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流体 能量转换装置

阅读：925发布：2020-05-11

专利汇可以提供流体能量转换装置专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且一种摆线齿轮泵或发动机，使用具有外和/或内转子的同轴毂和相联的滚动元件轴承组件，所述滚动元件轴承组件使用预加载轴承精确地设定与其相联的转子的旋转轴线和/或轴向位置。这允许在转子表面和外壳或另一个转子表面之间的固定间隙被设定在最小化工作流体剪切力和/或旁路泄漏并且消除齿轮齿磨损的距离，因此保持有效的腔室间密封。该装置在处理膨胀/收缩流体发动机/ 压缩机中的气态和二相流体是有用的并且可以包含用于与兰金循环一起使用的一体化冷凝泵的输出轴。从外壳孔到低压输入或输出口的排出口调节外壳中的累积流体压力，由此通过控制旁路泄漏优化装置的效率。，下面是流体能量转换装置专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种旋转式分腔室流体能量转换装置，其包括：
(a)外壳，所述外壳包括：
(1)中心部分，所述中心部分具有形成于其中的中心部分孔；和
(2)端板，所述端板具有入口通道和出口通道；
(b)外转子，其能在所述中心部分孔中旋转，所述外转子包括：
(1)形成于径向部分中的阴齿轮齿廓；
(2)覆盖所述阴齿轮齿廓的第一端部；
(3)环绕所述阴齿轮齿廓的第二端部；和
(4)外转子毂，所述外转子毂从所述第一端部延伸并且利用第一轴承组件安装在所述外壳中，所述第一轴承组件包括滚动元件轴承；以及
(c)内转子，所述内转子具有与所述外转子可操作地接合的阳齿轮齿廓并且具有形成于所述内转子中的内转子孔，所述内转子利用第二轴承组件安装在所述外壳中，所述第二轴承组件包括通过所述流体能量转换装置内的螺栓或其它附连方式而彼此以预加载配置安装在所述内转子孔内的第一滚动元件轴承和第二滚动元件轴承，其中所述第一轴承组件和所述第二轴承组件：
1)设定以下的至少一个：
a)所述内转子的旋转轴线；
b)所述外转子的旋转轴线；
c)所述内转子的轴向位置；和
d)所述外转子的轴向位置；以及
2)保持所述内转子和所述外转子中的至少一个与以下的至少一个表面之间的固定间隙：
a)所述外壳；和
b)另一个转子。
2.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述固定间隙是大于在所述流体能量转换装置中使用的工作流体的流体边界层的距离。
3.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述固定间隙是依据旁路泄漏和工作流体剪切力而定的大致最佳距离。
4.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述流体能量转换装置适合于用作原动机。
5.根据权利要求4所述的流体能量转换装置，其中，加压工作流体用于所述流体能量转换装置中以提供原动力。
6.根据权利要求5所述的流体能量转换装置，其中，所述端板的所述入口通道和所述出口通道被构造成用于所述流体能量转换装置中的加压工作流体的最佳膨胀。
7.根据权利要求5所述的流体能量转换装置，其中，所述加压工作流体为气态和液态。
8.根据权利要求5所述的流体能量转换装置，其中，所述加压工作流体为气态。
9.根据权利要求4所述的流体能量转换装置，还包括从所述流体能量转换装置的输出轴驱动的一体化冷凝泵。
10.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述流体能量转换装置被密闭地密封。
11.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述流体能量转换装置与一外部旋转轴磁耦合。
12.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，还包括用于从外壳内凹室排出工作流体的管道。
13.根据权利要求12所述的流体能量转换装置，其中，所述工作流体被排出到所述出口通道。
14.根据权利要求12所述的流体能量转换装置，其中，所述管道还包括压力调节阀。
15.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述流体能量转换装置适合于用作压缩机。
16.根据权利要求15所述的流体能量转换装置，其中，所述端板的所述入口通道和所述出口通道被构造成用于工作流体的最佳压缩。
17.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述第二轴承组件安装在所述外壳的毂上。
18.根据权利要求17所述的流体能量转换装置，其中，所述外壳的所述毂与所述端板一体形成。
19.根据权利要求18所述的流体能量转换装置，还包括端帽，所述端帽附连到所述外壳的所述毂以对所述第二轴承组件预加载。
20.根据权利要求17所述的流体能量转换装置，其中，所述外壳的所述毂附连到所述端板。
21.根据权利要求20所述的流体能量转换装置，其中，所述外壳的所述毂包括端部法兰以对所述第二轴承组件预加载。
22.根据权利要求1所述的流体能量转换装置，其中，所述第一轴承组件还包括以预加载配置安装的第二滚动元件轴承。

说明书全文

流体 能量转换装置

[0001] 相关申请的交叉引用

[0002] 本申请的主题涉及美国专利第6,174,151号，上述专利的全部公开内容通过引用完整地被合并于本文中。本申请要求于2010年5月5日提交的、序列号为61/331,572的美国临时专利申请的优先权和权益，上述申请的公开内容通过引用完整地被合并于本文中。

技术领域

[0003] 本发明涉及根据相互啮合摆线齿轮流体驱替的原理操作的能量转换装置并且更特别地涉及这种系统中的摩擦力的减小。

背景技术

[0004] 摆线齿轮、流体驱替泵和发动机在本领域中是公知的。一般而言，叶状、偏心安装、内阳转子与形成于具有圆柱形孔和两个端板的外壳中的紧配合腔室中的配合叶状阴外转子相互作用。偏心安装的内转子齿轮具有设定数量的叶或齿并且与具有比内转子多一个附加叶或齿的周围外叶状转子（即，环形齿轮）协作。外转子齿轮包含在紧配合圆柱形封罩内。

[0005] 内转子典型地固定到驱动轴，并且当它在驱动轴上旋转时，它相对于外转子的每个回转前进一个齿隙。外转子可旋转地保持在外壳中，相对于内转子偏心，并且在一侧与内转子啮合。当内转子和外转子从它们的啮合点转动时，内转子和外转子的齿之间的空间通过内转子的旋转的第一个一百八十度在尺寸上逐渐增加，从而产生膨胀空间。在内转子的回转的后半部分期间，当齿啮合时内转子和外转子之间的空间在尺寸上减小。

[0006] 当该装置用作泵时，待泵送的流体由于其膨胀导致的在膨胀空间中产生的真空而从入口抽吸到膨胀空间中。在到达最大体积点之后，内转子和外转子之间的空间开始在体积上减小。在由于体积减小获得足够的压力之后，减小的空间通向出口并且流体从装置被排出。入口和出口由外壳以及内转子和外转子彼此隔离。

[0007] 这种装置的一个显著问题是效率损失和由于该配置的各移动部件之间的摩擦引起的部件磨损。当装置用作发动机或电动机而不是泵时这样的效率损失尤其严重。

[0008] 为了消除摩擦损失，诸如Lusztig（美国专利第3,910,732号）、Kilmer（美国专利第3,905,727号）和Specht（美国专利第4,492,539号）的不同发明人已使用滚动元件轴承。然而，这种轴承主要用于控制驱动轴和装置外壳之间而不是装置自身的内部机构的摩擦损失。

[0009] Minto等人（美国专利第3,750,393号）通过将导致腔室膨胀和内转子轴的相关旋转的高压蒸气提供给腔室而使用该装置作为发动机（原动机）。当到达腔室的最大膨胀时，排气口带走膨胀蒸气。Minto认识到由于外转子元件的内面和外面之间的压力差引起的旋转外齿轮的径向外表面和紧配合圆柱形封罩之间的粘合是个问题。为了消除不平衡径向液压力对外转子的影响，Minto提出了在端部之一中使用径向通道，所述径向通道从入口和出口径向向外延伸到圆柱形封罩的内圆柱形表面。这些径向通道然后与形成于圆柱形封罩的内表面中的纵向凹槽连通。

[0010] 当该装置用作泵时，为了通过摩擦和磨损减小而改善效率，Dominique等人（美国专利第4,747,744号）对该装置进行了减小或最小化摩擦力的改进。然而，Dominique也认识到该类型装置的问题之一是装置的入口和出口之间的旁路泄漏。也就是说，工作流体从输入口直接流动到输出口而不进入装置的膨胀和收缩腔室。为了减小旁路泄漏，Dominique使用包括弹簧、加压流体、磁场或球形突起的多个机构来迫使装置的内转子和外转子与包含入口和出口的端板紧密接触。不幸的是，这会导致转子与端板接触以及伴随的高摩擦损失和效率损失。尽管当该装置用作泵时这种损失不是主要设计因素，但是当使用该装置作为发动机和电动机时它是关注的重点。在这里，这种摩擦损失会对发动机的效率很有害。

[0011] 除了摩擦损失以外，装置的基本设计导致齿轮齿廓的磨损，尤其在齿轮叶冠处，导致腔室间密封能力的降低。为了良好的腔室间密封，典型的齿轮齿廓间隙大约为0.002英寸（0.05mm）。为了提供外转子的径向外表面和密封外壳的径向内表面之间的流体动力轴颈轴承，需要大约0.005-0.008英寸（0.13-0.20mm）的相应间隙。在运行期间，外转子轴线的小偏心导致内和外转子的叶冠在它们彼此经过时接触，导致齿轮叶冠的磨损和腔室间密封能力的降低。

[0012] 因此本发明的一个目的是提供一种高机械效率的摆线齿轮装置。

[0013] 本发明的另一个目的是提供一种具有最小摩擦损失的摆线齿轮装置。

[0014] 本发明的一个目的是提供一种具有最小机械摩擦损失的摆线齿轮装置。

[0015] 本发明的再一个目的是提供一种具有最小流体摩擦损失的摆线齿轮装置。

[0016] 本发明的还一个目的是提供一种机械简单的能量转换装置。

[0017] 本发明的一个目的是提供精确地设定装置的移动表面之间的间隙。

[0018] 本发明的目的是提供一种低成本的能量转换装置。

[0019] 本发明的目的是提供一种在密闭密封式单元中的直接耦合交流发电机/电动机装置。

[0020] 本发明的另一个目的是提供一种避免其部件退化的装置。

[0021] 本发明的再一个目的是提供一种具有用于冷凝流体循环（例如兰金循环）的一体化冷凝泵的装置。

[0022] 本发明的目的是提供一种用于处理在膨胀或收缩时冷凝的流体的装置。

[0023] 本发明的目的是提供一种消除了转子齿轮齿廓磨损的装置。

[0024] 本发明的另一个目的是提供一种保持高腔室间密封能力。

发明内容

[0025] 为了实现这些目的，本发明涉及一种被称为摆线齿轮泵和发动机类型的旋转式、分腔室、流体能量转换装置，转子泵是其中的一种。该装置包含在具有圆柱形部分的外壳中，在所述圆柱形部分中形成有大的孔。圆形端板附连到圆柱形部分并且具有流体入口通道和流体出口通道。外转子在圆柱形外壳部分的大孔内旋转。外转子具有形成于其中的孔，使具有径向外缘的的径向部分面对外壳缸体中的孔的径向内表面。阴齿轮齿廓形成于外转子的内凹室中。端部覆盖外转子的孔和阴齿轮齿廓。与覆盖端部相对的第二端面环绕阴齿轮齿廓。内转子包含在外转子的内凹室中并且具有与外转子的阴齿轮齿廓操作接合的阳齿轮齿廓。内转子的阳齿轮齿廓具有比外齿轮齿廓少一个的齿和相对于外转子齿轮齿廓的轴线偏心的轴线。

[0026] 本发明具有从覆盖外转子的端部或从内转子的面垂直延伸的同轴毂。毂部分可以形成为内转子或外转子的整体部分或形成为典型地与内转子或外转子压配合接合的独立轴。在优选实施例的一个中，同轴毂从外转子的端板和内转子的面延伸。任一转子上的毂具有利用滚动元件轴承组件安装在外壳中的轴部分。滚动元件轴承组件具有至少一个滚动元件轴承，该组件用于设定与其相联的转子的旋转轴线或轴向位置。优选地，转子的旋转轴线和轴向位置都利用轴承组件设定。各种类型的滚动元件轴承可以用于轴承组件，包括推力轴承、径向载荷球轴承和锥形滚动元件轴承。优选地，一对预加载的滚动元件轴承（例如角面接触或深槽球轴承）用于设定相联转子的旋转轴线和轴向位置。

[0027] 利用轴承组件精确地设定特定转子的旋转轴线或轴向位置的特征具有的优点是保持相联转子与外壳或另一个转子的至少一个表面的固定间隙。依据它的定位，转子表面和外壳表面或另一个转子表面之间的固定间隙被设定成1）大于在装置中使用的工作流体的边界层以便最小化工作流体剪切力的距离或2）设定成对于以下最佳的距离：a）最小化i）由阴和阳齿轮齿廓的接合形成的腔室之间、ii）这些腔室与入口和出口通道之间和iii）入口和出口通道之间的的旁路泄漏，以及b）最小化工作流体剪切力。在一个优选实施例中，两个转子具有毂，所述毂利用轴承组件安装在外壳中以便控制每个转子和其相对外壳表面之间或者两个相对转子表面的接口表面之间的所有接口表面。这具有的优点是保持装置中的摩擦损失最小并且允许装置用作很高效的膨胀式发动机或流体压缩机。

[0028] 在具有滚动元件轴承组件来固定外转子的轴向位置或旋转轴线或两者的配置中，内转子具有允许围绕毂旋转的带孔中心部分，所述毂从端板延伸。利用轴承组件固定外转子的旋转轴线具有的优点是不需要在腔室之间提供压力平衡凹槽来阻止导致外转子的径向外表面与圆柱形外壳的接触和伴随的摩擦损失甚至转子和外壳卡住的不平衡径向液压力。该实施例的另一个特征在于使用定位在端板毂和内转子的中心孔部分的内表面之间的滚动元件轴承，其具有的优点是显著减小来自围绕端板毂的内转子的旋转的摩擦损失。该配置的特征也在于使用轴承组件（例如诸如滚针推力轴承的推力轴承）保持端板的内面和内转子的端面之间的最小固定间隙。这具有的另一个优点是消除内转子端面和端板之间的接触并且设定保持在两个表面之间的最小固定间隙。在操作压力下，液压力将内转子推动到最小固定间隙位置，由此也保持内转子的相对面和外转子的闭合端部的内面之间的固定间隙。

[0029] 本发明在长期使用期间保持出色的腔室间密封能力。在现有技术的装置中，由于需要使用内和外转子齿轮齿廓之间的小齿轮齿廓间隙（例如0.002英寸）以便保持腔室间密封能力，同时外转子和外壳之间的所需间隙需要大若干倍（例如0.005-0.008英寸）以便形成流体动力轴颈轴承，因此产生齿轮叶冠磨损。在运行期间，外转子轴线的小偏心引起内和外转子的叶冠的接触，从而导致叶磨损和腔室间密封能力的降低。当使用预加载时使用滚动元件轴承来设定和保持两个转子的轴线在一英寸的几个万分之一内甚至更小的特征具有的优点是消除叶冠上的剪切并且在装置的寿命期间保持出色的腔室间密封能力。

[0030] 本发明在处理膨胀式发动机和收缩式流体装置（压缩机）中的二相流体中有用。当用作发动机时，该装置具有输出轴，该输出轴具有的优点是适应一体化冷凝泵，进一步的优点是消除泵轴密封件和伴随的密封流体损失并且在兰金循环中匹配泵和发动机容量，其中通过发动机和冷凝泵的流体质量流率是相同的。

[0031] 本发明的特征也在于从外壳孔至下压力输入或输出口的排出管道，其具有的优点是控制外壳内凹室中的累积流体压力，由此减小流体剪切力并且也减轻外壳结构上的应变，尤其当用作具有磁驱动耦合的密闭密封单元时。本发明的特征也在于控制外壳孔中的工作流体压力的压力调节阀，例如节流阀（自动或手动）。通过控制并且保持外壳孔中的正压力，在外转子和端板之间的接口处的旁路泄漏和伴随大流体剪切力能量损失和外壳结构应变的过压累积显著地减小。

[0032] 在一个方面中，本发明涉及一种旋转式分腔室流体能量转换装置。该装置包括外壳，所述外壳包括具有孔的中心部分和具有入口通道和出口通道的端板。该装置也包括可以在中心部分的孔中旋转的外转子。外转子包括形成于径向部分中的阴齿轮齿廓，覆盖阴齿轮齿廓的第一端部，环绕阴齿轮齿廓的第二端部，和毂，所述毂从第一端部延伸并且利用包括滚动元件轴承的第一轴承组件安装在外壳中。该装置还包括内转子，所述内转子具有与外转子可操作接合的阳齿轮齿廓。内转子也具有孔并且利用第二轴承组件安装在外壳中，所述第二轴承组件包括彼此以预加载配置安装的第一滚动元件轴承和第二滚动元件轴承。第一轴承组件和第二轴承组件设定内转子的旋转轴线、外转子的旋转轴线、内转子的轴向位置和外转子的轴向位置中的至少一个。第一轴承组件和第二轴承组件也保持内转子和外转子中的至少一个与外壳和另一个转子的至少一个表面的固定间隙。

[0033] 在前述方面的实施例中，流体能量转换装置适合于用作原动机。在另一个实施例中，固定间隙可以是大于在装置中使用的工作流体的流体边界层的距离。固定间隙也可以是依据旁路泄漏和工作流体剪切力的大致最佳距离。

[0034] 在又一个实施例中，加压工作流体可以用于流体能量转换装置中以提供原动力。在另外的实施例中，端板的入口通道和出口通道可以被构造成用于旋转式分腔室流体能量转换装置中的加压流体的最佳膨胀。加压流体可以为气态和液态或仅仅为气态。在一个实施例中，流体能量转换装置包括从装置的输出轴驱动的一体化冷凝泵。

[0035] 在各种其它实施例中，流体能量转换装置可以与外部旋转轴密闭密封或磁耦合。在另一个实施例中，流体能量转换装置包括用于从外壳内凹室排出工作流体的管道。在另外的实施例中，工作流体可以排出到出口通道并且管道可以包括压力调节阀。在另外的其它实施例中，流体能量转换装置可以适合于用作压缩机。在另一个实施例中，端板的入口通道和出口通道可以被构造成用于流体的最佳压缩。

[0036] 在其它实施例中，第二轴承组件可以安装在外壳的毂上。在另外的实施例中，外壳毂可以与端板一体化。端帽可以附连到外壳毂以对第二轴承组件预加载。在其它实施例中，外壳毂可以附连到端板并且可以包括端部法兰以对第二轴承组件预加载。在另一个实施例中，第一轴承组件还包括以预加载配置安装的第二滚动元件轴承。

[0037] 本发明的前述和其它目的、特征和优点将从以下公开变得明显，其中详细地描述了并且在附图中示出了本发明的一个或多个优选实施例。可以预料本领域的技术人员可以想到程序、结构特征和部件的布置的变型而不脱离本发明的范围或牺牲本发明的任何优点。

附图说明

[0038] 当与附图一起阅读时，从各实施例的以下详细描述可以更全面地理解本发明的其它特征和优点以及本发明自身。

[0039] 图1是常规摆线齿轮装置的分解透视图。

[0040] 图2是端板被去除的常规摆线齿轮装置截面端视图。

[0041] 图3是沿着圆柱形外壳的直径获得的常规摆线齿轮装置的横截面图。

[0042] 图4是示出预加载轴承组件与内转子和外转子上的毂一起使用的本发明的分解透视图。

[0043] 图5A是示出预加载轴承组件与内转子和外转子上的毂一起使用的本发明的横截面图和使用内转子的轴作为泵轴的一体化冷凝泵组件的示意图。

[0044] 图5B是本发明的另一个实施例的示意性横截面图，示出了位于内转子的孔内并且利用固定到端板的毂的预加载轴承组件的使用。

[0045] 图5C是本发明的另一个实施例的示意性横截面图，示出了位于内转子的孔内并且利用与端板形成一体的毂的预加载轴承组件的使用。

[0046] 图6是本发明的横截面图，示出了预加载轴承组件与外转子上的毂一起使用，同时允许内转子悬浮在从外壳端板突出的毂和滚柱轴承组件上。

[0047] 图7是本发明的横截面端视图，示出了内转子和外转子以及入口和出口配置。

[0048] 图8是本发明的横截面图，示出了与外转子相联的预加载轴承组件和悬浮内转子。为了清楚和图解目的已去除了一些部分的横截面阴影。

[0049] 图9是本发明的横截面图，示出了使用推力轴承保持最小内转子至端板间隙，与一体化泵以及旁路排出和压力控制阀一起使用的来自外转子的动力输出轴。为了清楚和图解目的已去除了一些部分的横截面阴影。

[0050] 图10是图9的实施例的部分剖视端视图。

[0051] 图11是示出本发明用作兰金循环中的发动机的示意图。

[0052] 在描述在附图中示出的本发明的优选实施例中，为了清楚起见使用特定术语。然而，本发明不应当被限制到这样选择的特定术语，并且应当理解每个特定术语包括以类似方式操作以实现类似目的的所有技术等效物。

[0053] 尽管已在本文中描述了本发明的优选实施例，但是应当理解可以实现所示和所述结构的各种变化和修改而不脱离作为本发明的基础的基本原理。该类型的变化和修改因此被认为由本发明的精神和范围涵盖，除非其必须由附带的权利要求或其合理等效物修改。

具体实施方式

[0054] 参考附图并且首先参考图1-3，常规摆线元件、作为转子泵的一种的流体驱替装置（泵或发动机）大体上表示为装置100并且包括外壳110，所述外壳包括具有大轴向圆柱形孔118的圆柱形部分112，所述圆柱形孔典型地在相对端部以任何方式（例如由可去除静态端板114和116）闭合以形成与圆柱形外壳孔118大致相同的外壳孔。

[0055] 外转子120与外壳孔（轴向孔118）自由地并且可旋转地配合。也就是说，外转子120的外周表面129和相对端面（表面）125和127与限定外壳孔的内端面（表面）109、117和周边径向内表面119大致不透流体地接合。外转子元件120具有已知构造并且包括径向部分122，所述径向部分具有带有阴齿轮齿廓121的轴向孔128，所述阴齿轮齿廓具有规则且周向间隔的纵向凹槽124，在数量上被显示为七个，应当理解该数量可以变化，凹槽124由弯曲横向截面的纵向脊126分离。

[0056] 具有阳齿轮齿廓141的内转子140与外转子120的阴齿轮齿廓121对准，所述阳齿轮齿廓围绕平行于外转子120的旋转轴线132并且相对于其偏心的旋转轴线152可旋转并且与外转子120可操作地接合。内转子140具有与外壳110的端板116、114的端面109、117不透流体地滑动接合的端面154、156并且带有在孔143中通过外壳端板114的孔115突出的轴向轴（未显示）。类似于外转子120，内转子140具有已知构造并且包括由弯曲纵向谷147分离的弯曲横向截面的多个纵向延伸脊或叶149，叶149的数量比外转子凹槽124的数量少一个。内和外转子140和120的面对周缘158、134被成形为使得在内转子140的完全旋转期间内转子140的叶149的每一个与外转子120的面对内周缘134不透流体地线性纵向可滑动或滚动接合。

[0057] 多个连续推进腔室150由外壳端板114、116以及内和外转子140、120的面对边缘158、134界定并且由连续叶149分离。当在图2中观察腔室150处于其最高位置时，它处于其完全收缩位置，并且当它顺时针或逆时针前进时，它膨胀直到它到达180度的相对和完全膨胀位置，之后它随着进一步前进而收缩到它的初始收缩位置。应当注意，由于叶149比凹槽124少一个，因此在每个回转期间内转子140相对于外转子120前进一个叶。

[0058] 端口160形成于端板114中并且与膨胀腔室150a连通。端口162也形成于端板114中，向前推进腔室150在到达它们的完全膨胀状态之后（即，收缩腔室150b）到达所述端口。应当理解，腔室150a和150b可以相对于端口160、162膨胀或收缩，这依据转子120、
140的旋转的顺时针或逆时针方向。

[0059] 当用作泵或压缩机时，原动力借助于安装在孔143中的合适驱动轴施加到内转子140。流体由在膨胀腔室150a中产生的真空通过端口（例如160）抽吸到装置中并且在到达最大膨胀之后，收缩腔室150b在流体上产生压力，流体在来自收缩腔室150b的压力下挤出到适当的端口162中。

[0060] 当用作发动机时，加压流体通过端口（例如160）进入，当膨胀流体导致腔室150膨胀到它的最大尺寸时这导致相联轴旋转，之后当腔室150收缩时流体通过相对端口排出。

[0061] 在过去，通常紧靠外壳110安装转子120和140。因此，外转子120的径向外缘129紧靠圆柱形外壳部分112的径向内表面119，同时外转子120的端（面）125、127紧靠端板114和116的内面117、109。外转子120的径向边缘129和内径向外壳表面119之间的径向紧公差接口表示为接口A，而外转子120的端部125、127和端板114和116的面109、117之间的紧公差接口表示为接口B和C。类似地，内转子140的面154、156和端板114、116的面109、117之间的紧公差接口表示为D和E。限定转子120的旋转轴线所必需的接口A的紧径向公差和腔室150中的流体密封所需的接口B、C、D和E的紧端部公差引起与转子120和140的速度成比例的大流体剪切损失。另外，作用于转子120和140的面125、127、154、
156上的不平衡液压力可以导致转子面125、127、154、156和静态端板114、116的内面109、
117的紧密接触，导致很大的摩擦损失甚至卡住。尽管当装置用作泵时可以容许剪切损失，但是当装置用作发动机时这种损失可以决定成败。

[0062] 为了克服大流体剪切和接触损失，已经改进转子以最小化这些大流体剪切和接触损失。为此，本发明的旋转式、分腔室、流体能量转换装置在图4-7中被显示并且大体表示为10。装置10包括具有其中形成有大圆柱形孔18的中心、典型圆柱形部分12的外壳11和具有表示为第一通道15和第二通道17的入口和出口通道的静态端板14（图4和7），应当理解，第一通道15和第二通道17的形状、尺寸、位置和功能将依据该装置被使用的应用而变化。因此，当该装置用于泵送液体时，入口和出口（排出口）包含膨胀和收缩腔室的每一个的几乎180度弧以便防止液压锁定或气穴作用（图1，端口160和162）。然而，当该装置用作膨胀式发动机或压缩机时，彼此太接近的入口和排出口会是过度旁路泄漏损失的来源。对于例如当该装置用作膨胀或收缩机时使用的可压缩流体（图7，端口15和17），入口和排出口15和17之间的分离大得多，由此减小端口之间的泄漏，该泄漏与高压和低压端口15和17之间的距离成反比。对于可压缩流体，端口中的一个（例如端口15）的截断导致流体俘获在由外转子20和内转子40形成的不连通到端口15或17的腔室50中，导致流体的膨胀或收缩（依据转子的旋转的方向），当装置用作膨胀机时促进转子的旋转，或者当装置用作压缩机时对转子施加功。另外，截断的端口15的长度确定装置的膨胀或压缩比，也就是说，可以通过改变适当端口的圆周长度而改变装置10的膨胀或压缩比。对于膨胀机，端口15是截断的入口，端口17用作排出口或出口。对于收缩装置，端口15和17的角色对调，也就是说，端口15用作排出口，同时端口17用作入口。当用作收缩或压缩机时，转子20和
40的旋转的方向与图7中所示的相反。端口15和17与管道2和4连通（图4）。

[0063] 为了消除外转子和端板之一之间的接口（图3中的转子120和端板116之间的接口B）处的流体剪切和其它摩擦能量损失，端板和外转子可以形成为整体或以另外方式合适地附连，如图4和5A中所示。也就是说，外转子20包括（1）径向部分22，（2）形成于径向部分22中的阴齿轮齿廓21，（3）覆盖阴齿轮齿廓21并且作为转子20的一部分旋转的端部24，其可以形成为径向部分22的一体部分，以及（4）环绕阴齿轮齿廓21的转子端表面或端面26。

[0064] 具有阳齿轮齿廓41的内转子40定位成与外转子20可操作地接合。外转子20围绕平行于内转子40的旋转轴线52并且相对于其偏心的旋转轴线32旋转。

[0065] 通过将端板24附连到转子20并且使它成为其一部分，转子随着包含阴齿轮齿廓21的径向部分22旋转并且由此完全消除当转子20抵靠静态端板（图3中的接口B）旋转时产生的流体剪切损失。此外，由于内转子40的端面54抵靠转子20的端部24的旋转内面
9而不是抵靠静态表面旋转，因此在最后产生的接口X（图5A和6）处的流体剪切损失明显减小。具体地，由于内转子40和外转子20之间的相对旋转速度是外转子20的速度的1/N，其中N是外转子20上的齿的数量，因此内转子40的端面54和外转子20上的端部封闭件
24的旋转内面9之间的滑动速度相比于图1-3中所示的通常安装构造成比例地减小。因此对于相同的流体和间隙条件，损失的大小是1/N。另外，由于旋转端部封闭板24附连到外转子，因此从腔室50经过静态端板之间的接口（图3中的接口B）到达装置的径向极限（例如接口V处的间隙）的旁路泄漏完全被消除。

[0066] 除了接口X（外转子20的端部24的旋转内面9和内转子40的面54之间的接口）以外，五个附加接口是本发明的关注点。这些包括，1）径向外壳部分12的径向内表面19和外转子20的径向外缘29之间的接口V，2）外壳元件72的端面74和转子20的端部24的外面27之间的接口W，3）转子20的端面26和端板14的内端面16之间的接口Y，以及4）内转子40的面56和端板14的内端面16之间的接口Z。接口U（外转子20的端部24的内面9和端板14的毂7的面8之间的接口）受到的关注较少。由于靠近其旋转轴线32的内面9的区域中的较低旋转速度，因此防止两个表面的接触的任何间隙是通常可接受的。

[0067] 通过保持转子中的一个的表面中的至少一个和外壳11或另一个转子之间的固定间隙，可以显著地减小流体剪切和其它摩擦力，导致尤其可用作发动机或原动机的高效装置。为了保持这种固定间隙，外转子20或内转子40或两者形成有同轴毂（转子20上的毂28或转子40上的毂42），毂28或42的至少一部分形成为用于滚动元件轴承的轴并且利用滚动元件轴承组件（38或51或两者）安装在外壳11中，滚动元件轴承组件包括滚动元件轴承，例如球轴承30、31、44或46。滚动元件轴承组件38或51或两者设定：1）外转子20的旋转轴线32或内转子40的旋转轴线52，或2）外转子20的轴向位置或内转子40的轴向位置，或3）外转子20或内转子40的旋转轴线和轴向位置，或4）外转子20和内转子40的旋转轴线和轴向位置。应当认识到，轴承组件38或51包括附连到装置外壳11或成为其一部分的元件。因此在图5A中，轴承组件38包括也是外壳11的一部分的静态轴承套72。类似地轴承组件51包括也用作外壳11的静态端板14的静态轴承套14。

[0068] 参考图5A，可以看到通过利用毂28和轴承组件38设定外转子20的旋转轴线，在接口V（圆柱形外壳部分12的径向内表面19和径向外缘29或外转子20之间的接口）处保持固定间隙。通过利用轴承组件38设定外转子20的轴向位置，在接口W（外壳元件72的面74和外转子20的端部24的外面27之间的接口）和接口Y（转子20的面26和静态端板14的面16之间的接口）处保持固定间隙。通过利用毂42和轴承组件51设定内转子40的轴向位置，在接口Z（内转子40的面56和端板14的面16）处保持固定间隙。

[0069] 为了设定接口X处的固定间隙，外转子20的轴向位置和内转子40的轴向位置都必须固定。如图5A中所示，毂28和轴承组件38用于设定外转子20的轴向位置，这又设定端部24的内面9的轴向位置。毂42和轴承组件51设定内转子40的轴向位置，这也设定面54的轴向位置。通过设定面54（转子40）和面9（转子20）的轴向位置，限定接口X处的固定间隙。

[0070] 接口V和W处的固定间隙被设定成尽可能地减小流体剪切力。由于流体的粘性所引起的摩擦力被限制到流体边界层，因此优选的是将固定间隙距离保持在尽可能大的值以避免这样的力。优选地为了本发明，边界层被视为离流动速度达到自由流速的百分之99的表面的距离。因而，接口V和W处的固定间隙依据在装置中使用的流体的粘度和转子表面相对于静态部件的表面行进的速度并且由其确定。已知粘度和速度参数，接口V和W处的固定间隙优选地被设定成大于在装置中使用的工作流体的流体边界层的值。

[0071] 对于接口X、Y和Z处的固定间隙，必须考虑减小两个流体剪切力以及1）装置的膨胀和收缩腔室50，2）入口和出口通道15和17和3）膨胀和收缩腔室50和入口和出口通道15和17之间的旁路泄漏。由于旁路泄漏与间隙的三次方成比例并且剪切力与间隙成反比，因此这些接口的固定间隙根据旁路泄漏和工作流体剪切损失被设定为大致最佳距离，也就是说，足够大以显著减小流体剪切损失，但是足够小以避免明显的旁路泄漏。可以从旁路泄漏和流体剪切力的方程的联立解获得最佳操作间隙距离以产生用于操作状态的指定集合的最佳间隙。对于气体和液体蒸气，旁路泄漏损失占主导，尤其在较高压力下，因此间隙最佳地被设定在最小实用机械间隙，对于具有大约4英寸（0.1m）的转子外径的装置，例如大约0.001英寸（0.025mm）。对于液体，泄漏和剪切方程的联立解典型地提供最佳间隙。混相流体由于单个相的总物理性质差异而不容易修正数学解并且因此最好经验地进行确定。

[0072] 参考图6，外转子20具有从端部24垂直地并且向外延伸的同轴毂28，毂28的轴部分借助于轴承组件38安装在静态外壳11中，所述轴承组件包括静态轴承套72和至少一个滚动元件轴承。如图所示，预加载球轴承30和31用作轴承组件38的一部分以设定外转子20的轴向位置和旋转轴线（径向位置）。内转子40的旋转轴线52由毂7设定，所述毂从端板14垂直地延伸到圆柱形外壳部分12的孔18中。内转子40形成有轴向孔43，内转子40由所述轴向孔轴向地定位以用于围绕毂7旋转。滚动元件轴承（例如滚柱轴承58）位于毂7的轴部分和内转子40之间并且用于减小孔43的内表面和毂7的轴之间的摩擦。

[0073] 利用轴承组件38保持接口U（端部24的内面9和毂7的面8之间的接口）的固定间隙。由于该区域中相对于端板24的内表面9的径向外极限处的更低速度和相联的更低剪切力，因此通常足以保持固定间隙，从而避免两个表面的直接接触。

[0074] 轴承组件38用于保持外转子20的旋转轴线32与内转子40的旋转轴线52成偏心关系并且也将外转子（20）的径向外表面（29）和外壳部分12的径向内表面（19）之间（即，接口V）的固定间隙优选地保持在比装置中的工作流体的流体边界层更大的距离。

[0075] 轴承组件38也用于保持外转子20的轴向位置。当用于保持轴向位置时，轴承组件38用于保持1）接口W（轴承和装置外壳72的面74和外转子20的端部24的外面27之间的接口）处和2）接口Y（所述外转子20的端面26和外壳端板14的内面16之间的接口）处的固定间隙。考虑到旁路泄漏依据间隙的三次方而流体剪切力与间隙成反比，接口W处的固定间隙典型地设定在比装置10中的工作流体的流体边界层更大的距离，而接口Y的固定间隙设定在最小化旁路泄漏和工作流体剪切力的距离。

[0076] 将接口Y的固定间隙设定成最小化旁路泄漏和工作流体剪切力，不设定接口X和Z的固定间隙。由于X和Z在内转子和外转子的旋转轴线的区域中并且内转子相对于外转子20的旋转端板比相对于端板24相对更慢地旋转，第一近似组合接口X和Z可以被设定成等于接口Y的总固定间隙，也就是说X+Z=Y。这通过匹配磨削内和外转子端面以提供具有相同轴向长度的内和外转子而方便地实现。内转子可以磨削成略短于或略长于外转子；然而，当使用轴向长度比外转子略长的内转子时，必须注意保证内转子的长度小于外转子的长度加上接口Y的间隙。

[0077] 各种类型的滚动元件轴承可以用作轴承组件38的一部分。为了控制和固定转子20的径向轴线，使用具有高径向载荷容量的轴承，也就是，主要设计成承载垂直于转子20的轴线32的方向上的载荷的轴承。为了控制和固定转子20的轴向位置，使用推力轴承，也就是，具有平行于旋转轴线32的高载荷容量的轴承。为了控制和固定相对于径向和推力（轴向）载荷的转子20的径向和轴向位置，可以使用球轴承、滚柱轴承、推力轴承、锥形轴承或球面轴承的各种组合。

[0078] 这里特别重要的是使用一对预加载轴承。这种轴承配置准确地限定转子20的旋转轴线并且精确地固定它的轴向位置。例如并且如图8中所示，轴承组件38具有轴承套72，所述轴承套是装置外壳11的一部分并且包含安装在轴承套72的肩部76和78上的一对预加载的角面接触球轴承30和31。由法兰84的面82、轴承座圈92和毂28的端面86限定的间隙80允许法兰84的肩部88和89和转子端部24由于上紧螺母和螺栓95和97而分别将压缩力施加于轴承30和31的内轴承座圈92和94上。

[0079] 当肩部88和89在座圈92和94之间的空间93中朝着彼此推动内座圈92和94，轴承球92和91以抵靠外座圈96和98施加压缩力。置于毂28上的套环99防止轴承30和31置于过度载荷下。套环99略短于轴承套上的肩部76、78之间的距离。

[0080] 图5A、6和9示出了另一个预加载轴承配置，其中预加载间隔件85代替法兰84上的肩部88。在预加载过程期间法兰84与毂28的端部的接触防止轴承30和31受到过量载荷并且起到类似于图8中的套环99的作用。

[0081] 预加载利用当载荷增加时偏转减小的事实。因此，当超过预加载状态的附加载荷施加于转子20时，预加载导致转子偏转减小。应当认识到多种预加载轴承配置可以用于本发明并且图5A、6、8和9中的图示是示例性的而不是限制到用于本发明的任何特定预加载轴承配置。

[0082] 通过使用轴承组件38中的一对预加载轴承，设定外转子20的轴向位置和径向位置。因此，能够控制接口U、V、W和Y处的固定间隙，也就是，1）毂7的端面8和端部24的内面9之间的接口（接口U），2）端板24的外面27和外壳元件72的面74之间的接口（接口W），3）转子20的端面26和端板14的内面16之间的接口（接口Y），和4）转子20的径向边缘29和外壳部分12的径向内缘19之间的接口（接口V）。

[0083] 优选地，接口V和W处的固定间隙保持在大于在装置10中使用的工作流体的流体边界的距离。接口Y处的固定间隙保持在依据旁路泄漏和工作流体剪切力的距离。接口U处的间隙足以防止毂7的端面8与外转子端部24的内面9的接触。

[0084] 如图5A中所示，装置10可以被构造成使得内转子40具有垂直地并且远离转子40的转子齿轮延伸的同轴毂42，毂42的轴部分利用轴承组件51安装在外壳11中。如图所示，轴承组件51的外壳也用作外壳11的静态端板14。轴承组件51具有用于设定转子40的旋转轴线52或轴向位置或两者的滚动元件轴承，例如球轴承44或46。设定转子40的轴向位置保持内转子40的表面中的一个与另一个转子20或外壳11之间的固定间隙。具体地，轴承组件51设定1）端板14的内面16和内转子40的端面56之间的固定间隙的距离（接口Z）或2）转子20的端板24的内面9和内转子40的端面54之间的距离（接口X）。优选地，接口X或接口Z或两者处的固定间隙距离保持在最佳距离，从而最小化旁路泄漏和工作流体剪切力。

[0085] 可以选择适当的轴承44或46以设定转子40（例如径向载荷滚动元件轴承）的旋转轴线56或外壳内的转子40（例如推力滚动元件轴承）的轴向位置。具有设定旋转轴线52的一个轴承和设定轴向位置的另一个轴承或锥形滚动元件轴承的轴承对可以用于控制转子40的轴向位置以及设定它的旋转轴线52。优选地，一对预加载轴承用于以类似于上面关于外转子20所述的方式设定内转子40的轴向和径向位置。

[0086] 图5A显示了用于不能在转子孔内容纳足够尺寸/容量的轴承的小尺寸或窄轴向长度的内转子的一对预加载径向球轴承或角面接触轴承的典型配置。对于足够大的转子，可以取消同轴毂42并且用附连到端板14的毂7代替。台阶式孔40a设在内转子40中，中心台阶提供用于轴承预加载力的反作用点。在图5B中，毂7具有反作用于来自轴承44的预加载力的端部法兰7a。间隔件7b反作用于来自轴承46的预加载力并且确定固定间隙Z。预加载垫圈可以设在法兰7a和轴承44的内座圈之间。螺栓7c提供用于轴承的预加载力并且将毂7附连到端板14。显示了单螺栓，但是可以使用多个螺栓或其它附连方式。

[0087] 在图5C中，描绘了可替换实施例，其中毂7与端板14一体化。法兰端帽7d反作用于来自轴承44的内座圈的预加载力。螺栓7e或其它附连方式提供用于轴承的预加载力。

[0088] 如图5A中所示，本发明中的减小旁路泄漏和工作流体剪切力的最佳配置包括使用两个轴承组件38和51，每个使用一对预加载轴承来设定内转子40和外转子20的旋转轴线和轴向位置。这种布置允许接口V、W、X、Y和Z处的固定间隙的精确设定，接口V和W处的固定间隙设定在大于在装置10中使用的工作流体的流体边界层的距离，并且接口X、Y和Z处的固定间隙设定在大致最佳距离以最小化旁路泄漏和工作流体剪切力。图5A中的配置优于图6中的配置之处在于接口X、Y和Z处的固定间隙不受作用于转子20和40的不平衡液压力影响。可替换地，并且如图9中所示，推力轴承216可以包含到图6的基本设计中以更精确地控制接口X和Z处的间隙。当装置中的操作压力增加时，作用于内转子40上的不平衡液压力倾向于朝着固定口板14推动它。如果压力变得足够高，则液压力可以超过转子40和端板14之间的流体膜流体动力，从而引起接触。将推力轴承216加入端板14中的或内转子40中的凹槽中（即，内转子40和板14之间）消除了表面的接触并且附加地设定接口Z处的最小固定间隙。

[0089] 图6和8中所示的实施例可能是利用外转子上的滚动元件轴承和内转子上的滚针轴承的预加载对的最简单配置。低齿数的转子组是可行的，其中内转子的硬芯直径固有地小并且其中装置上的压力差小。在低压力差下，间隙X和Z用作流体动力膜轴承并且使内转子在由端板14和外转子端板24限定的腔室中居中。

[0090] 当图9中所示的实施例用作膨胀器时，装置上的流体压力的增加差可以克服间隙Z处的流体动力膜载荷容量。加入推力轴承216以反作用于载荷并且保持适当的间隙。然而，这增加了装置的复杂性，并且引起制造精确深度环钻孔的困难。而且，如果在装置上发生压力反向（例如电动回转），则作用于内转子的轴向力反向并且克服间隙X处的流体动力膜容量。推力轴承方案在该接口处不可行，原因是移动部件不同轴，尽管表面之间的相对速度小。

[0091] 图4和5A中所示的实施例利用内和外转子上的预加载滚动元件轴承并且解决在图6、8和9中所示的实施例中遇到的潜在操作问题。图4和5A中所示的实施例尤其适合于小装置和短转子长度的装置。转子腔室中的流体压力产生垂直于内转子的轴线的载荷，所述载荷作为轴承44和46上的力偶被反作用。这需要更稳健的轴承和它们之间的足够距离，这就需要端板14更厚或在板14的外表面上加入延伸凸起以适应轴承。另外，需要用于密封或高压装置的必须比轴承46宽的盖板。由于用于转子腔室的口管道2、4通过端板14引入（图4），因此轴承44、46和盖板与进入口竞争空间。

[0092] 当装置在更高压力和压力比下发展到更大功率时，图5B和5C中所示的实施例变为针对所有以上问题可行的方案。容量足够的滚动元件轴承的预加载对可以容纳在内转子40的孔中，由此消除引起的力偶和轴承进入端板14和相联的盖板中，因此允许端板的整个面积用于进出口。

[0093] 当用作兰金循环配置中的发动机时，本发明提供优于涡轮机型装置的若干改进，在涡轮机型装置中冷凝流体对涡轮机叶片结构造成破坏，并且因此当使用叶片式装置时必须防止二相形成。实际上，二相流体可以用于有利地增加本发明的效率。因此当与倾向于过热的流体一起使用时，当装置用作膨胀机时过热焓可以用于蒸发附加工作流体，由此增加蒸气的体积并且提供膨胀的附加功。对于在膨胀时倾向于冷凝的工作流体，如果在膨胀式发动机10中允许一定的冷凝，则可以提取最大功。当使用混相流体时，考虑到发动机10中的液体和蒸气的比率，固定间隙距离必须被设定成最小化旁路泄漏和流体剪切损失。

[0094] 图9-11显示了用于典型的兰金循环中的本装置。参考图11，来自锅炉230的高压蒸气（包括一些过热流体）用作原动力以驱动作为发动机或原动机的装置10并且从锅炉230经由管道2传送到入口15。低压蒸气经由排出口17离开装置并且经由管道4流至冷凝器240。液体从冷凝器240通过管线206借助于泵200通过管道208泵送到锅炉230，之后重复循环。

[0095] 如图9和10中所见，冷凝泵200可以离开由外转子20驱动的轴210操作。当使用“固定”内转子组件（图5A）时，冷凝泵可以由内转子的轴42直接驱动。

[0096] 考虑到没有独立于发动机的泵的功率转换损失，一体化冷凝泵200的使用有助于系统总效率。工作流体的密封包含容易实现，原因是围绕泵200的泵轴210的泄漏进入发动机外壳11中。如图所示，可以通过加入第二环形外壳元件5和第二端板6容易地密封装置10。可替换地，外壳元件5和端板6可以组合到一体化端帽（未显示）中。不需要泵轴210上的密封件并且消除了密封损失。

[0097] 由于冷凝泵200与发动机10同步，因此通过发动机10和冷凝泵210的兰金式循环中的流体质量流量是相同的。使用同步的发动机和泵，冷凝泵容量在任何发动机速度下是精确的，由此消除使用超载荷泵的浪费功率。

[0098] 在典型的应用中，在接口Y处（内转子的面26和端板14的内面16之间）发生一些旁路泄漏到外壳11的内部的外部极限中，例如接口V和W以及诸如空隙212和214的空间。这种流体累积，尤其在接口V和W处的固定间隙中，导致不必要的流体剪切损失。为了消除这种损失，简单通道（例如管道204）用于使外壳11的内部与装置10的压力侧连通。因此对于膨胀式发动机，外壳内部借助于管道204通向排出管道4（图11）。这样的通口也最小化作用于外壳11上的应力，当非金属材料用于构造外壳11的至少一部分时，例如当装置10借助于耦合窗口连接到外部驱动器，例如使用板84中的磁驱动器时，这尤其受到关注，所述磁驱动器通过非磁性窗口耦合到另一个磁性板（未显示）。

[0099] 典型地，当外壳内部（壳腔室）压力保持在入口压力和排出压力之间时，其中装置10工作最高效。壳中的正压力消除接口Y处的旁路泄漏的一部分。视情况使用外壳密封件
218。压力控制阀（例如自动或手动节流阀220）允许针对最大操作效率优化外壳压力。

[0100] 装置10的部件的尺寸确定大体上由应用的要求（特别是流体压力范围）决定。更具体地，利用更高压力下的流体的应用需要更高的容量（并且典型地更大）的内转子轴承44、46。转子速度也是保证轴承中的滚动元件滚动且不滑动或滑移的重要因素。例如，在一个实施例中，具有图5B或5C的内转子的装置可以被构造成用于从废热流体流提取能量的循环中。流体可以在大约250psi的压力下具有大约210°F的入口温度。轴承44、46可以装配在具有大约两英寸的孔直径的内转子中，尺寸确定主要由作用于轴承上的流体压力和相联载荷决定。在该实施例中，内转子40可以具有八个叶并且外转子20具有九个叶。流体进入入口通道15，相对于外转子20驱动内转子40，并且在明显更低的温度（例如大约150°F至大约160°F）下离开出口通道17，导致大约50°F至60°F的温度差。内转子40和外转子20可以以大约3700rpm被驱动以大致匹配带有滑环的双极发电机的同步3600rpm速度。通过装置10的流量可以依据所使用的流体。本发明不旨在被限制到这些尺寸或操作参数，原因是提出它们仅仅是为了举例说明一个可能的实施例。

[0101] 有可能可以使用除了所示的以外的配置的变化，但是所示的是优选的和典型的。在不脱离本发明的精神的情况下，可以使用将部件紧固在一起的各种手段。

[0102] 所以应当理解尽管已用优选实施例和例子具体地公开了本发明，但是本领域的技术人员将显而易见关于尺寸和形状的设计的修改，并且这样的修改和变型被认为是所公开的发明和附带的权利要求的等效物并且在其范围内。

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