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流体 能量传递装置

阅读：750发布：2020-05-11

专利汇可以提供流体能量传递装置专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且一种旋转腔室流体能量传递装置，包括壳体，该壳体有：中心部分，该中心部分有形成于其中的孔；以及端板（414），该端板形成弓形进口通道（415），该进口通道有径向高度和周向宽度。该装置还包括外部转子（120），该外部转子可在中心部分的孔中旋转，具有凹形齿轮型面，该凹形齿轮型面形成于径向部分中，从而确定多个根部（424）；以及内部转子（440），该内部转子有凸形齿轮型面，该凸形齿轮型面确定了多个凸耳（449），这些凸耳与外部转子（420）操作啮合。在外部转子根部（424）和相应内部转子凸耳（449）之间的最小径向距离确定了靠近端板（414）的导管端面（441），其中，导管端面（441）有径向高度，该径向高度基本等于进口通道（415）在前边缘（480）处的进口通道（415）径向高度。，下面是流体能量传递装置专利的具体信息内容。

权利要求

1.一种旋转腔室流体能量传递装置，包括：
（a）壳体，该壳体包括
（1）中心部分，该中心部分有形成于其中的孔；以及
（2）端板，该端板形成弓形进口通道，该进口通道包括径向高度和周向宽度；
（b）外部转子，该外部转子可在中心部分的孔中旋转，该外部转子包括凹形齿轮型面，该凹形齿轮型面形成于径向部分中，从而确定多个根部；以及
（c）内部转子，该内部转子有凸形齿轮型面，该凸形齿轮型面确定了多个凸耳，这些凸耳与外部转子操作接合，形成在外部转子根部和相应内部转子凸耳之间的最小径向距离确定靠近端板的导管端面，其中，导管端面包括径向高度，该径向高度基本等于进口通道在前边缘处的进口通道的径向高度。
2.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：导管端面和进口通道布置在基本类似的径向位置处。
3.根据权利要求2所述的流体能量传递装置，其中：前边缘与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道打开。
4.根据权利要求2所述的流体能量传递装置，其中：进口通道包括后边缘，该后边缘与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道关闭。
5.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：进口通道径向高度横过进口通道周向宽度基本恒定。
6.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：进口通道径向高度横过进口通道周向宽度变化。
7.根据权利要求6所述的流体能量传递装置，其中：进口通道的外边缘由外部转子的根部的旋转通路来确定，进口通道的内边缘由内部转子的凸耳尖端的旋转通路来确定。
8.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：进口通道周向宽度在直到大约180度圆弧的范围内延伸。
9.根据权利要求8所述的流体能量传递装置，其中：进口通道周向宽度在直到大约由外部转子的相邻根部确定的周向宽度的范围内延伸。
10.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：各根部的外壁沿径向方向根据深度而变化。
11.根据权利要求10所述的流体能量传递装置，其中：外壁从包括线性、凹形和凸形的组中选择。
12.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：各根部的至少一个侧壁沿周向方向根据深度而变化。
13.根据权利要求12所述的流体能量传递装置，其中：该至少一个侧壁从包括线性、凹形和凸形的组中选择。
14.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：各根部的外壁沿径向方向根据深度而基本恒定。
15.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：装置适合用作压缩机。
16.根据权利要求1所述的流体能量传递装置，其中：端板还形成出口通道，且进口通道和出口通道设置成用于流体的预定压缩。
17.一种制造高膨胀比能量传递装置的方法，该方法包括以下步骤：
（a）提供壳体，该壳体包括
（1）中心部分，该中心部分有形成于其中的孔；以及
（2）端板，该端板形成弓形进口通道，该进口通道包括径向高度和周向宽度；
（b）提供外部转子，该外部转子可在中心部分的孔中旋转，该外部转子包括凹形齿轮型面，该凹形齿轮型面形成于径向部分中，从而确定多个根部；
（c）提供内部转子，该内部转子有凸形齿轮型面，该凸形齿轮型面确定了多个凸耳，这些凸耳与外部转子操作啮合；以及
（d）通过保持在外部转子根部和相应内部转子凸耳之间的最小径向距离而形成导管，该导管包括径向高度、周向宽度和深度，以便确定导管容积，其中，在导管端面处的导管径向高度基本等于进口通道在前边缘处的进口通道径向高度。
18.根据权利要求17所述的方法，其中：导管端面和进口通道布置在基本类似的径向位置处。
19.根据权利要求18所述的方法，还包括：设置在导管端面和进口通道之间的界面的步骤，以便产生作为基本恒定的外部转子旋转的函数的进口通道开口面积型面。
20.根据权利要求18所述的方法，其中：进口通道的前边缘与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道打开；且后边缘与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口关闭。
21.根据权利要求18所述的方法，还包括：确定进口通道周向宽度的步骤，以便控制装置的膨胀比。
22.根据权利要求18所述的方法，还包括：确定进口通道周向宽度的步骤，以便控制装置的脉冲。
23.根据权利要求18所述的方法，还包括：确定进口通道径向高度的步骤，以便控制通过进口通道流入至少导管容积中。
24.根据权利要求23所述的方法，其中：进口通道径向高度确定步骤包括通过外部转子的根部的旋转通路来确定进口通道的外边缘，并通过内部转子的凸耳尖端的旋转通路来确定进口通道的内边缘。
25.根据权利要求17所述的方法，还包括：改变外部转子以便控制导管容积的步骤。
26.根据权利要求25所述的方法，其中：变化包括改变各外部转子根部的外壁。
27.根据权利要求26所述的方法，其中：各外壁变化成根据深度而沿径向方向改变，并变化成线性、凹形和凸形中的一个。
28.根据权利要求25所述的方法，其中：变化包括改变各外部转子根部的至少一个侧壁。
29.根据权利要求28所述的方法，其中：各改变的侧壁变化成根据深度而沿周向方向改变，并变化成线性、凹形和凸形中的一个。

说明书全文

流体 能量传递装置

[0001] 相关申请的交叉引用

[0002] 本申请要求美国专利申请No.13/204184的优先权，该美国专利申请的申请日为2011年8月5日，该文献整个被本文参引。该申请的主题涉及美国专利No.6174151和共同待审的国际专利申请No.PCT/US11/035383，这两篇文献整个被本文参引。

技术领域

[0003] 本发明涉及能量传递装置，该能量传递装置根据相互啮合摆线齿轮流体移动的原理操作，更特别是涉及改进的流体流动以及在该系统中的进口通道打开和关闭。

背景技术

[0004] 摆线齿轮流体泵和发动机为本领域公知。通常，凸耳状、偏心安装的内部凸形转子与匹配的凸耳状凹形外部转子在紧配合腔室中相互作用，该紧配合腔室形成于壳体中，该壳体有柱形孔和两个端板。偏心安装的内部转子齿轮有设定数目的凸耳或齿，并与包围的外部凸耳状转子（即环齿轮）配合，该外部凸耳状转子具有比内部转子多1个的凸耳或齿。外部转子齿轮容纳于紧配合柱形外壳内。

[0005] 内部转子通常固定在驱动轴，且当它在驱动轴上旋转时，它相对于外部转子每圈前进一个齿矩。外部转子可旋转地容纳于壳体中，与内部转子偏心，并在一侧与内部转子啮合。当内部和外部转子从它们的啮合点转动时，内部和外部转子的齿之间的空间在内部转子旋转第一个180度中逐渐增加尺寸，从而产生膨胀空间。在内部转子的一圈的后一半中，在内部和外部转子之间的空间减小尺寸，因为齿啮合。

[0006] 当该装置操作为泵时，要泵送的流体由于在空间中产生的真空（由于它的膨胀导致的）而从进口孔吸入膨胀空间中。在达到最大容积点之后，在内部和外部转子之间的空间变成为减小容积。在由于减小容积而达到足够压力之后，该减小空间朝出口孔打开，流体从该装置压出。进口孔和出口孔通过壳体以及内部和外部转子而相互隔离。

[0007] 对于传统结构，可能在很多合适操作条件下很难使得流体充满合适腔室，从而导致大大降低效率。因此需要改进的流体流动，以便产生更高效的装置。

发明内容

[0008] 在某些实施例中，本发明通过使用导管来方便流体在合适的腔室和进口通道之间流动而解决在标准流体能量传递装置中的缺陷。导管可以设置成使得流体能够从进口通道快速充满腔室，例如通过优化流体流入腔室中的区域。导管还可以设置成能够几乎瞬时打开和关闭进口通道。

[0009] 根据一个方面，本发明涉及一种旋转腔室流体能量传递装置。该装置包括壳体，该壳体有：中心部分，该中心部分有形成于其中的孔；以及端板，该端板形成弓形进口通道，该进口通道包括径向高度和周向宽度。该装置还包括外部转子，该外部转子可在中心部分的孔中旋转，具有凹形齿轮型面，该凹形齿轮型面形成于径向部分中，从而确定多个根部；以及内部转子，该内部转子有凸形齿轮型面，该凸形齿轮型面确定了多个凸耳，这些凸耳与外部转子操作啮合。在外部转子根部和相应内部转子凸耳之间的最小径向距离确定了靠近端板的导管端面，其中，导管端面有径向高度，该径向高度基本等于进口通道在前边缘处的进口通道径向高度。

[0010] 根据一个特殊实施例，导管端面和进口通道布置在基本类似的径向位置处。前边缘可以与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道打开，且进口通道可以有后边缘，该后边缘与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道关闭。

[0011] 在另一实施例中，进口通道径向高度横过进口通道周向宽度基本恒定。在另一实施例中，进口通道径向高度横过进口通道周向宽度变化。进口通道的外边缘可以由外部转子的根部的旋转通路来确定，进口通道的内边缘可以由内部转子的凸耳尖端的旋转通路来确定。在一些实施例中，进口通道周向宽度在直到大约180度圆弧的范围内延伸，且进口通道周向宽度在直到大约由外部转子的相邻根部确定的周向宽度的范围内延伸。

[0012] 在还一实施例中，各根部的外壁沿径向方向根据深度而变化。外壁从包括线性、凹形和凸形的组中选择。各根部的至少一个侧壁沿周向方向根据深度而变化，该至少一个侧壁从包括线性、凹形和凸形的组中选择。在其它实施例中，各根部的外壁沿径向方向根据深度而基本恒定。该装置可以适合用作压缩机。端板还可以形成出口通道，且进口通道和出口通道可以设置成用于流体的预定压缩。

[0013] 根据本发明的另一方面，一种制造高膨胀比能量传递装置的方法包括提供壳体，该壳体有：中心部分，该中心部分有形成于其中的孔；以及端板，该端板形成弓形进口通道，该进口通道包括径向高度和周向宽度。该方法还包括：提供外部转子，该外部转子可在中心部分的孔中旋转，该外部转子包括凹形齿轮型面，该凹形齿轮型面形成于径向部分中，从而确定多个根部；以及提供内部转子，该内部转子有凸形齿轮型面，该凸形齿轮型面确定了多个凸耳，这些凸耳与外部转子操作啮合。该方法还包括通过保持在外部转子根部和相应内部转子凸耳之间的最小径向距离而形成导管，该导管包括径向高度、周向宽度和深度，以便确定导管容积。在导管端面处的导管径向高度可以基本等于进口通道在前边缘处的进口通道径向高度。

[0014] 在一些实施例中，导管端面和进口通道布置在基本类似的径向位置处。在其它实施例中，该方法还包括设置在导管端面和进口通道之间的界面，以便产生作为基本恒定的外部转子旋转的函数的进口通道开口面积型面。进口通道的前边缘可以与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道打开；且后边缘可以与外部转子在导管端面处的相应对齐部分的形状基本匹配，以便提供基本瞬时进口通道关闭。

[0015] 在一个实施例中，该方法包括确定进口通道周向宽度，以便控制装置的膨胀比；还可以包括确定进口通道周向宽度，以便控制装置的脉冲。在还一实施例中，该方法还包括：确定进口通道径向高度，以便控制通过进口通道流入至少导管容积中。进口通道径向高度确定步骤可以包括通过外部转子的根部的旋转通路来确定进口通道的外边缘，并通过内部转子的凸耳尖端的旋转通路来确定进口通道的内边缘。

[0016] 在另外的实施例中，该方法包括改变外部转子以便控制导管容积。该变化可以包括改变各外部转子根部的外壁，该外壁可以变化成根据深度而沿径向方向改变，并变化成线性、凹形和凸形中的一个；和/或改变各外部转子根部的至少一个侧壁，该侧壁可以变化成根据深度而沿周向方向改变，并变化成线性、凹形和凸形中的一个。附图说明

[0017] 通过下面对多个实施例的说明并结合附图，能够更充分地理解本发明的其它特征和优点以及本发明自身。

[0018] 图1是普通摆线齿轮装置的分解透视图。

[0019] 图2是普通摆线齿轮装置的剖视端视图，其中端板已除去。

[0020] 图3是普通摆线齿轮装置的、沿柱形壳体的直径的剖视图。

[0021] 图4是摆线齿轮装置的分解透视图，表示在内部转子和外部转子上都使用具有轮毂的预加载轴承组件。

[0022] 图5A是摆线齿轮装置的剖视图，表示在内部转子和外部转子上都使用具有轮毂的预加载轴承组件，其中示意表示了使用内部转子的轴作为泵轴的集成冷凝泵组件。

[0023] 图5B是摆线齿轮装置的另一实施例的示意剖视图，表示了使用位于内部转子的孔内的预加载轴承组件，并利用固定于端板上的轮毂。

[0024] 图5C是摆线齿轮装置的另一实施例的示意剖视图，表示了使用位于内部转子的孔内的预加载轴承组件，并利用与端板成一体的轮毂。

[0025] 图6是摆线齿轮装置的剖视图，表示在外部转子上使用具有轮毂的预加载轴承组件，同时内部转子能够浮动在轮毂和从壳体端板凸出的辊轴承组件上。

[0026] 图7是摆线齿轮装置的剖视端视图，表示了内部和外部转子以及进口孔和出口孔的结构。

[0027] 图8是摆线齿轮装置的剖视图，表示了与外部转子相连的预加载轴承组件和浮动的内部转子。某些部件的截面剖面线已经删除，用于清楚和示例说明目的。

[0028] 图9是摆线齿轮装置的剖视图，表示了使用推力轴承来保持最小的内部转子与端板间隙，来自外部转子的动力输出轴用于集成的泵以及旁通孔和压力控制阀。某些部件的截面剖面线已经删除，用于清楚和示例地说明目的。

[0029] 图10是图9的实施例的局部剖视端视图。

[0030] 图11是表示摆线齿轮装置的使用的示意图，该摆线齿轮装置利用旁路孔来作为Ranking循环中的发动机。

[0031] 图12A是摆线齿轮装置的另一实施例的示意剖视图，该摆线齿轮装置与普通的进口孔和出口孔结构组合。

[0032] 图12B是图12A中所示的摆线齿轮装置的实施例的示意局部剖透明端视图。

[0033] 图13A是本发明实施例的示意局部剖透明端视图，表示了外部转子和多个孔结构。

[0034] 图13B是在图13A所示的进口通道、内部转子和外部转子之间的界面的示意局部剖视图。

[0035] 图13C是在内部转子和外部转子之间的界面的示意局部剖视图，其中有沿周向方向变化的进口导管侧壁。

[0036] 图13D是沿图13C中的线D-D的示意局部剖视图。

[0037] 图14A是根据图12A和12Ｂ中所示的摆线齿轮装置的、作为时间的函数的开口孔面积的曲线图。

[0038] 图14B是根据图13A和13B中所示的本发明实施例的、作为时间的函数的开口孔面积的曲线图。

[0039] 在说明附图中所示的本发明实施例时，为了清楚而使用了特定术语。不过本发明并不限制于所选择的特定术语，且应当知道，各特定术语包括为了实现类似目的而以类似方式操作的所有技术等效物。

[0040] 尽管这里介绍了本发明的优选和可选实施例，但是应当知道，在不脱离本发明强调的基本原理的情况下，能够对所示和所述结构进行多种变化和改变。因此认为将覆盖这种类型的变化和改变以及所有的功能和结构等效物。

具体实施方式

[0041] 首先参考图1-3，普通摆线元件（它的流体移动装置（泵或发动机）是一种内齿轮泵）总体表示为装置100，并包括壳体110，该壳体110有柱形部分112，该柱形部分112有大致轴向的柱形孔118，该柱形孔118通常以任意合适方式在相对端处封闭，例如通过可拆卸的静止端板114和116，以便形成与柱形壳体孔118基本相同的壳体腔室。

[0042] 外部转子120与壳体腔室（轴向孔118）自由地和可旋转地匹配。也就是，外部转子120的外周边表面129和相对端面（表面）125和127与确定壳体腔室的内端面（表面）109、
117和周边径向内表面119基本流体密封地啮合。外部转子元件120为已知结构，并包括径向部分122，该径向部分122有提供有凹形齿轮型面121的轴向孔128，该凹形齿轮型面
121有规则和周向间隔开的纵向槽（或根部）124，表示为7个，应当知道，该数目可以变化，槽124通过弯曲横向截面的纵向脊126而分离。

[0043] 内部转子140与外部转子120的凹形齿轮型面121对齐，该内部转子有凸形齿轮型面141，该内部转子140可绕与外部转子120的旋转轴线132平行和偏心的旋转轴线152旋转，并与外部转子120操作啮合。内部转子140有端面154、156，该端面154、156与壳体110的端板116、114的端面109、117流体密封地滑动接合，且内部转子140提供有在孔143中的轴向轴（未示出），该轴向轴穿过壳体端板114的孔115凸出。与外部转子120类似，内部转子140为已知结构，并包括多个纵向延伸的脊或凸耳149，这些脊或凸耳149为弯曲横向剖面，通过弯曲纵向沟谷147来分离，凸耳149的数目比外部转子的槽124的数目少一个。内部和外部转子140和120的面对周边边缘158、134形成为使得内部转子140的各凸耳149在内部转子140的整个旋转过程中与外部转子120的面对内周边边缘134流体密封和可线性纵向滑动或滚转地接合。

[0044] 多个连续的前进腔室150由壳体端板114、116以及内部和外部转子140、120的面对边缘158、134来界定，并由连续凸耳149来分离。当腔室150处于它的最顶侧位置时，如图2中所示，它处于完全收缩位置，且当它顺时针或逆时针方向前进时，它进行膨胀，直到它到达180度相对和完全膨胀的位置，然后，它随着进一步前进而收缩，直到它的初始收缩位置。应当知道，内部转子140在每转一圈的过程中相对于外部转子120前进一个凸耳，因为凸耳149比槽124少一个。

[0045] 口160形成于端板114中，并与膨胀的腔室150a连通。口162也形成于端板114中，该口162由向前前进的腔室150在到达它们的完全膨胀状态时（即收缩腔室150b）到达。应当知道，腔室150a和150b可以根据转子120、140旋转的顺时针或逆时针方向而相对于口160、162膨胀或收缩。

[0046] 当操作为泵或压缩机时，驱动力通过安装在孔143中的合适驱动轴而施加在内部转子140上。流体通过在膨胀腔室150a中产生的真空而通过口（例如160）吸入该装置中，在到达最大膨胀后，收缩腔室150b在流体上产生压力，该流体在压力下从收缩腔室150b压出至合适的口162中。

[0047] 当操作为发动机时，增压流体能够通过口，例如160，这在膨胀流体使得腔室150膨胀至它的最大尺寸时使得相连的轴旋转，然后，流体在腔室150收缩时通过相对口排出。

[0048] 过去，已经习惯将马达120和140安装成与壳体110成紧密间隙。因此外部转子120的外部径向边缘129与柱形壳体部分112的内部径向表面119成紧密间隙，同时外部转子120的端部（面）125、127与端板114和116的内部面117、109成紧密间隙。在外部转子
120的径向边缘129和内部径向壳体表面119之间的径向紧密间隙界面称为界面A，而在外部转子120的端部125、127和端板114和116的面109、117之间的紧密间隙界面称为界面B和C。类似的，在内部转子140的面154、156和端板114、116的面109、117之间的紧密间隙界面称为界面D和E。用于确定转子120的旋转轴线所需的界面A的紧径向公差以及用于在腔室150中流体密封所需的界面B、C、D和E的紧端部公差引起较大的流体剪切损失，该流体剪切损失与转子120和140的速度成比例。另外，在转子120和140的面125、127、
154、156上的不平衡液压力能够导致转子面125、127、154、156和静止端板114、116的内部面109、117紧密接触，从而引起非常大的摩擦损失，甚至咬死。尽管当装置操作为泵时剪切损失能够忍受，但是当装置用作发动机时，这种损失可能意味着在成功和失败之间的差别。

[0049] 为了克服较大流体剪切和接触损失，转子已经进行了改进，以便减小这些较大流体剪切和接触损失。因此，图4-11中表示了旋转、有腔室的流体能量传递装置，总体表示为10。装置10包括壳体11，该壳体11有：通常柱形的中心部分12，该中心部分有形成于其中的较大柱形孔18；以及静止端板14，该静止端板有进口和出口通道，该进口和出口通道表示为第一通道15和第二通道17（图4和7）。应当知道，第一通道15和第二通道17的形状、尺寸、位置和功能将根据装置将用于的用途而变化。因此，当装置用于泵送液体时，进口和出口（排出）孔各自包含接近180度的膨胀和收缩腔室圆弧，以便防止液压锁定或腔室化（图1，口160和162）。不过，当装置用作膨胀发动机或压缩机时，相互太接近的进口孔和出口孔可能是多余旁通泄漏损失的源。对于可压缩流体（当装置用作膨胀或收缩机器时所使用）（图7，口15和17），在进口和出口孔15和17之间的分离将大得多，从而减少在口之间的泄漏，该泄漏与在高压和低压口15和17之间的距离成反比对于可压缩流体一个口（例如口15）的截断使得流体被捕获在由外部转子20和内部转子40形成的腔室50中，而并不与口15或17连通，因此导致流体的膨胀或收缩（根据转子的旋转方向），从而当装置用作膨胀机器时促进转子旋转，或者当装置用作压缩机器时将功施加给转子。另外，截断的口15的长度确定了装置的膨胀或压缩比率，也就是，装置10的膨胀或压缩比能够通过改变合适口的周向长度而变化。对于膨胀机器，口15是截断进口孔，而口17用作排出或出口孔。对于收缩装置，口15和17的作用相反，也就是，口15用作排出口，而口17用作进口孔。当操作为收缩或压缩机器时，转子20和40的旋转方向与图7中所示相反。部件15和17与导管
2和4连通（图4）。

[0050] 为了消除在外部转子和一个端板之间的界面（在图3中，在转子120和端板116之间的界面B）处的流体剪切和其它摩擦能量损失，端板和外部转子能够形成为一件，或者以其它方式合适附接，如图4和5A中所示。也就是，外部转子20包括（1）径向部分22；（2）凹形齿轮型面21，该凹形齿轮型面21形成于径向部分22中；（3）端部24，该端部24覆盖凹形齿轮型面21，并作为转子20的一部分而旋转，该端部24可以形成为径向部分22的整体部分；以及（4）转子端表面或端面26，该转子端表面或端面26位于凹形齿轮型面21的边缘。

[0051] 具有凸形齿轮型面41的内部转子40定位成与外部转子20操作接合。外部转子20绕旋转轴线32旋转，该旋转轴线32平行和偏心于内部转子40的旋转轴线52。

[0052] 通过将端板24附接在转子20上和使得它成为转子20的一部分，它与容纳凹形齿轮型面21的径向部分22一起旋转，因此完全消除当转子20对着静止端板旋转时产生的流体剪切损失（图3中的界面B）。而且，因为内部转子40的端面54抵靠转子20的端部24的旋转内部面9旋转，而不是抵靠静止表面，因此在形成的界面X（图5A和6）处的流体剪切损失明显降低。具体地说，因为在内部转子40和外部转子20之间的相对转速为外部转子20的转速的1/N倍，其中N是在外部转子20上的齿的数目，因此，与图1-3中所示的普通安装结构相比，在内部转子40的端面54和外部转子20上的端部外壳24的旋转内部面9之间的滑动速度成比例地降低。因此，对于相同流体和间隙情况，损失为1/N倍大。另外，因为旋转端部外壳板24附接在外部转子上，因此从腔室50经过在静止端板之间的界面（图3中的界面B）通向装置的径向末端（例如在界面V处的间距）的旁路泄漏几乎完全消除。

[0053] 除了界面X之外（在外部转子20的端部24的旋转内部面9和内部转子40的面54之间的界面），还可以集中注意5个另外的界面。它们包括：1）在柱形壳体部分12的内部径向表面19和外部转子20的外部径向边缘29之间的界面V；2）在壳体元件72的端面74和转子20的端部24的外部面27之间的界面W；3）在转子20的端面26和端板14的内端面16之间的界面Y；以及4）在内部转子40的面56和端板14的内端面16之间的界面Z。更少关注的是界面U，在外部转子20的端部24的内部面9和端板14的轮毂7的面8之间的界面。由于在内部面9的、靠近旋转轴线32的区域中的相对较低转速，防止两个表面接触的任意间隙通常都可接受。

[0054] 通过保持在一个转子的至少一个表面和壳体11或另一转子之间的固定间距间隙，流体剪切和其它摩擦力能够明显减小，从而导致较高效率的装置，特别是用作发动机或原动机。为了保持这种固定间距间隙，外部转子20和/或内部转子40形成有中心轮毂（在转子20上的轮毂28或在转子40上的轮毂42），且轮毂28或42的至少一部分形成为用于滚转元件轴承的轴，并通过滚转元件轴承组件（38或51或者两者）而安装在壳体11中，其中，滚转元件轴承组件包括滚转元件轴承，例如滚珠轴承30、31、44或46。滚转元件轴承组件38或51或者两组都设置：1）外部转子20的旋转轴线32或内部转子40的旋转轴线52；或者2）外部转子20的轴向位置或者内部转子40的轴向位置；或者3）外部转子20或内部转子40的旋转轴线和轴向位置；或者4）其它转子20和内部转子40的旋转轴线和轴向位置。它可以实现为轴承组件38或51包括附接在装置壳体11上或者作为装置壳体11的一部分的元件。因此，在图5A中，轴承组件38包括静止轴承壳体72，该静止轴承壳体72也是壳体11的一部分。类似的，轴承组件51包括静止轴承壳体14，该静止轴承壳体14也用作壳体11的静止端板14。

[0055] 参考图5A，可以看见，通过由轮毂28和轴承组件38来设置外部转子20的旋转轴线，从而在界面V（在柱形壳体部分12的径向内表面19和外部径向边缘29或外部转子20之间的界面）处保持固定间距的间隙。通过由轴承组件38来设置外部转子20的轴向位置，在界面W（在壳体元件72的面74和外部转子20的端部24的外部面27）和界面Y（在转子20的面26和静止端板14的面16之间）处保持固定间距的间隙。通过由轮毂42和轴承组件51来设置内部转子40的轴向位置，在界面Z（在内部转子40的面56和端板14的面16之间的界面）处保持固定间距的间隙。

[0056] 为了设置在界面X处的固定间距间隙，必须固定外部转子20的轴向位置和内部转子40的轴向位置。如图5A中所示，轮毂28和轴承组件38用于设置外部转子20的轴向位置，该外部转子20再设置端部24的内部面9的轴向位置。轮毂42和轴承组件51设置内部转子40的轴向位置，该内部转子40也设置面54的轴向位置。通过设置面54（转子40）和面9（转子20）的轴向位置，将确定在界面X处的固定间距间隙。

[0057] 在界面V和W处的固定间距间隙设置成尽可能地降低流体剪切力。因为由于流体的粘性产生的摩擦力局限于流体边界层，因此优选是将固定间距间隙保持在尽可能大的值，以避免该力。边界层可以认为离表面的距离为使得流体的速度达到自由流速度的百分之99。因此，在界面V和W处的固定间距间隙取决于在装置中使用的流体的粘性以及转子表面相对于静止部件的表面运行的速度并由它们确定。给出粘性和速度参数，在界面V和W处的固定间距间隙优选是设置成比在装置中使用的操作流体的流体边界层更大的值。

[0058] 对于在界面X、Y和Z处的固定间距间隙，必须考虑减小在1）装置的膨胀和收缩腔室50、2）进口和出口通道15和17以及3）膨胀和收缩腔室50和进口和出口通道15和17之间的流体剪切力和旁路泄漏。因为旁路泄漏与间隙的立方成正比，剪切力与间隙成反比，因此这些界面的固定间距设置成根据旁路泄漏和操作流体剪切损失的基本最佳距离，也就是基本较大，以便充分减小流体剪切损失，但是还足够小，以避免较大的旁路泄漏。人们可以从用于旁路泄漏和流体剪切力的公式同时求解而获得最佳操作间隙距离，以便产生用于给定组的操作条件的最佳间隙。对于气体和液体蒸气，旁路泄漏损失占优势，特别是在更高压力下，因此间隙优选是设置在最小实际机械间隙，例如对于具有大约4英寸（0.1m）外部转子直径的装置为大致大约0.001英寸（0.025mm）。对于液体，泄漏和剪切公式同时求解通常提供了最佳间隙。因为各相的总体物理性能差异，混合相流体并不容易数学求解，因此最好通过经验来确定。

[0059] 参考图6，外部转子20有从端部24垂直向外延伸的同轴轮毂28，且轮毂28的轴部分通过轴承组件38而安装在静止壳体11中，该轴承组件38包括静止轴承壳体72和至少一个滚转元件轴承。如图所示，预加载滚珠轴承30和31用作轴承组件38的一部分，以便设置外部转子20的轴向位置和旋转轴线（径向位置）。内部转子40的旋转轴线52由轮毂7来设置，该轮毂从端板14垂直地伸入柱形壳体部分12的孔18内。内部转子40形成有轴向孔43，内部转子40通过该轴向孔43而轴向布置成用于绕轮毂7旋转。滚转元件轴承（例如辊轴承58）布置在轮毂7的轴部分和内部转子40之间，并用于减小在孔43的内表面和轮毂7的轴之间的摩擦。

[0060] 界面U（在端部24的内部面9和轮毂7的面8之间的界面）的固定间距间隙通过轴承组件38来保持。由于在该区域中的更低速度和相应更低剪切力（相对于在端板24的内表面9的外部径向末端处发现的），通常保持固定间距间隙就足够了，以避免两个表面直接接触。

[0061] 轴承组件38用于保持外部转子20的旋转轴线32与内部转子40的旋转轴线52的偏心关系，还保持在外部转子（20）的径向外表面（29）和壳体部分12的内部径向表面（19）之间的固定间距间隙，即界面V，优选是在大于装置中的操作流体的流体边界层的距离。

[0062] 轴承组件38还用于保持外部转子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）在界面W（在轴承和装置壳体72的面74和外部转子20的端部24的外部面27之间的界面）处和2）在界面Y（在所述外部转子20的端面26和壳体端板14的内部面16之间的界面）处的固定间距间隙。在界面W处的固定间距间隙通常设置在大于装置10中的操作流体的流体边界层的距离，而界面Y的固定间距间隙设置在这样的距离（最小化旁路泄漏和操作流体剪切力，考虑该旁路泄漏是间隙的立方的函数，而流体剪切力与间隙成反比。

[0063] 已经将界面Y的固定间距间隙设置成使得旁路泄漏和操作流体剪切力最小化，而界面X和Z的固定间距间隙没有设置。因为界面X和Z在内部和外部转子的旋转轴区域，且内部转子相对于外部转子20的旋转端板相对更慢地旋转（与相对于端板24相比），因此作为第一近似，组合的界面X和Z能够设置成等于界面Y的总固定间距间隙，也就是X+Z=Y。这将通过匹配研磨内部和外部转子端面以使得内部和外部转子有相同轴向长度而很方便地实现。内部转子能够研磨为比外部转子稍微更短或稍微更长，不过，当使用轴向长度比外部转子稍微更长的内部转子时，必须保证内部转子的长度小于外部转子的长度加上界面Y的间隙。

[0064] 多种滚转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，使用具有高径向负载能力的轴承，也就是，主要设计成沿与转子20的轴线32垂直的方向承载负载的轴承。为了控制和固定转子20的轴向位置，使用推力轴承，也就是，具有与旋转轴线32平行的较高负载能力的轴承。为了控制和固定转子20相对于径向和推力（轴向）负载的径向和轴向位置，可以使用滚珠、辊、推力、锥形或滚珠轴承的多种组合。

[0065] 这里，特别重要的是使用一对预加载轴承。这样的轴承结构确切地确定转子20的旋转轴线，并精确固定它的轴向位置。例如，如图8中所示，轴承组件38具有轴承壳体72，该轴承壳体72是装置壳体11的一部分，并包含安装在轴承壳体72的凸肩76和78上的一对预加载、角度接触的滚珠轴承30和31。由凸缘84的面82、轴承座圈92和轮毂28的端面86确定的间距80使得凸缘84的凸肩88和89和转子端部24分别能够在轴承30和31的内部轴承座圈92和94上设置压力（由于拧紧螺母和螺栓95和97）。

[0066] 当凸肩88和89使得内部座圈92和94在该座圈92和94之间的空间93中彼此相向推压时，轴承滚珠90和91强行产生对着外部座圈96和98的压力。布置在轮毂28上的轴环99防止轴承30和31处于过大负载。轴环99比在轴承壳体上的凸肩76、78之间的距离稍微更短。

[0067] 图5A、6和9表示了另一预加载轴承结构，其中，预加载垫片85代替在凸缘84上的凸肩88。在预加载处理过程中凸缘84与轮毂28的端部接触将防止轴承30和31受到过大负载，并起到与图8的轴环99类似的功能。

[0068] 预加载利用了在负载增加时偏转减小的情况。因此，预加载导致在附加负载施加于转子20上时减小转子超过预加载状态的偏转。已经认识到多种预加载轴承结构能够使用，且图5A、6、8和9中的示例是示意性的，而不是限制为任意特殊的预加载轴承结构。

[0069] 通过在轴承组件38中使用一对预加载轴承，将设置外部转子20的轴向位置和径向位置。因此，能够控制在界面U、V、W和Y处的固定间距间隙，也就是，1）在轮毂7的端面8和端部24的内部面9之间的界面（界面U）；2）在端板24的外部面27和壳体元件72的面74之间的界面（界面W）；3）在转子20的端面26和端板14的内部面16之间的界面（界面Y）；以及4）在转子20的径向边缘29和壳体部分12的内部径向边缘19之间的界面（界面V）。

[0070] 优选是，在界面V和W处的固定间距间隙保持在比在装置10中使用的操作流体的流体边界层更大的距离。在界面Y处的固定间距间隙保持在根据旁路泄漏和操作流体剪切力的距离。在界面U处的间隙充分防止轮毂7的端面8与外部转子端部24的内部面9的接触。

[0071] 如图5A中所示，装置10能够设置成使得内部转子40有同轴轮毂42，该同轴轮毂42从转子40的转子齿轮垂直向外延伸，且轮毂42的轴部分通过轴承组件51而安装在壳体11中。如图所示，轴承组件51的壳体也用作壳体11的静止端板14。轴承组件51有滚转元件轴承，例如滚珠轴承44或46，它们用于设置转子40的旋转轴线52和/或轴向位置。
设置转子40的轴向位置将保持在内部转子40的一个表面和另一转子20或壳体11之间的固定间距间隙。具体地说，轴承组件51设置：1）在端板14的内部面16和内部转子40的端面56之间（界面Z）的固定间距间隙的距离；或者2）在转子20的端板24的内部面9和内部转子40的端面54之间（界面X）的距离。优选是，在界面X或界面Z或者两者处的固定间距间隙保持在增加距离，以便减小旁路泄漏和操作流体剪切力。

[0072] 合适的轴承44或46能够选择在壳体内设置转子40的旋转轴线56（例如径向负载滚转元件轴承）或转子40的轴向位置（例如推力滚转元件轴承）。多对轴承（一个轴承设置旋转轴线52，另一轴承设置轴向位置）或者锥形滚转元件轴承能够用于控制转子40的轴向位置以及设置它的旋转轴线52。优选是，一对预加载轴承用于以上面对于外部转子20所述类似的方式来设置内部转子40的轴向和径向位置。

[0073] 图5A表示了一对预加载径向球轴承或角度接触轴承用于小尺寸或狭窄轴向长度的内部转子的典型结构，该内部转子不能在转子孔内容纳足够尺寸/容积的轴承。对于足够大的转子，同轴轮毂42能够省略，将被附接在端板14上的轮毂7代替。台阶形孔40a提供于内部转子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，轮毂7有端部凸缘7a，该端部凸缘7a对来自轴承44的预加载力产生反作用。垫片7b对来自轴承46的预加载力产生反作用，并确定固定间距间隙Z。预加载垫圈可以提供于凸缘7a和轴承44的内部座圈之间。螺栓7c提供了用于轴承的预加载力以及将轮毂7附接在端板14上。图中表示了单个螺栓，但是可以使用多个螺栓或其它附接方案。

[0074] 在图5C中表示了可选实施例，其中，轮毂7与端板14成一体。有凸缘的端帽7d对来自轴承44的内部座圈的预加载力产生反作用。螺栓7e或其它附接方案提供用于轴承的预加载力。

[0075] 如图5A中所示，用于降低旁路泄漏和操作流体剪切力的最佳结构包括使用两个轴承组件38和51，这两个轴承组件38和51各自使用一对预加载轴承来设置内部转子40和外部转子20的旋转轴线和轴向位置。这样的布置方式能够使得在界面V、W、X、Y和Z处的固定间距间隙和在界面V和W处的固定间距间隙精确设置在比在装置10中使用的操作流体的流体边界层更大的距离，并能够使得在界面X、Y和Z处的固定间距间隙设置在基本最佳距离，以便减小旁路泄漏和操作流体剪切力。图5A中的设置优于图6中的设置在于：在界面X、Y和Z处的固定间距间隙并不受到在转子20和40上的不平衡液压力的影响。也可选择，如图9中所示，推力轴承216能够引入图6的基本设计中，以便更精确地控制在界面X和Z处的间隙。当在装置中操作压力增加时，在内部转子40上的不平衡液压力将朝着静止端板14来压迫它。当压力变得足够高时，液压力能够超过在转子40和端板14之间的流体薄膜液动力，从而引起接触。附加在端板14或内部转子40中的槽中的推力轴承216（即在内部转子40和板14之间）将消除表面接触，并另外设置在界面Z处的最小固定间距间隙。

[0076] 图6和8中所示的实施例也许是在外部转子上使用预加载的一对滚转元件轴承和在内部转子上使用滚针轴承的最简单结构。它实际上用于低齿数的转子组，其中，内部转子的实体芯直径本质上较小，且横过装置的压力差较小。在较低压力差时，间隙X和Z用作液动力薄膜轴承，并将内部转子定心在由端板14和外部转子端板24界定的腔室中。

[0077] 当图9中所示的实施例用作膨胀器时，在横过装置的增大差值下，流体压力可能克服在间隙Z处的液动力薄膜负载能力。增加推力轴承216以便对负载产生反作用，并保持合适的间距间隙。不过，这增加了装置的复杂性，另外引入了制造精确深度环钻孔的难题。还有，当横过装置产生压力反向时（例如作为马达），在内部转子上的轴向力反向，并克服在间距X处的液动力薄膜能力。推力轴承方案在该界面处并不可行，因为两个运动部件并不同轴，尽管在表面之间的相对速度较小。

[0078] 图4和5A中所示的实施例利用在内部和外部转子上的预加载滚转元件轴承，并解决在图6、8和9所述的实施例中遇到的可能操作问题。图4和5A中所示的实施例特别适合较小装置和较短转子长度的装置。在转子腔室中的流体压力产生与内部转子的轴线垂直的负载，该负载反作用为在轴承44和46上的力偶。这需要更稳固的轴承和在它们之间的足够距离，而这要求端板14更厚，或者在板14的外表面上添加延伸凸台以便容纳轴承。另外，对于密封或高压装置，需要盖板，该盖板必须比轴承46更宽。因为用于转子腔室的有口导管2、4穿过端板14引入（图4），因此轴承44、46和盖板比得上（compete with）用于空间的进入口。

[0079] 当装置发展成在更高压力和压力比下的更大功率时，图5B和5C中所示的实施例成为所有上述问题的实际解决方案。足够能力的一对预加载滚转元件轴承能够容纳于内部转子40的孔中，从而消除了引入的力偶以及轴承向端板14和相关盖板中的侵入，因此端板的整个区域能够用于形成口。

[0080] 当用作Rankine循环结构的发动机时，如这里所述的装置提供了优于涡轮类型装置的多种改进，在涡轮类型装置中，冷凝流体毁坏涡轮叶片结构，因此当使用叶片类型装置时需要防止两相形成。实际上，两相流体能够用于有利地提高这种装置的效率。因此，当用于流体（该流体将过热）时，过热焓能够用于蒸发另外的操作液体（当装置用作膨胀发动机时），从而增加蒸汽容积和供给附加的膨胀功。对于将通过膨胀而冷凝的操作流体，当在膨胀发动机10中允许一些冷凝时，能够提取最大的功。当使用混合相流体时，固定间距间隙的距离必须设置成旁路损失和流体剪切损失最小（给定在发动机10中的液体和蒸汽的比率）。

[0081] 图9-11表示了在典型Rankine循环中使用的本发明装置。参考图11，来自锅炉230的高压蒸汽（包括一些过热液体）用作驱动装置10（该装置10作为发动机或原动机）的原动力，并从锅炉230通过导管2传送至进口孔15。低压蒸汽通过排出口17而离开装置，并经过导管4而通向冷凝器240。液体通过泵200而从冷凝器240经由管线206而泵送至锅炉230（通过导管208），然后重复循环。

[0082] 如图9和10中所示，冷凝泵200能够以由外部转子20驱动的轴210为动力来运转。当使用“固定”内部转子组件时（图5A），冷凝泵能够直接由内部转子的轴42来驱动。

[0083] 考虑到没有供给与发动机分离的泵的功率转换损失，因此使用集成的冷凝泵200有助于整个系统的效率。操作流体的气密容纳很容易实现，因为在泵200的泵轴210周围的泄露进入发动机壳体11中。如图所示，装置10能够很容易地通过添加第二环形壳体部件5和第二端板6而密封。也可选择，壳体部件5和端板6能够组合成整体的端帽（未示出）。
在泵轴210上的密封件并不需要，且消除了密封损失。

[0084] 因为冷凝泵200与发动机10同步，因此，在Rankine类型循环中的、通过发动机10和冷凝液泵210的流体质量流速相同。通过发动机和泵同步，冷凝泵的容量在任何发动机速度下都确切，从而消除了使用过大容量泵的浪费功率。

[0085] 在普通用途中，在界面Y（在内部转子的面26和端板14的内部面16之间）处产生一些旁路泄露，进入壳体11内部的外端中，例如界面V和W以及空间例如空隙空间212和214。这样的流体积累（特别是在界面V和W处的固定间距中）导致不需要的流体剪切损失。为了消除这些损失，简单的通道（例如导管204）用于使得壳体11的内部与装置10的低压侧连通。因此，对于膨胀发动机，壳体内部通过导管204而向排出导管4通气（图11）。这样的通气也减小在壳体11上的应力，当非金属材料用于壳体11的至少一部分的结构时，该应力是特别关注的问题，例如当装置10通过连接窗口而与外部驱动器连接时，例如使用在板84中的磁驱动器，该板84通过非磁性窗口6而与另一磁性板（未示出）耦合。

[0086] 通常，当壳体内部（外壳腔室）压力保持在进口和出口压力之间时，装置10工作最有效。在外壳中的正压力不会使界面Y处的旁路泄露。合适时使用壳体密封件218。压力控制阀（例如自动或人工节流阀220）允许优化壳体压力，用于最大化操作效率。

[0087] 该装置10的部件的尺寸设置通常由用途的要求来规定，特别是流体压力范围。更具体地说，利用更高压力的流体的用途需要更高能力（和通常更大）的内部转子轴承44、46。转子速度也是重要因素，以便保证在轴承中的滚转元件的滚转以及并不滑动或滑移。例如，在一个实施例中，具有图5B或图5C的内部转子的装置可以设置成在用于从废热流体流中提取能量的循环中使用。流体可以在大约250psi的压力下有大约210oF的进口温度。轴承
44、46可以装配至内部转子中，该内部转子有大约2英寸的孔径，尺寸设置成主要由流体压力来驱动，并与轴承上的负载相关联。在该实施例中，内部转子40可以有8个凸耳，外部转子20有9个凸耳。流体进入进口通道15，从而相对于外部转子20驱动内部转子40，并在基本更低的温度下（例如大约150oF至大约160oF）离开出口通道17，从而导致大约50oF至
60oF的温度差。内部转子40和外部转子20可以在大约3700rpm下驱动，以便大致匹配两极发电机的同步360rpm速度加上滑移。流过该装置10的流速可以取决于使用的流体。该装置将并不局限于这些尺寸或操作参数，因为它们这是用于示例说明一个可能的实施例。

[0088] 摆线齿轮装置的另一实施例在图12A和12B中表示。在该实施例中，装置310包括多个与上面所述相同的部件，其中相同参考标号表示相同部件。该装置310可以与装置10类似，具有如所述或所示的变化。这些相似点可以包括：装置310有壳体312，该壳体312有确定孔的中心部分以及具有口315和317的端板314。根据装置310怎样设置，口315可以是进口通道，口317可以是出口通道，或者相反。对于这里的说明，口315将介绍为就像它是进口通道。

[0089] 该装置310还可以包括：外部转子320，该外部转子320可旋转地布置在中心部分孔中；以及内部转子340。外部转子320可以确定凹形齿轮型面321。凹形齿轮型面321确定了根部324，该根部324基本均匀地绕外部转子320的轴线间隔开（具有在根部324之间的凸耳）。内部转子340可以确定凸形齿轮型面341。凸形齿轮型面341可以包括多个凸耳349，这些凸耳349设置成与外部转子320啮合（具有在凸耳349之间的根部）。在该实施例中，外部转子320有5个根部324，而内部转子340有四个凸耳。进口通道315的外边缘可以由外部转子根部324的旋转通路来确定，进口通道315的内边缘可以由内部转子340的根部直径的旋转通路来确定，如图12B中所示。进口通道315的前边缘380和后边缘381可以为基本直线形。

[0090] 因为外部转子320和内部转子340并不同轴布置，因此内部转子凸耳349只在特殊周向方位中才与相应外部转子根部324充分啮合。在一些实施例中，这可以恰好在根部324经过进口315之前发生。因为内部转子340和外部转子320渐进旋转，因此流体进入各转子腔室容积中只能通过由相应外部转子凸耳型面、相应内部转子根部型面和进口通道
315的后边缘381界定的较小锐角K来进入。

[0091] 图13A和13B表示了与该装置310类似的装置410，该装置410最值得注意的是具有不同形状的进口通道415和外部转子420，以便产生在外部转子根部424中的一系列导管，这些导管与由内部和外部转子440、420以及进口孔415形成的转子腔室容积连通。进口通道415可以在端板414中形成弓形形状。进口通道415可以确定径向高度Q，该径向高度Q由在进口通道415的内边缘和外边缘之间的径向差值来确定。径向高度Q可以在进口通道415的前边缘处最小。当转子420、440逆时针方向旋转时（如图13A中所示），进口通道415的前边缘是边缘480。进口通道415的末端可以由后边缘481确定，如图13A中所示。各前边缘480和后边缘481可以与外部转子420在导管端面441处的相应对齐部分的形状或曲率基本匹配。匹配形状使得进口通道415能够分别基本瞬时打开和关闭，因为相应几何形状帮助保证进口通道415并不基于前边缘480的形状而缓慢打开（例如缓慢打开三角形，例如通过使得矩形从尖端向基部滑动），或者基于后边缘481的形状而缓慢覆盖。这在下面参考图14A和14B更详细介绍。流体可以在进口通道415的打开和关闭之间自由地流入相应转子腔室容积中。

[0092] 进口通道415的周向宽度R可以定义为在前边缘480和后边缘481之间的周向长度。径向高度Q可以在后边缘481处与在前边缘480处相同，甚至可以横过进口周向宽度R基本恒定。也可选择，进口径向高度Q可以横过进口周向宽度R变化，例如通过具有由外部转子420的根部424的旋转通路确定的外边缘和由内部转子440的凸耳尖端的旋转通路确定的内边缘，从而形成可选的进口通道415’，如图13A中的初始进口通道415的虚线膨胀所示。改变进口的径向高度Q可以改变流过进口通道415’的流量和装置410的性能。周向宽度R可以变化，并可以在直到大约180度的范围内延伸，或者在直到大约由两个相邻外部转子根部424的距离确定的周向宽度的范围内。在这样的周向宽度处，进口通道415将总是与至少一个根部424连通。这可以帮助防止装置410的脉冲，当进口通道415密封时可能引起该脉冲，从而暂时停止流体流入进口通道415内，直到下一个外部转子根部导管与进口通道415连通。

[0093] 与装置310相同，导管的死区容积（或导管容积）定义为在内部转子凸耳449和相应外部转子根部424之间的空间（当它们充分啮合时），这是当在相应内部转子凸耳449和外部转子根部424之间的径向距离最小时。该导管包括径向高度S、周向宽度T和深度U。径向高度S和周向宽度T在图13A中的导管端面处表示。进口径向高度Q可以基本等于在导管端面441处的导管径向高度S，特别是在进口前边缘480处。导管端面441可以径向布置在与进口通道415基本类似的径向位置处，这样，当导管端面441和进口通道415周向对齐时，在两者之间有大量的交叠。在一些实施例中，进口通道415可以与导管端面完全交叠。进口通道415的边缘可以与导管端面441基本对齐，如图13B中所示。导管的大部分可以由根部424来确定。导管容积可以通过改变外部转子420来进行控制。在导管端面
441处的根部424的外壁可以与和外部转子420充分啮合的内部转子440的凸耳449的尖端径向间隔开导管径向高度S，同时外壁的下部部分可以与凸耳尖端449靠近接触，再如图
13B中所示。在该实施例中，根部424的壁根据导管深度U而沿径向方向变化。该变化可以导致外壁的很多不同形状，例如线性、凹形或凸形壁。在其它实施例中，死区容积径向高度S可以对于沿导管深度U的任意点都基本恒定，从而导致基本恒定截面面积的根部424。在还一实施例中，导管的至少一个侧壁（外部转子凸耳的壁）可以根据导管深度U而沿周向方向变化，如图13C和13D中所示。这种变化可以导致侧壁的多种不同形状，例如线性、凹形或凸形壁。

[0094] 在操作中，对于装置310、410，流体从进口通道315、415（或415’）流过开口面积，该开口面积可以定义为进口通道315、415（或415’）的截面面积，流体可以通过该截面面积流入由转子320、340、420、440确定的转子腔室容积中。图14A和14B表示了对于各装置（图14A中的装置310、图14B中的装置410，具有可选的进口通道415’），开口面积将怎样根据外部转子420的旋转位置而变化的曲线图。首先，对于两个装置310、410，进口通道315、415’关闭，然后开封（口打开），以便暴露于相应的转子腔室容积。对于装置310，该量最小，如上所述，且线保持靠近零。不过，对于装置410，通过导管进入转子腔室容积的进口明显更大，且当进口通道415’打开时，开口面积基本瞬时增加至在进口通道415’界面处的导管端面面积。对于各装置，当凸耳349、449开始离开根部324、424时，用于流体进入转子腔室容积的面积（垂直于转子表面（或开口面积））缓慢增加。首先，这种增加很小，但是当凸耳
349、449继续旋转离开根部324、424时快速增加，直到进口通道315、415’开始关闭（图14A和14B在峰值的右侧）。开口面积的变化在图14A中更明显，因为最大开口面积限制为由在外部转子凸耳321、内部转子根部340和装置310的口边缘381之间的空间来确定；而在图
14B中，最大开口面积快速达到，并在腔室变化过程中有效保持恒定。因此，图14B的曲线图表现为具有基本恒定的进口通道开口面积型面。

[0095] 在进口通道315、415’开始关闭时曲线也不同。对于装置310，在内部转子340和外部转子320之间形成的锐角弓形角度（在图12B中由K表示）经过进口通道端部381时密封进口315。尽管开口面积以更大速率减小（与它增大时相比），但是在减小过程中的曲线还有稍微平缓的斜坡，因为进口通道415’并不在最大开口面积之后基本瞬间密封。另一方面，一旦在图14B中的开口面积达到最大值，进口通道415’基本瞬时密封（口关闭），因此开口面积返回零。这可以通过使用相应形状来实现，如前所述。一旦进口通道315、415’关闭，流体在转子腔室容积中膨胀至最大膨胀容积，直到从出口317、417排空。最终结果是，在图14A中的曲线类似于钟形曲线，具有向右的中等移动，而图14B的曲线类似于台阶作用或者顶帽，具有快速增加、变平和快速减小。

[0096] 如前所述，装置410对于各转子腔室容积产生基本恒定的面积延伸。这与流体流动例如转子腔室中的快速进入和切断组合而可以帮助设计人员准确地确定装置410的膨胀比。为了增加装置的膨胀比，口打开持续时间（从口打开至口关闭的时间）可以减小（这可以通过对于给定旋转操作速度减小进口周向宽度R来实现）。由图14A可知，减小口打开的持续时间可以严重地减少装置的开口面积（该装置设置成类似装置310）。另一方面，使用沿图14B中的曲线之一的装置时（例如装置410），口打开时间可以减小，而并不明显牺牲开口面积，这可以导致增大的膨胀比。例如，装置310可以有大约2.0的实际膨胀比，而装置410可以有10或更大的实际膨胀比。在相应实施例中，装置310可以有大约1.7的膨胀比，且相对于有机Rankine循环的热效率为大约0.06，而装置410可以有大约5.6的膨胀比，且相对于有机Rankine循环的热效率为大约0.13。最大膨胀容积可以比导管容积大很多倍，因此，驱动转子420、440的改进更加说明了由在装置410中承载附加死区容积而引起的潜在效率损失。曲线的量将根据使用装置的不同参数而变化，但是形状将保持大致相同，如由各图14A和14B中变化的量的三个曲线所示。

[0097] 优选和通常，也可以使用与这里所示的结构不同的结构，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多种装置。

[0098] 因此，应当知道，尽管已经通过优选实施例和实例特别介绍了本发明，但是本领域技术人员应当清楚关于尺寸和形状的设计变化，且这些变化和改变被认为与公开的发明和附加权利要求等效和在它们的范围内。

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