水力损耗。

揉动变容运动还有一项特别的优势机制——揉腔密封线泄漏的能量反馈及低 敏感性机制。这不能用传统的容积效率概念来表达。泄漏虽然影响容积效率，但泄 漏过程中损失的压力能之相当大的部分能够得到反馈回收。回收的机制是，泄漏流 的势能在泄漏前的增速减压过程中较高效地转化为动能，未损耗部分之动能又在泄 漏后通过导流增压机制大部分转化为压力势能，并作用于揉轮。这种重新转化来的 势能，在做功机械中能使等压容腔吸入流体时在其前部产生压力增量，该增量在其 动态存在的区域对揉轮的作用是减小轴功消耗的；在动力机械中则使等压容腔排出 流体时在其尾部产生压力减量，该减量在其动态存在的区域中对揉轮的作用是增加 轴功输入的。这种机制使得揉腔密封线的密封要求降低，也使得容积效率不再是总 效率的线性因子，其影响幂次小于1，相应的效率公式应该予以修正。

揉动变容的容积式流体机械在某些应用中可能转速很低，在某些应用中可能压 力很高，特别是在一些新开辟的应用中，低转速或者高压力的特点很突出。这时， 容积效率就成了决定性的因素。本发明的设计是，采用低速动密封甚至静密封来提 高容积效率，使之达到满意的程度。静密封是通过滚揉实现的，揉轮在揉腔的柔性 膜上滚动即为静密封。滚揉特别适合于高压差的气体介质应用。

【附图说明】

下面结合附图对本发明所述的揉动变容运动及其力学机制作一简要说明。附图 中还包括3幅可以视为具体实例的设计，只是没有标出尺寸。相应的说明还给出了 计算排量、流量、力矩和功率的必要公式。

图1是由公转和自转合成揉动运动示意图。

图2是揉动刚体之质点运动轨迹与公转轨迹关系示意图。

图3是一种摆揉变容机构的轴向投影图。

图4是一种错相并联去脉动的高速摆揉变容机构的轴面投影图。

图5是一种揉腔旋转的旋揉变容机构的轴向投影示意图。

参照图1，在运动轨道平面上，一圆柱形刚体以角速度ω绕轴线O顺时针方向 公转，又以角速度-ω绕自身轴线逆时针方向自转。依据定义，刚体作纯粹揉动运 动。如图中所示，当刚体自转轴处于位置A点时，刚体上的径向线段AC指向公转 轴心O；当刚体公转运动转过圆心角α时，自转轴到达位置B，刚体之自转运动在 同一时间里转过圆心角-α，因而刚体上的径向线段AC将处于位置BD。BD与 AC及其延长线OA均在一个平面上，与公共交线OB形成绝对值相等的内错角， 因而BD平行于AC且指向相同。这一简单的性质极为重要，证明刚体处于平动运 动状态，刚体上的任何线段在周期性运动过程中都保持平行移动，这是构成纯粹揉 动的充分必要条件。

从图1中已经能看出，在公转轴和自转轴所在平面上，揉动刚体上远离揉心一 侧的质点的线速度因为以-ω角速度自转的原因而被抵消了一个与ω成正比、与其 到自转轴的距离成正比的代数量。如果质点到自转轴的距离相对增大，则质点的运 动线速度将线性减小。这种性质构成了本发明的揉动减速机制。揉动减速机制在一 般机械的机构运动中构成动态静力学优势，当用于构造流体机械的机构运动时，还 将进一步地具有流体动力学方面的多种优势。

参照图2，在轨道平面上，一个揉动圆柱体的质点运动轨迹与其自转轴之公转 轨迹的关系被标示出来了。图中，填充阴影的圆周1是圆柱体起始观察位置的柱面 投影圆，圆周2、3、4分别是揉动圆心角转过π/2、π、3π/2后的柱面投影圆。5 是以揉心P为圆心的圆柱体轴心之公转轨迹圆，PQ是揉半径。圆周6是揉动体柱 面上的一个质点E在揉动中的运动轨迹圆，圆周6与圆周1的切点E即是质点的观 察起始点位置，与圆周2、3、4的交点F、切点G、交点H分别是揉动圆心角转过 π/2、π、3π/2后质点E的位置。这是根据揉动的性质极易从几何上予以证明的， 而且还能证明圆周6与公转轨迹圆5相等。实际上，在纯粹揉动的刚体上任取一点， 其运动轨迹均是圆周，并且与公转同步运动，其线速度和公转线速度相等，均等于 揉半径乘以公转角速度。这一性质可用于确定揉动刚体上的质点运动轨迹及其线速 度的瞬时值，包括矢量速度的大小和方向。

图中圆周7是揉动圆柱体的柱面圆周的运动过程包络线，该线包容圆柱体的所 有可能的占位空间的投影，是揉动圆柱体占位投影的总和。揉动圆柱体的占位的总 和仍然是圆柱体，这是揉动的另一重要性质，也是揉动变容的几何基础。本发明正 是利用包络圆来构造揉腔的。从图中可知，包络圆周7的半径等于揉半径与揉动圆 柱体半径之和。设包络圆的半径为R，以R为归一化单位，对揉半径归一化，可得 揉比δ。揉比是揉动设计和揉动分析中最重要的参数。

图3所示为本发明所述变容机构的一种，并且是一种可以实际应用的设计举例。 参照图3，10是揉腔体，为一块平板形零件，其上下底面为平面，其余内外表面为 柱面，采用镗-铣削或线切割工艺制成，批量生产时采用模成形工艺制造；11是工 作容腔，被揉腔密封线和隔板分为变压容腔和等压容腔两部分；12是揉轮；13是 揉轮轴承圈；14是曲轴偏心段的投影；15是随动隔板；16是流体入管的连接和转 向容腔；17是3个装配定位销孔；18是流体入口；19是隔板活动腔；20是旋塞； 21是流体出口；22是7个装配螺孔；23是流体出管的连接和转向容腔。

图中所示变容机构主要由揉腔体10和摆揉机构组成。摆揉机构包含减重揉轮 12和曲轴14(图中为偏心段投影)组成，两者之间装有轴承13。揉轮与随动隔板 15是刚性密封连接的，图中所示的连接工艺是燕尾槽轴向压入(不能采用焊接工 艺)。随动隔板约束于旋塞20中，可以限幅抽插和旋转。面对称的类椭圆柱容腔 19容纳隔板的小幅抽插和转动的伸出部分。旋塞的运动速度和摩擦损耗很小，调整 揉轮与隔板连接体的重心位置可以使该装置的摆揉加速度全部由曲轴惯性力和流 体压力产生，从而使旋塞约束力最小化，并由工质润滑。

当按照图中所示方向揉动时，流体从入口18连续进入工作容腔的揉腔密封线 后的部分，该密封线前的部分中的流体同时从出口21连续排出。泵方式工作时， 后者是变压容腔，揉轮做功使其中的流体加压排出；马达方式工作时，前者是变压 容腔，流体推动揉轮运动，自身连续或阶跃减压。可压缩流体进入减压容腔减压时， 使用脉冲截门可以提高效率。

设揉腔的半径为R(米)，柱高为H(米)，揉比为δ，公转角速度为ω(秒-1)， 则变容机构的容积排量V(米3)和容积流量Qv(米3/秒)分别为

V＝πR2H(2δ—δ2)……………………………………………………(7)

Qv＝0.5ωR2H(2δ—δ2)………………………………………………(8)

考虑到比容的变化，可压缩流体的容积排量和容积流量应以等压容腔中的压力 为标准压力来定义。对于气体计量泵应用，应注意稳定该压力。

参照图4，图中给出了一种无脉动、完全动平衡的高速变容机构的结构。该机 构由对称且互相错相180度的三个摆揉变容机构同轴组装而成，外侧的两个变容机 构同相同尺寸，尺寸和排量为中间机构的一半。其中，30是外侧机构的揉轮；31 是中间机构的揉轮；32是外侧机构的揉轮轴承，其内皮与曲轴偏心轴之间还嵌装了 一个由两半圆环柱组合的轴套；33是曲轴，三段偏心轴之轴线在两条关于主轴对称 分布的直线上，以构成对称的错相180机制；34是主轴轴承，依据载荷轻重可以装 2个或4个；35是揉轮减重空间压力调整连通孔或泄漏液体排出连通孔；36是外侧 机构中嵌入揉轮之随动隔板；37是中间机构揉轮轴承内之半圆环柱组合轴套；38 是中间机构揉轮轴承；39是紧固螺栓，一共7个或更多；40是出轴端盖板；41是 中间机构与外侧机构之间的隔板；42是中间机构嵌入揉轮连接之随动隔板；43是 中间机构随动隔板末端运动空间容腔剩余部分的投影；44是中间机构随动隔板插入 旋塞伸出的末端；45是中间机构与另一外侧机构之间的隔板；46是外侧机构随动 隔板末端运动空间剩余部分的投影；47是非出轴端盖板。

本实例的功能首先在于消除脉动，对称三机构错相180度的方案是为了在消除 脉动的同时实现高速运转的惯性力平衡。由于揉动变容机构的结构很简单而且高度 同一，因而多机构组装成本增加不是很多，尤其是对于模成形工艺制造的零件，增 加的成本主要是组装成本。能量交换装置、传动装置、配流装置等应用中多机构组 装的机械，不管机构是否对称，不管转速是否很高，应该尽量采用本例中的类似结 构，以消除脉动和增强整机的动平衡性能。

参照图5，图中给出了一种揉腔旋转的旋揉变容机构的轴向投影。其中，50是 旋转的揉腔；51是工作容腔之揉腔密封线之后的部分；52是流体出口；53是与揉 腔作刚性密封连接的随动隔板；54是嵌于揉轮柱面内的旋塞；55是随动隔板抽插 出端之活动容腔；56是流体入口；57是揉轮；58是揉轮减重工艺腔，彼此间有贯 通流道，以增加入出口流道的有效截面积；59是揉腔端面上的约束轴承的边际线， 揉腔绕揉轴作抵消公转的反向转动；60是静止的曲轴之偏心段，即揉轮的自转轴， 揉轮绕该轴作叠加摆动的自转；61是工作容腔之揉腔密封线之前的部分。

泵方式下，变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之前的部分61和之后的部 分51，马达方式下则相反，分别是51和61。两方式结构上没有任何区别，而且入 出口也可以反向，反向后状态均反过来，揉腔旋转不改变此种对称性。

揉腔旋转的旋揉机构具有良好的机构动平衡。揉腔50和随动隔板59组成一个 单独旋转的刚体，可以独立进行动平衡。揉腔自身惯性力平衡良好。揉腔所受到的 流体压力的矢量积分产生一个通过揉轴的合力，由轴承平衡，没有矩的作用。同理， 揉轮57及其附属的旋塞也是一个单独旋转且转动惯量恒定的机构，可以独立进行 动平衡。其自身的惯性力也是自平衡的。揉轮、包括入出口所受流体压力的矢量积 分产生一个指向自转轴的力，并为自转轴所平衡，没有矩的作用。

在这种机构中，随动隔板是唯一产生力矩的机件。变压容腔和等压容腔的压差 直接产生一个与压差成正比的、与隔板暴露于流体中的面积成正比的切向力，该力 对揉轴形成力矩并传递给揉腔，通过揉腔与外界发生作用。驱动揉轮摆动的交变力 矩，也是随动隔板传递的。

由变压容腔与等压容腔的实时压差ΔP(帕)、容腔半径R(米)、容腔柱长H (米)、隔板瞬时暴露宽度L(米)和揉腔半径坐标r(米)，可得瞬时力矩M的微分 dM＝HΔPrdr，积分得瞬时力矩M(牛米)和瞬时功率N(瓦)如(9)式、(10)式。

$M={\int }_{R-L}^R\mathrm{H\Delta Prdr}=(\mathrm{RL}-{0.5L}^2)\mathrm{H\Delta P}·······································\left(9\right)$

N＝ωM＝ω(RL—0.5L2)HΔP………………………………………(10)

两式中，随动隔板瞬时暴露宽度L＝R—R(1—2δ(1—δ)(1—Cosωt))0.5，在 0～2δR之间周期性地变化。对于不可压缩流体，当圆心角ωt＝(2n+1)π时，瞬 时力矩和功率有最大值。对于可压缩流体，由于压力随容变而增高或降低，两者的 最大值在泵方式时出现得晚些，在马达方式时出现得早些。

【具体实施方式】

以下是本发明方法之多种用途设计的说明。

为容积式流体机械揉动变容方法设计众多的用途，是发明目标的第二项；而设 计流体机械的通用性，则是发明目标的第三项。这两项目标均包含在方法的用途设 计之中。方法的生命在于应用，本发明的价值，也主要体现在用途和用法的设计中。 为方便辨认行文结构和彼此区分，用途设计编有序号。

本发明所述的揉动变容方法的用途之一：采用揉动变容机构和揉动变容运动方 式，组成揉动式内燃发动机。该发动机是一种附加燃气发生部件的揉动式流体机械， 其中揉动变容机构作为燃气膨胀做功的主体部件，其变容机构的变压容腔和等压容 腔分别是揉腔密封线之后和之前的部分，变压容腔入口和等压容腔出口分别连通于 作为压力气源的定容吸热脉冲燃烧室和连通大气的排气管。燃气发生部件包括定容 吸热脉冲燃烧室小容腔，以及空气压缩、燃料加压、空气和燃料正时喷射等附属部 件，或者还有点火装置。空气压缩部件和燃料加压部件或者采用揉动式优化空燃比 配流增压泵组，由主轴驱动，或者为分体式单独驱动，其中的空压计量泵组件或者 是揉动式喷雾冷却等温压缩机组件。

在揉动式内燃发动机中，脉冲燃烧室安装于揉动机构容腔入口附近，其容积很 小，一般小于揉腔的1/200，压缩比越高容积越小。空气和燃料喷管通向燃烧室， 两喷管在主轴旋转之恰当定时先后适量喷入压缩空气和流体燃料。压缩空气的温度 超过燃点或不超过，燃料喷入引发或者火花塞点火引发脉冲型燃烧，生成的燃气在 瞬间被定容加热增压。在揉腔入口开启时，燃气进入变压容腔，连续推动揉轮做功。 燃气绝热膨胀释放大部分能量以后，所在变压容腔瞬间转为等压容腔，燃气在下一 周期连续等压排出。燃气的排气压力决定于喷入时的初始压力、脉冲燃烧的增压比 和绝热膨胀的膨胀比，恰当地设计热力过程中这些参数的关联参数，使排气压力等 于大气压可以提高热效率和降低排气噪声。恰当地设计喷入温度、脉冲燃烧的增温 比和绝热膨胀的膨胀比的关联参数，在燃烧室耐热及耐压强度内，如果能使排气温 度降低到尽可能地接近于环境温度，将具有最高的热循环效率。发动机工作时，一 个周期是从揉动圆心角为0时开始的，该瞬间揉腔密封线扫过并几乎同时开启出口 和入口，变压容腔切换为等压容腔，新的变压容腔从入口处开始重新生成。主轴每 转过一圈为一个周期。

揉动式内燃机采用揉动变容方式以后，就可以采用能分别优化的压缩、燃烧、 膨胀相分离的结构，从而形成运动原理和总体结构上的巨大优势。各局部的创新特 征和分别优化的特性，也能在提高效能上作出贡献甚至起关键性作用。较之往复式 活塞发动机，其压缩、燃烧和排气为并行的连续或脉冲过程；其循环周期相当于只 有一个膨胀冲程，从而使时间利用率增加3倍和使损耗分摊率减半；其空燃比可以 不随工况变化地准确控制，从而保障充分燃烧和减少一氧化碳排放，并使尾气流量 及其携带热流量最小化；其压缩比只受结构强度限制而可以大幅度提高；其定容加 热循环和可能采用等温压缩的方式使压缩能需求降为绝热压缩的一小部分；其推力 随主轴的旋转而连续改变方向，因而能保持增大力矩的角度；其气缸(揉腔)和揉 轮免润滑，因而允许工作温度高，边界层燃烧充分，辐射损失小；其燃烧室中无运 动机构，可加装隔热陶瓷，以提高压缩比和工作温度，同时减小热损失。这些创新 的措施和效果，能使这种内燃机的热效率和内机械效率等指标远高于现有技术的内 燃机，论证的增效空间在25个百分点以上。

揉动式内燃机是一种附加燃气发生部件的揉动式流体机械，它是本发明的重要 应用类型之一，具有高压比、高效率、高功率密度、污染小、免润滑、寿命长的巨 大优势。这种内燃机排除了奥托循环和狄塞尔循环内燃机的全部缺点，是一种全新 的内燃机，能够为缓解全球性的能源危机和环境危机作出特大贡献。

本发明所述的揉动变容方法的用途之二：采用揉动变容运动方式和双揉动机构 错180度相位同轴并联的结构，组成揉动式水力发动机，适合于用清水或者泥沙粒 径受控因而很细的压力水流驱动，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之后和 之前的部分。

采用揉动变容机构能够直接组成水力发动机，采用双容腔错相位同轴并联的结 构可以消除启动死点。这种发动机的突出优势是高效率，以及对于落差高低、流量 大小的自适应性。较之水轮机对流速和流量的敏感性，这种发动机效率高而恒定的 优势极为显著。这种发动机用于驱动并网发电机时为恒流量特性，其出力与落差成 正比；用于驱动不并网的小发电机时具有更大的落差与流量的灵活性和适应性，但 励磁控制应考虑输出电压和频率的有关标准的要求。

本发明所述的揉动变容方法的用途之三：用揉动变容机构组成揉动式液压马 达，用作高效液压传动系统的转动输出部件，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密 封线之后和之前的部分。或者还采用双容腔错180度相位同轴并联的结构。

揉动变容机构组成液压马达也是简单直接的，与水力发动机的不同在于其工作 压力较高或很高。其输入压力可能达到几兆帕或十兆帕以上，为水力发动机的几倍、 几十倍，因而需要特别的耐压强度设计。采用双容腔错相同轴并联的结构还可以消 除启动死点和流量脉动。揉动式液压马达的效率很高，因而是液压传动技术的重要 创新部件，其应用面很广。以汽车为例，液压传动汽车是业界几十年来的梦想，瓶 颈主要是效率问题。本发明对于汽车技术进步的关注首先在于传动，还包括发动机 的改造和车轮的革新，其目标是节能、环保、低成本。揉动式液压马达如用于火车 传动，将优于现有的液压或电力传动系统。

本发明所述的揉动变容方法的用途之四：直接采用揉动变容机构，或者还附加 进一步提高效率的正时脉动气门装置和揉动式热泵装置，组成揉动式气动马达或气 体膨胀机，用作气压传动系统的转动输出部件，或者用于压力气体膨胀过程的释能 回收，用后者代替气阻节流型膨胀部件可以节能，其变压容腔和等压容腔分别是揉 腔密封线之后和之前的部分。或者还采用双容腔错180度相位同轴并联的结构以消 除启动死点。

揉动式气动马达是揉动式流体机械的马达方式应用。从发明方法的说明中可 知，揉腔密封线之后的变压容腔是气体的减压做功容腔，揉腔密封线之前是连通低 压出口的等压容腔。运转过程中，气体在连通压力流体入口的变压容腔中膨胀做功， 在揉动之0圆心角切换时，等压容腔消失，变压容腔带着其中完成膨胀的气体转换 为等压容腔。新周期中，新产生的变压容腔开始新一轮膨胀做功，等压容腔等压排 出低压气体。两腔周期性转换并且互补地变化容积，流体进入与排出过程同时进行。 两腔压力在揉轮轮周面上的矢量面积分产生一个指向自转轴的力。该力对揉轴产生 一个驱动力矩，驱动主轴连续旋转。采用双容腔错相同轴并联结构还有利于消除启 动死点和减小管道压力脉动。

揉动式气动马达按上述设计能较好地工作。但考虑到气体介质为可压缩流体， 其减压过程中为膨胀过程，如果能够控制比容的变化率，使之与容腔之容积相匹配， 或者还低成本地增加其输入比能，则效率将得到提高。正时脉动气门装置和揉动式 热泵装置即为所需。前者是一个在揉动的0圆心角开始的恰当宽度的时间窗口打开 进气流道而其余时间关闭的阀门，后者是一个揉动式热泵(见后续说明)，用以从 环境中低成本地泵热，通过其冷凝器将热量传给入口气体。这两种需求演绎于热力 学的绝热过程方程的参数优化分析，因为证明较为复杂，尤其是后者的引入效益的 证明牵涉面更广，在此未予赘述。

气动马达在现有技术体系中应用面不广，除了矿山、岩土工程、大型工厂的动 力系统中有应用以外，在一般的传动系统中难于见到它的身影，这是由于现有技术 的压气传动在机械和热力两个领域都存在着重要的制约，因而效率很低。本发明的 这项用途设计以及后续说明中将要表述的揉动式压缩机能解决主要的效率制约问 题，因而可以大幅度地提高效率。这是打开一扇闸门，高效、完全无污染的气压传 动技术将与原来想象的大不一样。它是一种无水、无油的传动技术。我们的世界现 在缺水缺油，但不缺空气，空气不需买，也不需运输和储存。一旦气压传动实现了 效率的突破，其无污染、低成本、抗脉动和冲击、无火灾隐患等优势是液压传动系 统所不能比拟的。

本发明所述的揉动变容方法的用途之五：将揉动变容机构设计成揉动式可压缩 流体加压泵，包括揉动式风机、揉动式压缩机和揉动式真空泵，其变压容腔和等压 容腔分别是揉腔密封线之前和之后的部分，该加压泵可依据用途细分为揉动式通风 机、揉动式鼓风机、揉动式引风机、揉动式气体压缩机、揉动式喷雾冷却等温压缩 机、揉动式二相流加压泵、揉动式真空泵、揉动式二相流真空泵等。其中的揉动式 喷雾冷却等温压缩机是一种压缩过程喷水冷却而在出口进行气水分离的二相流压 缩机。揉动式可压缩流体加压泵用于气体或直接用于气液二相流体的输送和变压作 业，变压作业包括增压作业和从常压变为负压的减压作业。其中的二相流加压泵的 物理参数设计只需考虑容积流量、最高压力、最大介质粘度三大设计宗量，其压力 自适应的恒流特性，使适应性大为增强，型系规格因而简化。

可压缩流体加压泵主要指风机和气体压缩机，后者是气动马达的逆向功能机。 加压泵的入出口压差方向、内部的变压容腔和等压容腔的位置、流体压力的积分及 其力矩的符号等，全都与气动马达相反。加压泵的结构则与气动马达的基本结构完 全相同，但不需要马达中的两种附加装置，一般也不需要其他的附加装置。唯有其 中的揉动式喷雾冷却等温压缩机是在揉动式气体压缩机的基础上增加入口和揉腔 喷雾冷却装置，并在出口加装气水分离装置的机械。喷雾使得机器变成二相流工作 状态。当压缩比很高时，喷的水量相应较大，而且喷水的压力也要提高，以便生成 更细的雾滴，使压缩空间中有更大的雾滴弥漫密度和更大的换热表面积。气水分离 可以采用简单的重力分离，例如带浮阀的分离缓冲控制器，浮阀通过液位升降信号 高灵敏度地控制冷却水的流量，使之适应减压流量。分离器的水流出口用节流阀减 压，或者进入同轴安装的揉动式液压马达回收压力能。

本发明之揉动变容方法用作可压缩流体加压泵之用途设计，较之现有技术之相 应设备，具有很高的效率。现有技术的风机、压缩机类产品的效率都很低，以致于 在现代社会长达几十年的节能技术改造的历史中，它们一直是仅次于水泵之后而居 于第二位的目标。居第二位是由于总装机容量小于水泵，其效率实际上比水泵低很 多。风机和压缩机还造成严重的噪声污染，它们是有名的令人不得安宁的设备。低 效和噪声均源于运动方式，包括非容积式的旋转叶轮运动和往复式变容运动两种方 式。前者的空气动力学问题和后者的机构摩擦及热力学问题无从根本性地改善，如 前所述，唯一的出路只有采用揉动变容方式。

揉动式可压缩流体加压泵具有宝贵的压力自适应特性，其压力规格只依赖于结 构强度，其实际工作压力与机构运动状态无关。其风机类用途无湍流损失和湍流噪 声，无需动压转换和无动压头损失，因而效率很高，并且不再是噪声源。其压缩机 类应用具有很高的内机械效率、容积效率和水力效率，因而总效率可以达到一个突 破性的高度。其最突出的优势是具有高度的适应性和简谱性，只要流量和功率合适， 风机、压缩机、真空泵均可以通用，而且在一定的速度和粘度范围内，还同时适合 于二相流和液体，这在现有技术中是无法想象的。高适应性将使机器的型谱规划大 为简化，这种简化在设计、制造、使用和维修中所带来的系统性效益，远超过所有 机器各自进步取得的效益之和。

揉动式可压缩流体加压泵的二相流应用包括揉动式二相流加压泵、揉动式二相 流真空泵、揉动式喷雾冷却等温压缩机三类机型，或者仅仅是应用类型，它们具有 新技术、新功能、新品种、高性能的属性和特别积极的论证效果。其中，二相流变 压机械使许多实际需求得到了简单的解决方案。例如天然气管道和石油管道的加压 问题；例如极可能部分相变为二相流的液氢、液氧、液氮及其他液化气体的泵送问 题；又例如许多化工成套装置中的多数流程为二相流，许多气液分离装置仅仅是为 了加压。揉动式喷雾冷却等温压缩机则直接瞄准导致气体压缩机低效的热力学瓶 颈，该问题困扰人类已超过100年，现在终于简单地解决了。

揉动式喷雾冷却等温压缩机的主要应用是作为内燃机包括燃气轮机的独立压 缩组件，其简单高效的等温压缩功能是内燃机增效技术的重要一环。该组件对于内 燃机的增效幅度有可能达到10％，对于燃气轮机的增效效果还要显著得多。因为， 在燃气轮机的等压循环中，蜗轮压气机的功耗占去了燃气膨胀透平输入功中的大部 分。例如，如果将1MPa(约10个大气压)压力工作的燃气轮机改用揉动式喷雾冷 却等温压缩机压气，该机与涡轮机效率高低的因素暂且不比较，仅只压气热力过程 的节功效果即达39％。如果原来的压缩耗功比(分母为膨胀功)为60％，则节省 的60％×39％＝23.4％即变为燃气轮机净增加的输出，输出功由40％增加到63.4 ％，出力增幅为58.5％。虽然23.4％不是效率增量，但却是关键的参数，在其复杂 的热力循环制约中，再采取例如逆流回热升温等措施，即可能将23.4％中的一大部 分变成效率增量，初步估算的结果是有可能达到15％。

本发明所述的揉动变容方法的用途之六：用揉动变容机构组成揉动式液体 加压泵，包括揉动式水泵、揉动式油泵或适于其他液相介质的揉动式容积泵，用 于液体物料的输送和加压，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之前和之 后的部分，或者还采用双容腔错180度相位同轴并联的结构以消除脉动。机器 的物理参数设计只考虑流量、最高压力、最大介质粘度三设计宗量，利用压力 自适应性简化型谱规划。

揉动式液体加压泵是揉动变容方法的一类最简单的应用，却是最重要的应用之 一。说简单是因为，采用揉动变容方式，将揉动变容机构的任何一种衍生的类型一 组装，立即就是液体加压泵，不需要另外的机构。因此，无需再重复前面已经表述 过的内容，但这类应用的重要性和效果却需要详加说明。

如前所述，水泵是现代社会第一大节能改造目标设备。那是因为：第一，其装 机容量非常巨大，例如仅中国的水泵装机容量即超过16000万千瓦，年耗电量超过 4000亿度，全世界的总量不得而知，估计在中国的6倍左右。第二，水泵的效率不 高，尤其是装备量最大的中小型水泵，其效率一般在60％以下，数量特别大的小型 水泵，其效率一般在30％～50％之间。水泵所消耗的能源，水泵所造成的温室气体 排放和其他污染，确实是名列前茅的和应该改造的。

由于水泵、包括其他各类液体加压泵很少采用容积式，它们都是非容积式的叶 轮机械，而且大多数都属于径流式的离心泵分类型。如前所述，现有技术的容积式 流体机械用作水泵效率很低，远不如旋转叶轮式。

但是，本发明将这个关系倒过来了。最适合用作液体加压泵的将是容积式，也 就是本发明的揉动变容的容积泵。基于流体力学和机械学的多方面的分析论证表 明，揉动式液体加压泵的效率能够超过90％，而且这个效率可控制，比如，要使它 达到95％甚至97％，都能做到，只不过是其他指标会下降而不经济。经济效率是 多少，一时还分析不出来。估计是在90％左右。这就提供了一种可能性，根据需要 决定效率，使运行工况令人最满意。这对于非容积式的离心泵一类是做不到的和不 能想象的，它的参数和特性是做死的，可以用节流阀或小幅变扬程来调流量，但是 一离开设计工况，效率就会下降，其效率是流量的单极值点单值函数。

因为效率，因为能源和环保，在矿山、石油、化工、能源、交通、轻纺、水利、 城乡建设及农、林、牧、渔各应用领域，用揉动泵代替离心泵，将是一种基于积极 效果的选择。或许人们一时间还理解不了或者不习惯，但只要看到经济技术指标的 对比数据，改变习惯就是必然的了。

揉动式液体加压泵的另一大类重要应用就是用作液压传动的轴功输入组件。这 种加压泵压力很高，由于揉动式液压泵相对于柱塞泵具有很大的效率和成本优势， 这种替代也是一种必然的经济行为。主要的问题不是替代，而是拓展。转动式液压 传动用得不广，是因为效率制约。当效率瓶颈突破以后，应用的普及就是自然的过 程。汽车、火车、轮船等交通机械是可能率先采用揉动式液压传动技术的领域，而 且这种采用一旦开始，其巨大的技术经济优势将会很快被认识，替代的过程将会是 快速的，行业技术面貌将发生根本性的改变。

本发明所述的揉动变容方法的用途之七：用至少一个揉动变容机构组成水力发 动机，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之前和之后的部分，或者还采用双 容腔错180度相位同轴并联的结构以消除启动死点。用一个或多个揉动变容机构组 成一路或多路输出的水泵，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之后和之前的 部分。所有揉动变容机构同轴地联动安装，所有变压容腔作用于同一揉轴，组成水 力驱动的、具有输入流量和输出压力自适应特性的水力水泵，包括揉动式水力变流 泵和揉动式水力变压泵。前者是一种利用高落差小流量水流驱动低扬程大流量水流 的水力水泵，后者是一种利用低落差大流量水流驱动高扬程小流量水流的水力水 泵，用于代替效率低的离心式水轮泵。在多路输出的机器中，截止阀门安装在各输 入流道中，输入轴功率等于以效率倒数加权的各路实际输出功率的加权和，并总是 等于输入轴功率。两大自适应性决定转速、流量和扬程分布等实际运行参数，一路 关闭或扬程降低导致转速增加和其他各路流量加大。

本发明方法的第七号用途在功能和原理上与传统的水轮泵差别很大，它是一种 具有优异特性的水力马达-水泵机组，属于揉动式流体能量交换装置，或称流体变 压器、变流器。其结构是一个排量合适的揉动式水力马达同轴组合一个揉动式水泵， 构成一体化机组，新增加的特征仅仅是同轴组装，形成同转速、同功率(考虑效率 输入略大)的能量传递，即同轴传动。其运行不等式为输入比能或扬程与设计排量 及效率的乘积大于所要求的输出比能或扬程与设计排量的乘积。揉动马达-泵组的 效率可以高达90％以上，而输入水功率也可以随机波动或变得很小，水量小时并不 影响运行，仅仅是转速与输入功率成正比地变小，输出水功率也同比例地减小而已， 这是揉动式水机不同于任何其他水机的主要特点和优势。

揉动式水力水泵利用静压势能工作，具有特别的高效率和高适应性，当驱动水 流由大水流变成涓涓细流时，只要比能不变，它仍将忠实地运行而不停车。揉动式 水力水泵由于其奇异的特性，特别适合于利用高落差山泉溪水变流提水，也特别适 合于利用低落差河坝变压提水。在枯水期，只要不断流都能按设计高程提水，这是 利用动能的传统水轮泵、筒车类设备所无法比拟的。在中国的南方地区，尤其是山 区，到处有水，又到处都易发旱情，缺的是提灌设备。动辄架设电灌电排，不是生 态文明的做法，而是工业文明的不恰当套用。由于揉动式水力水泵结构极其简单， 主要就是一个壳子和两个或三个轮子，体积很小，装设隐蔽，60％以上的国土均有 用武之地。秀美山川，有待来者，此物当可也。

本发明所述的揉动变容方法的用途之八：用两个揉动变容机构错180度相位并 联组成液压泵，其变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之前和之后的部分。用两 个揉动变容机构错180度相位并联组成液压马达，其变压容腔和等压容腔分别是揉 腔密封线之后和之前的部分。所有揉动变容机构同轴地联动安装，所有变压容腔作 用于同一揉轴，组成揉动式液压减速器或揉动式液压增速器传动装置。实际需求的 减速比或增速比一次实现，按变速比等于排量之反比的关系确定。停车控制装置可 以是液压泵的输入截门装置，截门或者还带有衰减上游水锤效应的缓冲器。在马达 的输入和输出管路之间，或者还装有手动或自动时间程序调节的旁路节流-截止 阀，构成带旁路节流离合功能的揉动式液压减速器或揉动式液压增速器传动装置。

本发明方法的第八号用途属于液压变扭器传动装置，大部分应用为减速增扭 器，少部分需求是增速器。这种装置仍不过是将揉动变容机构同轴组装的设计特征， 其结构原理无需再重复，只有消除脉动的设计值得重点说明。由于系统惯性参数和 动态响应速度的实际范围与脉动周期的差异较大，流量脉动必须消除或者低损耗地 柔性吸纳。消除指通过双路错相合流互补抵消脉动，柔性吸纳是指通过高通滤波的 旁路来实现低通滤波。具体设计是连通一个带弹性腔壁或界面的耐压缓冲容器，例 如现有技术中广泛采用的氮气囊式蓄能器，就是一种响应速度很快的缓冲器。

揉动式液压传动装置的效果和应用也需要重点说明。自从瓦特发明蒸汽机以 来，传动技术就一直伴随着动力机械的发展而发展，伴随着机械技术的进步而进步。 传动系统的功能之演进，工艺之精湛，确实令人叹为观止。但这里主要指的是机械 传动，或者是伴随许多其他功能的电力传动。在液压传动领域，除了将转动化为平 动的液压缸用得恰到好处以外，转动输出的液压系统一直发展得不好，其瓶颈就是 效率，而效率低的瓶颈就在于转动变容运动方式。

转动输出的液压传动如果效率指标经济，哪怕是比机械传动稍微低一点，其巨 大的优势就会立即显现出来。因为机械传动实在不好，减速器的一级齿轮减速最大 减速比为4，减速比大时需要多级串联。一级传动需要一对齿轮副，增加2个轴承。 设轴承的效率为98％，齿轮副效率为97％，则一级减速效率＝98％×97％＝95％， 二级齿轮减速就只有90％了。例如汽车传动链，离合器、多级齿轮的变速箱、万向 节、差速器、分动器等，估计全链效率在70％以下。这就被认为是高的和难于取代 的。尽管其形位精度要求高，设计制造安装难度大，整体成本很高，且故障率也不 算低，但一直沿用至今。转动输出的液压传动系统的简单性是人人都可以理解的， 但液压传动汽车一直未能过关，主要还是因为效率瓶颈的制约。

本发明的揉动变容方法的前述高效特性，有望解决这一瓶颈，其理论效率在80 ％以上，其成本将只有机械传动的若干分之一。而且其设计安装之简单性和灵活性 是无可比拟的，这是液压系统的固有优势。本发明用于汽车传动，除了发动机和一 个变速减速离合一体装置，底盘上将只需要装几个管卡子就成了，因为本发明的揉 动式车轮还是接通管子就行的结构，因而优势非常巨大。

汽车以外的传动应用更是不胜枚举。需要重点表述的是轮船的减速器。轮船螺 旋桨转速很低，受叶轮机械的效率和线速度制约，越大转速越低。由于该类减速器 的减速比限制，扭矩又特大，例如10000KW功率在ω＝10弧度/秒的转速下，扭矩 为1000千牛顿米，因而减速器特别笨重。在轴径达到几百毫米的情况下，很难设 计多级齿轮减速器，其笨重和效率都是难于忍受的。因此，机械减速器构成轮船推 进系统的瓶颈。受此瓶颈制约，形成了独特的低速船用柴油机标准，大型船用柴油 机的转速约为100转/分左右，不采用减速器。低速柴油机的比功率指标极低，效率 也低，很不经济。如果采用揉动式液压减速器，从6000转/分变为60转/分的减速 一次完成，就可以采用高速的发动机了，而且可以用更先进的发动机来代替。轮船 发动机-传动-推进技术的革新将是多方面的，揉动技术在其间大有用武之地。

本发明所述的揉动变容方法的用途之九：用多个揉动变容机构组成液压泵，其 变压容腔和等压容腔均分别是揉腔密封线之前和之后的部分，其各入口均可以用手 动或电动截止阀启闭控制。用多个揉动变容机构组成液压马达，其变压容腔和等压 容腔分别是揉腔密封线之后和之前的部分，其各入口均可以用手动或电动截止阀启 闭控制。入口被截止时，液压泵之等压容腔和液压马达之变压容腔均处于真空状态 而不工作。两者的工作排量比因两个二元控制矢量的实际取值的改变而改变，可能 的比值形成一个数列，按实际需求档位规划这个数列和设计两者的容腔排量之组 成。将所有揉动变容机构同轴地联动安装，所有变压容腔作用于同一揉轴，组成一 体式变速器。或者，液压泵和液压马达是分体式的，各自与原动机同轴和与被驱动 机械同轴，加上消除脉动或者柔性吸纳流量脉动的设计，组成分体式液压变速器。 在高低压管路之间，或者还装有手动或自动时间程序调节的旁路节流-截止阀，组 成带旁路节流离合的揉动式液压变速器，实际上用作集减速、变速、自动离合功能 于一体的多功能变速器。

本发明方法的第九号用途极具新颖性，虽名为变速器，实际上是一种将传动链 所有问题一体解决的多功能传动装置。在结构上，它仍不过是将揉动变容机构整体 或部分同轴组装而成的装置。这种传动装置具有另外的控制设计上的要求，要想设 计得很好，还需要跨越系统规划上的复杂性，上述的用途设计仅仅是基本的方案。 其中，液压泵和液压马达的结构和工作原理已无需再作说明，只有泵和马达均采用 多路可控同轴并联运行的特征才是构成变速器的关键。其道理很简单，依据的是排 量和流量的叠加原理。泵的多路排量的可控组合形成排量的增减，产生流量的增减， 而马达的多路排量的可控组合形成排量的增减。流量的增减和马达排量的增减的组 合形成不同的变速比组合，因为在给定的流量下，马达的转速是与排量成反比的。 最后的动态范围用最大速比和最小速比表示，两者之比等于泵排量上下界之比与马 达排量上下界之比的乘积，其间的档位分布依赖于规划和控制方案。作为一种有级 变速的装置，尽管需要的档位可能较多，例如汽车变速，通常在5个档位以上，而 构造5个以上的档位，则只需2路排量的泵和马达即有余地。

在结构上，一体式和分体式是两种不同的需求。一体式用于直接联轴变速，其 输入与动力机联轴，其输出与负载机联轴，输入输出是同轴的机械功率，通过变速 器改变转速和转矩。分体式的泵与动力机联轴，将输入机械功率变为不同流量和不 同压力的液压功率，通过管路输送到另一个不同的几何位置。分体式的马达与负载 机械同轴，接受液压功率并转化为机械功率输出。其间的一个重要问题是脉动问题。 一体式可以同步脉动，不造成危害。分体式不可能同步脉动，流量脉动所造成的响 应速度冲突会导致停机或机器损坏，因而消除或吸纳脉动的设计就成为必要。最简 单的设计是在高低压管路上均连通一个缓冲容器例如电控氮气罐来滤波，进一步的 设计可以是容腔错180度相位并联，或者两者都用。

揉动式液压变速器是集减速、变速、自动离合功能于一体的多功能变速器，机 械传动链的离合、变速、减速是不同的环节。两者在效率、成本、故障率、寿命和 安装结构方便度上的差别非常大。

揉动式液压变速器效率高，成本低，其分体式设计安装简单方便，因而特别适 合于在汽车、火车、轮船等交通工具中使用，大有利于降低这些设备的传动系统的 结构复杂度，对整机成本的影响很大，包括设计制造成本，也包括构成运行成本主 体部分的能源消耗成本，还大有利于环境保护，因而值得推广。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十：用揉动变容机构组成揉动式计量泵装 置，包括增压型和常压型两类，用于流体体积流量的直读检测、传感和积分，或者 通过稳定和检测其他参数进行函数转换来实施质量流量的直读检测、传感和积分， 所有宗参量均取稳定端的数值。其中，增压型揉动式计量泵或者是兼具计量功能的、 能承载很大轴功率的流体加压泵，或者是以计量和控制为主的流体增压泵，其增压 幅度仅在于自适应输出端的压力变化，两者的变压容腔和等压容腔均分别是揉腔密 封线之后和之前的部分。而常压输出型揉动式计量器则或者是泵，或者是马达，后 者的变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之后和之前的部分。

揉动式流体计量泵的主体部分是揉动变容机构的简单应用，其机构和原理均无 需赘述。作为计量装置，其计量信息采样和显示装置依据应用的不同可以有不同的 设计，可能包括转速显示和传感、转数计数的显示和数字化传输、量程与排量设计、 以及压力-温度-比容稳定控制或函数补偿计算等等。

揉动式计量泵包括非增压型和增压型，前者包括常压型。非增压型或者常压型 的功能仅仅是计量，其用途主要是工业过程控制中的流态显示和控制。其另一类用 途是流体的商业计量。例如，一种用于供热计量的揉动式热表，通过转数计数得到 供热流体的体积，然后按公式(热能＝转数×排量×密度×温差×比热)计算供热 量的累计值和变率(实时功率)，还需要显示和定时发送数据到收费管理点，等等。 计算、显示和通信通过单片机来执行。

计量与增压可以功能合一是揉动式计量泵的一个特别的优势，而同轴联动同步 同比的特性又是其另一特别的优势，两大优势扩大了其在许多技术领域内的应用范 围。下文将要进一步说明的计量增压泵和多路流体配流泵，前者又特别地包括计量 空压机和等温压缩计量空压机等，就是基于功能扩展链的用途设计。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十一：用至少两个揉动变容机构组成的、 流道独立的、排量比按所需求的质量流量比换算确定的揉动式计量泵组件，将所有 揉动变容机构同轴地联动安装，所有变压容腔作用于同一揉轴，组成揉动式定比配 流泵，包括增压型揉动式定比配流泵和常压型揉动式定比配流器。前者如由揉动式 压气机组件和揉动式燃料增压泵组件直接同轴联动安装的内燃机固定空燃比配流 增压泵等，其揉动变容机构的变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之后和之前的 部分。而后者的力学机制则或者与前者相同，或者包含减压马达组件而无需另外的 轴动力。包含有如常压燃烧之压力燃油计量马达组件和常压燃烧之压力燃气计量马 达组件者，组件的变压容腔和等压容腔分别是揉腔密封线之前和之后的部分，能输 出自适应的驱动力矩来驱动另外的组件。将两类揉动式定比配流装置作为新技术组 件，为实现高效和环保之目标，应用于热动力机械、热能工程、化工过程中。在包 含减压组件的揉动式定比配流器中，燃气灶定比配流器是专门为高效环保灶具设计 的关键部件。

揉动式流体计量泵、揉动式计量增压泵的同轴联动组合，产生了同步同比的控 制特征和效果，因而形成了对多种流体的流量进行实时比例控制的流体配流泵、流 体增压配流泵的技术空间。预计许多工业领域对这种类型的控制需求很旺，据以设 计了本发明方法的第十一项用途。其中，揉动式定比配流泵，包括增压型的定比配 流泵和常压型定比配流器，特别是由揉动式压气机和揉动式燃料增压泵组装的内燃 机定比配流增压泵等的功能是高度创新的，目标应用领域在于化工、能源和动力机 械。内燃机定比配流增压泵、内燃机定比配流等温压缩增压泵是为内燃机量体裁衣 地设计的新部件，旨在造出最先进的内燃机。而燃气灶定比配流器则是家用燃气灶 节能改造的必要附件。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十二：用揉动变容机构组成揉动式随机能 流利用系统，例如揉动式家用饮水蒸馏净化系统、揉动式水力积分储能发电系统、 揉动式高适应性风力发电系统等。该类系统中有一个或多个将随机能流实时地转化 为机械轴功率的组件，或者为风力叶轮，包括高适应性风力叶轮，或者为压差驱动 的揉动式液力马达。将动力组件分布式地安装于能取得随机能流的位置，每个动力 组件均与一个揉动式气泵同轴地组装为一体。该气泵或者为揉动式真空泵，或者为 揉动式空压机。前者通过管道连接真空工艺负载，例如与安装于自来水管中的揉动 式马达同轴联动的家用饮用水蒸馏净化系统的揉动式真空泵，即是就地连通于蒸馏 冷凝器以抽取净水和不凝性气体二相流的。揉动式空压机则通过管道连通于压缩空 气储存罐，该罐积分、汇集和储存压缩能，以便需要使用时集中使用，例如带动机 器，或者用于发电。使用设备是揉动式气动马达，其输入管路中或者还装有热泵换 热器，以利用随机分布的低温热能。揉动式水力积分储能发电系统和揉动式高适应 性风力发电系统的发电机是数控励磁发电机，其启停和运行励磁强度均由计算机控 制，联网发电的启停和励磁控制按空压机出力最大原则优化调度，调度软件写在数 控单片机中。将揉动式风力发电系统插入配套的外燃升温工序，组成风力-外燃火 力无水发电系统。该系统由分布式布设的风力叶轮-揉动式空压机、汇流管和储气 罐、可控逆流换热外燃增温室、揉动式气动马达或透平机和发电机组成，亦采用计 算机进行调度控制，具有很高的联合效率，发电成本很低。

揉动式随机能流利用系统是一种嵌入环境的绿色能源系统。专门采集具有时空 随机性的环境中的分布式流体能源，主要是液体压力能、水能和风能。首先通过揉 动式变压机械转化为容器中的气体压力能，经容器的积分储存，再通过揉动式气动 马达转化为机械能或者再发电。积分储存和运行的调度提供了机会，使能够嵌入成 本最低化的系统配置和系统出力最大化的实时控制。

揉动式随机能流利用系统包括两个环节——采集转化、处理利用。

采集转化具有实时性，就地值守的采集设备在能流一旦出现时立即运行，输出 机械轴功率。液体压力能、水能和风能的采集设备分别为揉动式液压马达、揉动式 水力发动机、风力叶轮或高适应性风力叶轮。与之同轴联动的空压机(或真空泵) 将获得的轴功率高效地转化为压缩能(或真空能)，经管道输出。

处理利用分为两种方式——高适应性实时利用、积分储存经济性利用。

高适应性实时利用的实例就是揉动式家用饮水蒸馏净化系统，利用自来水随机 发生的用水流动来推动揉动式液压马达，同轴驱动二相流真空泵，同时抽出净水和 不凝性气体，具有自适应性和功率及能量的数量匹配性，特别地经济。

积分储存经济性利用的实例是揉动式水力积分储能发电系统和揉动式高适应 性风力发电系统。一处或分布式多处压缩空气经管道汇入储气罐储存，在最优调度 方案控制下，通过揉动式气动马达-发电机机组发电，因而是一种具有高度经济性 的调度行为和控制行为。需要时再用和集中起来使用的策略，滤除了时间随机性和 空间分散性的不利因素，满足了人的需要。另一方面，利用调度又能为控制压力从 而使采集转化之出力实现最大化提供控制机制。这是通过软件实现的机制，而励磁 控制则仅仅是为了实现电参数的规范接口。整个系统能实现出力和成本的最优化， 较之分布式单机单发的设备，初步论证指标成倍提高。

在上述系统中，揉动式空气压缩机的输出压力就是储气罐的压力，该压力决定 采集设备负载转矩的大小，通过计算机控制的发电调度，可以实现转矩随风力而改 变，微风时也工作，大风时多出力。另外，揉动式空气压缩机及其管路具有良好的 冷却能力，能够实现低温升的多变压缩，压缩效率很高。

在揉动式水力积分储能发电系统中，能流采集转化设备是揉动式水力马达-空 气压缩机组，利用高落差小流量水力或低落差大流量水力工作，称为水力积分空压 机。其结构是一个排量合适的揉动式水力马达同轴组合一个排量合适的揉动式空气 压缩机，构成一体化机组。该机组或者还装有一个自动减荷调节装置，由转动传感 器、入口节流阀组成。当转速低或停转时，自动地逐步加大节流阻力使负载减小， 反之逆序调节，使压缩机尽可能高速运转和保持运转。其运行不等式为输入比能与 设计排量及效率的乘积大于所要求的输出比能与设计质量排量的乘积。

水力积分空压机的效率可以高达80％左右，允许输入水功率的随机波动，水量 很小时也能运行。水力积分空压机低速运行时本身是良好的冷却器，高速运行时采 用进气喷雾、揉腔喷雾等冷却法，可以实现等温或低温升压缩。其送气管道是良好 的冷却器，经其冷却后在储气罐中没有压力能损失。其集中使用端采用揉动式气动 马达。气动马达的入管中串接太阳能加热器、煤炉加热器等设备，马达按绝热等熵 方程膨胀，可以将低温热顺便转化为机械功，从而进一步提高系统的利用率和效率， 这是压缩能的利用优势。揉动式水力积分空压机利用静压势能工作，具有高效率和 高适应性的特点，特别适合于利用广布于山区的微小水力水能资源，用来收集、储 存和集中使用这种能源。可以由多台这种设备组成一个动力网，用于农产品加工、 农村照明和向电网馈送调峰电力等目的。

揉动式高适应性风力发电系统的叶轮带同轴揉动式空压机，分布式多机组网， 汇集于一个储气罐。在输出压力智能调度的条件下，空压机能够获得最大出力。如 采用叶片角度可变的高适应性叶轮，则风力适应范围大为扩大，不但出力成倍增加， 而且运转时的湍流噪声大为减小，抗狂风吹毁的能力也增强。现有技术的风力发电 效率太低，千瓦成本太高，而且湍流噪声扰民，这是荷德美等国的经验教训。

揉动式高适应性风力发电系统适合于山顶装机，山下发电，能够实现大容量装 机。据估计，大容量系统的千瓦成本约为现有技术的三分之一。

将揉动式高适应性风力发电系统插入一道类似火力发电前程之锅炉的外燃换 热工序，就能构成经济的风力-外燃火力联合发电系统。内燃机发电系统是无水系 统，但其中麻烦而昂贵的一道工序是空气压缩。通过风力获得的压缩空气工质直接 带气动马达输出其不大的比能廉价用掉未免可惜。将上述揉动式高适应性风力发电 系统插入外燃升温工序，组成风力-外燃火力无水发电系统，亦采用计算机对联合 系统进行调度控制，就能使风力火力互相借助，相得益彰。该系统的压缩空气的最 高压力在设计压缩机时做成几兆帕也不受限制，这就能高于内燃机的需求，运行时 可在限度内根据风力调度。外燃增温室不是锅炉，不用水，可以燃烧农作物秸秆或 者煤炭，采用逆流换热器，烟气温度可以降得很低，传热效率很高。加热温度依压 力而变，以根据绝热膨胀方程降压到1个大气压时出口温度等于气温为准。这时， 输入的热能全部转化成为机械功，即系统内的热循环效率可以达到100％(按换热 器传入热量计算，并忽略少量机械损耗)，而风力的效率也不降。该系统具有很高 的联合效率，发电成本很低。较之单独的火电、风电系统，该系统具有最高的经济 性和环保性，值得大力发展。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十三：用旋揉变容机构组成壳体旋转的容 积式流体机械，包括壳体旋转的旋揉变容式动力机械或部件和壳体旋转的旋揉变容 式做功机械或部件。前者如转缸式旋揉变容内燃机和转缸式旋揉变容气动马达等， 其转缸或者就是负载机械的外转子，例如切岩或锯木用轮锯等。后者如转缸式旋揉 变容压缩机、转缸式旋揉变容真空泵、转缸式旋揉变容二相流泵、转缸式旋揉变容 二相流真空泵、液压旋揉车轮等。其中液压旋揉车轮或者被用作高效和结构简单的 汽车、火车、拖拉机和工程机械的车轮。详察之，壳体旋转的旋揉变容式动力机械 的变压容腔和等压容腔分别位于揉腔密封线之后和之前。其中，转缸式旋揉变容内 燃机以旋揉变容机构为主体，配以定容吸热脉冲燃烧室及空气压缩、燃料加压、空 气和燃料正时喷射等部件组成。燃烧室置于揉轮内部，其入口位于揉轮端面，与空 气和燃料喷口在喷射时瞬间连通。其出口在隔板一侧与变压容腔入口连通。等压容 腔出口与隔板另一侧之开口连通，经揉轮内部流道穿越曲轴端部轴管与排气管连 通。转缸式旋揉变容气动马达之变压容腔入口和等压容腔出口位于隔板两侧之揉轮 柱面上，前者经揉轮内部流道和揉轮端面开口与入管在一个恰当的时间窗内连通， 后者经揉轮内部流道和曲轴之端轴轴管与出管连通。壳体旋转的旋揉变容做功机械 的变压容腔和等压容腔分别位于揉腔密封线之前和之后，前者出口和后者入口位于 隔板两侧，经揉轮内部流道和曲轴两端轴管分别与出管和入管连通。气动马达和液 压旋揉车轮还包括双容腔错180度并联的结构以消除死点和脉动。

构成本发明用途之十三的设计实际上是一个庞大的体系，几乎能组成全部的功 能转换机械和大部分的传动机械，特别是高速机械。这种设计之所以用途广，是由 于旋揉变容运动方式具有特别的优势，其揉腔旋转而揉轴静止的特点恰为许多机械 的运行方式所需，如果采用揉腔静止的揉动机构，其结构、约束和传动的代价要高， 这种设计正是这类需求的产物。在所有可以实现的机型中，尤以转缸式旋揉变容内 燃机和液压旋揉车轮的应用前景最为广阔。

旋揉变容运动方式的最大好处就是不存在动平衡问题。如前所述，由于揉动量 矩减小2个数量级，相对于偏心轮扫膛类转动变容方式，揉动机构的动平衡问题已 经有数量级上的缓解。但高速运动时，仍必须做曲轴和揉动变容机构对称的平衡设 计，以实现揉动机构的动平衡。但在旋揉运动方式中，刚性连接随动隔板的揉腔体 可以简单地做成一个动平衡体，揉轮可以做成一个动平衡体，曲轴是静止的，不需 平衡，因而全部动平衡问题都可获得简单的解决。

可以举例说明旋揉变容运动方式的另外一些好处。具有明显优势的特性还有： 转缸式旋揉变容压缩机的冷却特性好，另外的风扇类结构将成为不必要。用作热泵 压缩机的转缸式旋揉变容二相流泵的转缸可以是电机的转子，能省去传动结构，而 且整体上特别紧凑，等等。

最需要强调应用优势的是液压旋揉车轮。这种车轮的轴是静止的，与底盘的承 载连接或者转向连接都很简单。现有技术的驱动车轴的悬挂承重方式结构复杂，转 向机构组合不便。全驱动的越野车之所以昂贵，其原因就在于此。液压旋揉车轮的 装配和驱动方式使得，实现汽车的全驱动结构不过就是全部使用这种车轮的选择。 分体式的自动离合减速变速器的泵与发动机同轴和一体化，而马达就是车轮。这样， 汽车底盘上的传动装置就只剩下在车架上固定几个车轮的并联液压管路而已，其成 本几乎可予忽略。无闸无热的制动功能也可合并于液压变速装置中，底盘将只考虑 悬挂和转向，结构将大为简化。这种汽车的分动、差动特性也特别好。

液压旋揉车轮按如此结构方式用在火车上，并实现所有车轮的全驱动和全液压 无刹车热的制动，则机车将可以不用，列车可改为各带小型揉动式内燃机的车箱单 元的编组。相应地，铁路的坡度将能由目前的不到20‰提高到20％，长距离下坡 制动的烧瓦危险性也不再存在。铁路能上山下坡以后，不能修铁路的地形也能修了， 大量的桥梁和隧道将成为不必要，余下的桥梁强度也将依据单元车箱来计算而不是 依据机车来计算。倘如此，铁路的建造成本将至少减半，技术改造的狂飚或将吹来。 综上所述，仅只液压旋揉车轮的专项用途设计，将有可能能改变汽车交通和铁路交 通的面貌。这种车轮于其他车辆的应用优势也无疑是巨大的。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十四：用揉动变容机构组成揉动式二相流 热泵压缩机，并构成热泵系统，例如揉动式二相流冰箱压缩机、揉动式二相流空调 压缩机、揉动式二相流冷库压缩机、揉动式二相流热泵热水器压缩机等具体应用机 型，分别用于冰箱制冷、空调机制冷或冷热两用、冷库制冷、以及积分储热型热水 器从太阳晒板或环境换热器泵热等，并构成相应的整机。这类热泵压缩机主要是一 个揉动式二相流压缩机，还同轴联动地带一个揉动式反馈马达，后者用于代替节流 管降压，用以回收压力能使主轴减功并避免产生节流摩擦热。在系统或整机中，制 冷制热剂全程呈气液二相混合态，经历4个过程完成封闭循环：低温低压高气液比 二相流在压缩机中增温增压的绝热压缩过程、高温高压高气液比二相流在高温冷凝 器中基本等温等压放热的冷凝过程、高温高压低气液比二相流在反馈马达中降温降 压的绝热释能过程、低温低压低气液比二相流在低温蒸发器中基本等温等压的吸热 蒸发过程。蒸发器采用降高程重力流布设，或者还加设若干阶梯微液封，液封起吹 泡作用，液流跌落和吹泡能增加内部扰动和对流，并增加小曲率半径凸形蒸发面发 生几率，以形成过冷蒸气型降温蒸发机制。冷凝器采用升高程逆重力流布设，以产 生气泡浮升机制，增加内部气液扰动和对流，并增加小曲率半径凹形冷凝面发生几 率，以形成过热蒸气型升温冷凝。液体在曲折降程跌落、气体在曲折升程浮升分别 对另一物相工质起机械搅拌作用，以强化横向换热。在纵向，液体跌落和气泡浮升 均形成重力热管效应，用以消除流程温差。其中，液体作为高热导介质，互搅拌中 在二相流内部及与管壁间起横向换热的强载流子作用。搅拌和热管效应使换热温差 显著降低。另外，液体在压缩机和马达中还起润滑和密封作用，泄漏损耗几乎降为 0。压缩机或者采用转动的旋揉方式，以电机转子作揉腔体，与电机整体封闭，无 需传动部件，使结构变得紧凑。利用揉动式二相流热泵压缩机组成太阳能净水器和 净水-热水器，其节能效果特别显著。

将压缩机用于二相流，并且其工质气液比在0～100％之间可任意，这是本发明 特有的功能特性。这种特性用途很广，二相流热泵压缩机仅是其中一例。此例设计 为冰箱、空调、冷库压缩机及其热泵系统提供了全新的方案。

在现有技术中，二相流直接进压缩机是不可想象的。对于自然存在的二相流体， 例如含有低沸点组分的石油以及含油和水的天然气，在加压之前要进行严格的气液 分离。液体不能进压缩机，往复式压缩机进了液体会导致死机或水锤损坏，蜗轮式 压缩机运行时，亚毫米级的水珠都会损坏叶片。燃气轮机压气机的喷雾冷却技术要 求将雾珠控制在微米级，因而必须用200度左右的高压热水喷射，冷却水因此而带 进大量显热。可见，二相流加压在现有技术中是一道难题。

二相流压缩在本发明中不但不是难题，反而是可以灵活使用的增效手段。所述 设计中加入的增效措施，如非节流降压、流体自搅拌、沿途热管效应降温差、过冷 蒸气型降温蒸发、过热蒸气型升温冷凝、液相密封等，全都是以二相流循环为前提 的。它们的增效机制和效果分别说明如下：

1、非节流降压，是指将传统的节流管摩擦降压改成推动马达做功降压，不但 回收压力能减小轴功，还避免了抵消机器目标功能的节流摩擦热，一举两得。

2、流体自搅拌和沿途热管效应降温差，此设计效果非常显著。前者冲击导热 性差的层流，形成导热良好的紊流，能使横向温差减小到若干分之一。后者使纵向 温差减小到若干分之一甚至消除。现有技术的单边纵向温差可能达到十几度，纵向 温差是主要的工艺温差，即内温差。热泵的制冷系数与总温差成反比，非常敏感。 例如，一台低温为273K、制冷系数4.55的热泵，按卡诺公式计算，其总温差为60 度。设其外温差为20度(如空调)，则总内温差为40度。如将内温差降3/4，即 降为10度(单边各5度)，则总温差将变为30度，其制冷系数将增为9.1，同样 的外温差和同样的制冷功率，其电耗将减少50％。

3、过冷蒸气型降温蒸发和过热蒸气型升温冷凝，其效果也非常显著。过冷蒸 发和过热冷凝的设计，是基于相变物理的分子力学模型的技术，可以直观理解为低 于沸点蒸发和高于沸点冷凝。该技术的关键点在于产生凸蒸发面和凹冷凝面，并使 其曲率半径尽量小。在二相流的流态设计中，采用蒸发流程重力流向加阶梯微液封 和冷凝流程逆重力流向，就可以增大目标条件的发生概率，这种设计能够产生一种 有相变负温差传热的效果。仍按上例所举数据来估算，假设两者各产生-5度的变 温增益，合计产生-10度温差，则内温差将变为0度，机器的总温差将变为20度。 制冷系数将增至13.65，机器的功耗将减少67％。

上面的举例估算虽没考虑机械效率、容积效率等因素，但它们影响不大，所举 数据也比较符合理论和实践的范围。结论是：揉动式二相流热泵系统的变热系数具 有翻一番以上的潜力，即同样的制冷或制热功率，功耗能降50％以上。这是令人难 以置信的，但却是基于科学的发明所能够提供的。

揉动式二相流热泵压缩机另外的重要效果在于降低制造成本、延长寿命和减小 噪声。以成本为例，揉动机构尤其是旋揉机构，比现有技术之最新式的涡旋压缩机 的结构和工艺要求均要简单，因而具有制造成本上的优势。

揉动式二相流热泵压缩机及其热泵系统是一种前所未有的压缩机和系统。所涉 及实例包括揉动式二相流冰箱压缩机、揉动式二相流空调压缩机、揉动式二相流冷 库压缩机、揉动式二相流热泵热水器压缩机等应用类型。这些机械已经高度普及， 其装备数量巨大。作为本发明独具特色的用途之一，目标就在于节能和环保。其积 极效果是多方面的，最主要的效果是能将制冷系数或变热系数提高1倍左右，高目 标温度和小温差热泵提高的倍数更多。

利用揉动式二相流热泵热水器压缩机，还可以组成揉动式自驱动太阳能净水器 和净水-热水器。这是一种利用自来水的余压(约200KPa)为机械动力、利用太 阳能为热源的家用揉动式多功能装置。主要由揉动式马达-二相流泵-尾水泵组、 太阳能晒板及空气换热器组成。串接于自来水管中的揉动式水力马达在用水时运 转，功率可达100W左右，日用200Kg水积分能量约40KJ左右。与其同轴的揉动 式二相流泵专用于抽出全部蒸馏水和不凝性气体以维持负压，同轴之另一节微流量 泵同时抽出尾水汇合于热水出口，日抽5Kg左右，以维持低水平离子浓度，总能量 足以开销。一个恒液位阀用于补充自来水以维持恒液位蒸发，太阳能加热管靠自然 对流对蒸馏装置供50度左右的热水，蒸汽在换热器之壳程或管程中向下逆流冷凝 为蒸馏水，不凝性气体聚集在蒸馏水表面附近，有利于排除。连通水动马达下游之 管道自动补充冷凝水，其出口扩张并经挡板减速分散通到换热器之管程或壳程之下 部，顶部引出热水龙头。在北纬45度，2平方米太阳能板日均受热约44000KJ，依 此数据为例，本装置日生产蒸馏水约20Kg，可供一家饮用，而45度热水之产能， 则在300Kg以上，可供一家全部使用热水。此装置生产和购置成本并不高，运行中 全部由环境中被废弃不用之分布式能源驱动，总拥有成本较低。饮用蒸馏水和全部 使用热水可以提高人的生活质量和健康水平，特别适合于水质不好的地区使用，大 面积推广可以降低对公共水源的质量要求，利国利民。

前述的风力-压气-发电系统、水力-压气-发电系统中增加热泵加热工序， 是指利用揉动式二相流热泵系统从环境中泵入低温热(例如高温350K，变热系数 10)，加热过程为等压吸热过程，导致增温增容增焓，其热效率增幅可达7％。这 里，热泵采掘搬运低温热是一个过程，揉动式气动马达将低温热高效地(可达90 ％)转化为机械功是另一个过程。两个过程的实时连接获得了高出几倍的机械功或 高品质能的收益。从效果来看，好比雇用了“热力麦克斯韦妖精”做功，似乎不可 思议。事实上，热泵系统依靠外力搬运低温热，这符合热力学第二定律，而将低温 热转化为功是热力学第一定律隐含的奇迹。选择增焓载体及其热力过程并控制搭车 的幅度是创造奇迹的关键，可选的载体是，即将用于膨胀或燃烧的低温压缩空气、 即将燃烧的低温燃料、即将加热的低温水等。也就是说，用热泵技术获得功或高品 质能的收益，是有条件的和有幅度限制的。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十五：用揉动变容机构组成揉动式优化空 燃比内燃机配流增压泵，包括用于本发明所述的揉动式内燃发动机的揉动式优化空 燃比配流增压泵、用于改造现有技术的往复式内燃机揉动式优化空燃比配流增压 泵、燃气轮机揉动式优化空燃比配流压气机。后二者应用需分别将主机改成外压缩 二冲程式和撤去蜗轮式压气机。配流增压泵或配流压气机均由空气计量增压泵和燃 料包括燃油或燃气的计量增压泵同轴组装而成，装在发动机主轴上，或者为动态调 节特性更好的分体式，另由可变速的揉动式液压马达或电机驱动。其中的空气计量 增压泵和燃料计量增压泵的质量流量是按照优化空燃比配流的，通过换算为某种稳 定压力下的入口容积流量之比来实现。例如空气的入口压力为大气压或者考虑其海 拔变化通过稳压措施稳定为某一固定压力，燃气也如此控制。考虑大气湿度时还可 设置另外的自控装置来调节空气富余系数以稳定氧气质量流量。空压机组件为二相 流压缩工况，在其进气流道和揉腔中喷射足量冷水成雾，成弥漫状散布，输出合为 水气二相流。水在压缩中起空间冷却、腔壁冷却、承载热流、动密封、润滑5项作 用，是实现高效等温压缩的关键因素。空气在揉动变容加压中一次达到目标压力， 目标压力是取用容积流量和转速的二元函数，视需而定。输出二相流进入分离缓冲 与调节器，分离出的空气干度增加，用作发动机的优质高压气源。分离出的冷却水 进入一同轴安装的揉动式反馈马达回收压力能，冷却水流量由分离缓冲与调节器之 恒液位浮阀自适应调节。

揉动式优化空燃比内燃机配流增压泵是本发明极具特色的用途之一，在内燃机 领域属于高度创新的技术。其创新功能是：1、计量配流，严格实现空燃比的优化 控制；2、等温压缩，将压缩比功降低到极限；3、冷却水分离并回收压力能，消除 排气潜热损失。

第1项，计量配流，使空燃比控制精确化和简单化。现有技术只作粗略调节， 而且主要依赖于人的操作。车辆电脑的PCM模块也只配有节气门开度、进气歧管 压力和速度传感以及变速控制等简单的检测和控制功能，没有空燃比闭环控制；燃 气轮机电脑系统配有流态检测和调节功能，控制误差很大。在人工或自动控制的系 统中，没有计量和定比配流的基础部件。传统热机在变海拔、变气候、变运行工况 例如加减速过程中，可能造成燃空比失调，产生出力不足和污染的问题。一些工程 机械的所谓“高原病”、“高原反应”即因此而产生。本发明之此一设计，对解决热 机的出力、效率和污染问题均具有关键性的作用。按基于化学反应的优化空燃比实 时定比计量配流，是空燃比控制的极限性能方案。

第2项，等温压缩，这是提高出力和提高效率的重要措施。绝热压缩比功在所 有压缩方式中最大，较等温压缩高1倍或更多。其代价是，在往复式内燃机中，压 缩占去了一半的机器时空资源，导致机械损耗加倍，在柴油机中还是限制压缩比而 影响热效率的关键制约。对比绝热压缩的柴油机蜗轮增压技术，本发明更简单实用， 压缩比更高，二冲程改造还能使比功率再加倍，比损耗减半，更主要的是压缩比功 小。在等压吸热之燃气轮机中，由于绝热压缩，压缩比低于10的压缩功即耗去了 膨胀功的三分之二以上，虽然此功进了热力循环，但却是一种类似于电力系统中的 无功盘踞，造成了严重的循环损耗，并加大了机器的尺寸和强度成本。

为了减小压缩功，近年来热门发展的TOPHat(湿空气燃气轮机)循环以喷水 降温为解决之道。荷兰一家公司以其精湛设计开发的旋流闪蒸技术，将雾滴直径由 24微米减小到2.2微米，比功率增加，效率提高2个百分点。但TOPHat的冷却水 直接进入热力循环，造成排气潜热损失，顾此而失彼。日本开发的中间冷却技 术不增加潜热损失，但冷却效果有限，且体积庞大而成本较高。

本发明的设计可实现等温压缩，其压缩比功减少率，对于压比为10的汽油机 为39％，对于压比为18～80的柴油机为47％～63％。如此大的节功幅度并不奇怪， 因为等温压缩是减小压缩比功的极限性能方案。

第3项，冷却水分离并回收压力能，其重要性首先在于冷却水分离。如上所述， 冷却水进入热力循环会造成大的潜热损失，水的低温汽化热为2250KJ/Kg左右，具 体的燃气比能损失量与冷却水的百分含量成正比，空气中本来就有1～4％的含水 率，燃料燃烧还大量产水，造成潜热损失超过10％，再增加冷却水，会导致热效率 的进一步降低。在现有技术中，冷却水均无法分离。本发明的设计能实现冷却水的 全部分离，不但不造成新的潜热损失，还能提高空气干度，降低大气湿度造成 的固有损耗。本发明设计实现等温压缩需要较大流量的冷却水，其加压能也可观， 因而回收冷却水的压力能也是一大贡献。由于环节高效并回收压力能，实现等温压 缩的水循环损失对效率的影响不超过0.2％。可见，在等温压缩的同时分离冷却水 并回收压力能是减小潜热损失、提高效率的极限性能方案。

揉动式优化空燃比内燃机配流增压泵及其实现等温压缩的机型，其三项功能均 具有开先河的创新度，并且都是极限性能方案。所谓极限性能，是指性能(效率) 上不可能超过的方案。如果没有成本或其他问题制约，那就是最好的方案。只要将 本发明与当今的热门技术比较就能发现，它的设计是很简单的，它是使所有问 题都简单地获得解决的方案。因此，本发明的方案是经济可行的，是内燃机燃 料和进气配流和加压系统的最佳解决方案。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十六：用揉动变容机构组成揉动式燃气 灶定比配流器，该配流器按照优化空燃比定比配流，控制燃气和空气定比进入封 闭燃烧和传热的燃气灶，使燃气充分燃烧而不产生污染，同时使烟气流量和与之 成正比的烟气热损失最小化。该配流器由燃气计量泵组件和空气计量泵组件同轴组 合而成，两者都采用双容腔错相位同轴并联的结构以消除启动死点和脉动。配流器 安装于调节阀之后，由减压燃气驱动，燃气组件因而是气动马达方式运行。其转速 很低，因而损耗很小，两种气体共4个入出口的压力实际上几乎相等，均等于大气 压。配流器之燃气揉腔与空气揉腔的排量比等于质量流量比乘以比容比所得的容积 流量比，空气的质量流量配比依据燃气组分的燃烧反应所需氧气的配比来换算。该 配流器或者还带有一个低阻节流阀，用于向下微调空气入口压力来改变空气富余系 数。空气富余系数依据燃气组分及气压和湿度的波动幅度计算确定，按其上限设计 于排量比之中，或者还按力矩平衡方程和波-马定律或状态方程计入两者的增减压 因素。

揉动式燃气灶定比配流器是本发明方法之计量泵应用中的定比配流装置应用 中的常压燃烧定比配流泵的一种实例。现有技术的燃气灶效率低，人们很容易测出 它的效率，其数值比内燃机的效率还低。造成低效的原因主要是两个，第一大原因 就是配流比问题。在自然对流的燃气灶中，对流所造成的空气过量较实际所需高出 了好几倍。如果按平均温升来考察，温升是与烟气流量成反比的，而烟气带走的热 量所造成的损失是与流量成正比的。这种损失实际上造成了约一半的能量损失，导 致效率降低。其他还有热辐射损失、热传导损失等。这些损失的总和远超过有效利 用的比例。

本发明的设计通过控制空气流量，即可避免上述对流损失，大幅度提高效率。 由于燃气灶已经普及到亿万家庭，提高燃气灶的效率就是一件关系到能源消费和温 室气体排放总量的大事。本发明旨在为此作出大的贡献。

本发明所述的揉动变容方法的用途之十七：依据揉动变容方法及其通用流体机 械的定义和设计，采用揉动变容机构组成揉动式通用流体机械，为一类经通用性设 计的万用型流体机械，具有多功能性、介质物相通用性、压力和功率的无下界连续 适应性，并标铭有通用性参数。通用性参数至少包括耐压、轴强、速限、排量4个 基本参数，或者还包括可选功能和非基本参数数据。这类机械能在通用性参数限内 运行，并具有满意的效率。

当且仅当采用通用性参数，揉动式流体机械即成为通用流体机械。采用包括三 个环节：通用性规划——对通用性基本参数空间进行科学的和经济的分割、据以确 定通用性型系规范的任务，通用性型系规范是通用性型号规格及其对应的通用性参 数的谱系，包括必要的标准；通用性设计——从通用性型系规范中选择通用性型号 规格及其基本参数、并据以设计产品和授予通用性铭牌的任务；通用性应用——配 置和使用通用性产品以满足需求总和的过程，应依据通用性基本参数验算安全条件 和确定实际运行参数，或者直接从通用性参数中因时选取实际工作点，经济性原则 贯彻于始终。

如前文所述，揉动式流体机械已具有通用性的全部内涵——功能的可逆性、压 力和功率的无下界连续适应性、介质物相通用性。但是，通用性在理论上的复杂性 和实践中的危险性不允许将内涵属性直接赋予产品。因为，未经定义不成科学，潜 在的通用性难于理解；未经系统规划和具体设计，通用性边界未知，使用中不能保 证安全。难于理解和不保安全的属性，是不能赋予产品的。

实施本发明的通用性定义及设计，通用流体机械的概念就是确定的和可理解的 了，产品的通用性属性也同时是确定的、可检验的、可传播的和可使用的了，产品 就成了通用流体机械。它是揉动式流体机械通用性内涵的外延，其充分必要特征只 包含两项：采用揉动变容方式、经通用性设计。前者是赋予产品通用性内涵的充分 条件，后者是赋予产品通用性属性的必要条件。

设计制造和使用通用流体机械并没有特别的难度。所有的难度都集中在通用性 规划上。规划本质上是数学问题，并且是较难的数学问题。通用流体机械的通用性 规划需要集中领域内高水平的专家，携带尽可能多的技术经济信息，使用完备的数 学模型和先进的计算技术才能完成。这是本发明对该种规划的理解。应该说，通用 流体机械的规划比现有技术的规划简单得多，工作量要小数量级。

通用流体机械的通用性设计是简单的。除了共有的和揉动技术特有的设计内容 以外，增加的内容仅仅是通用性概念的套用，以及按通用性规范选择型号规格及其 4个基本数据，然后据以设计产品。通用性应用更简单，按定义做即可，其难度和 工作量比现有技术的应用设计、配套、安装和运行管理降低数量级。

经通用性设计，揉动式流体机械获得了一种新的属性——基于规范的通用性， 因而成为通用流体机械。通用性产品的特征只有一个——带有通用性铭牌，铭牌标 示了具有通用性和如何使用通用性的信息。这些信息是通用性设计时选择的型号规 格及其通用性参数。除此之外，通用性产品没有其他外在特征。

用户使用时，只需确认运行参数是否超出铭牌标示的通用性参数范围。如果只 有基本通用性参数，则只需由排量和所选流量求转速，再由转速和介质参数及需求 压力求轴扭矩，然后比较压力、扭矩、转速是否超限。

流体机械的通用性是本技术领域的系统性优化工程，能大大简化产品型谱。从 耐压、轴强、速限、排量的基本指标体系的数理本质来看，它表面上是4维的，本 质上却是3维的。其中耐压、排量是独立参数，可以直接构造序列，序列应覆盖实 际需求的多数量级范围，以满足其动态范围的完备性。速限是独立变量流量的函数， 具有关联的独立性，应依据流量和排量的分布来规划序列。轴强的覆盖范围决定于 压力、流量、所有可能介质的密度和粘度等物理参数的分布范围。规划的标准应该 覆盖独立的或非独立参数的动态范围，才构成标准的完备性。规划的经济性则决定 于每一种参数划分多少档次，以及档次的间隔如何确定。

通用性源于和表征为型系参数的覆盖。由于转速是在0～速限之内被选的，因 而在转速维中，转速高的规格总是全部覆盖转速低的，也因而在流量维中，排量大 的规格总是全部覆盖排量小的。由于压力是在0～耐压之内被选的，因而在压力维 中，耐压高的规格总是全部覆盖耐压低的。扭矩则是在最低轴强规格～最高轴强规 格之内被选的，因而在轴强维中，强度高的规格总是全部覆盖强度低的。又由于流 量、压力、介质密度、介质粘度是决定于需求的具有随机性的宗量，而转速是流量 的一元函数，扭矩是流量、压力、密度、粘度的多元函数，这就形成关联约束，使 得上述的某些覆盖被遮蔽而不能使用。所有没有被遮蔽的覆盖即构成某一具体型号 规格的通用性范畴。研究表明，本发明设计的通用性范畴很大。

通用性是完备的适应性，属于系统级的创造。通用性规范是制造厂商降低成本 的系统性资源，也是为用户带来使用概率增大和购置费用减少之利益的系统性资 源。设备利用率和使用价值的增加，是一种放大用户和社会利益的设计。

揉动式通用流体机械打通了许多界限和沟壑，可概括为：容积式、非容积式， 全部功能都在揉动式中高效实现；泵方式、马达方式，同一结构的揉动方式功能可 逆；压力梯级、功率梯级，揉动式中没有梯级，全都自适应；介质密度、介质组分， 揉动式中不必再分；液体、气体、二相流体，揉动式中都为一体，再无沟壑。显然， 揉动式通用流体机械展示了一幅空前实用的技术图景。

通用流通机械应用举例：一台揉动式通用流体机械，铭牌标示：耐压1MPa， 轴强2.54千牛米，速限2900转/分，排量1升。实配2900转/分电机，则体积流量 为48.3升/秒。经解不等式组可确定，该机在0～102米扬程之内泵水，或在0～1MPa 压力之内作等温压缩空压机使用，均能安全运行并有高效率(设计值90％)，其输 出压力和功率在上述限度内随需而定。(电机功率效率计算在外)

揉动式通用流体机械是多功能型和万用型(无下界连续适应型)流体机械。比 之传统流体机械一机一功能、一机一用的限制，其多能、万用的特性，是一种返还 用户自由权利的人性化设计，是一种将资源和劳动价值最大化的设计，是一种对环 境的损耗最小化的设计，因而是一种可持续发展的设计。