NO176939B

NO176939B - Closed thermodynamic system

Info

Publication number: NO176939B
Application number: NO933096A
Authority: NO
Inventors: Gustav Lorenzen
Original assignee: Sinvent As
Priority date: 1991-03-01
Filing date: 1993-08-31
Publication date: 1995-03-13
Also published as: NO933096L; NO176939C; NO933096D0

Description

Oppfinnelsen angår et lukket termodynamisk system, som angitt i ingressen til det etterfølgende krav 1. The invention relates to a closed thermodynamic system, as stated in the preamble to the subsequent claim 1.

Vanlige gasskompressorer og -ekspandere inndeles gjerne i to grupper svarende til prinsippet for trykkendring; statisk eller dynamisk arbeidende maskiner. De har alle det tilfelles at trykkendringen foregår mer eller mindre adiabatisk, dvs med forholdsvis liten varmeutveksling med omgivelsene, ettersom den flate som er tilgjengelig for varmeoverføring under prosessen er altfor liten til å gi noe nevneverdig avvik fra dette regime. Dette forårsaker et energitap i forhold til en teoretisk isoterm prosess. Ordinary gas compressors and expanders are usually divided into two groups corresponding to the principle of pressure change; statically or dynamically working machines. They all have the case that the pressure change takes place more or less adiabatically, i.e. with relatively little heat exchange with the surroundings, as the area available for heat transfer during the process is far too small to produce any significant deviation from this regime. This causes an energy loss compared to a theoretical isothermal process.

Teoretiske utredninger over hvordan slike energitap kan reduseres ved å sørge for at prosessen i en hovedsakelig adiabatisk kompressor nærmer seg isotermen ved trinndeling og mellomkjøling finnes i nær sagt hvilken som helst elementær lærebok i termodynamikk, f.eks. i boken "Technisches Handbuch Verdichter" tredje utgave, side 42 - 43. Vanligvis går imidlertid problemet ut på å finne en praktisk og økonomisk måte å utføre slike prosesser på. Theoretical studies on how such energy losses can be reduced by ensuring that the process in a mainly adiabatic compressor approaches the isotherm by stage division and intercooling can be found in almost any elementary textbook on thermodynamics, e.g. in the book "Technisches Handbuch Verdichter" third edition, pages 42 - 43. Usually, however, the problem is to find a practical and economical way to carry out such processes.

En vanlig konstruksjon av en statisk eller positiv for-trengningsmaskin er stempelkompressoren eller rotasjons-stempelkompressoren. Disse typer blir vanligvis benyttet i et enkelt trinn opptil et forhold mellom utløps- og sugetrykk'på 6-8, og iblandt også høyere, avhengig av egenskapene til gassen som skal pumpes samt andre driftsbetingelser. Følgelig blir det adiabatiske tap ganske betydelig. Bare ved meget høye totale trykkforhold vil en maskin med to eller flere trinn bli benyttet, da dette er en dyr løsning. Energibespa-relsen ved moderate trykkforhold er ikke tilstrekkelig til å veie opp for denne mer kompliserte konstruksjon. A common construction of a static or positive displacement machine is the reciprocating or rotary reciprocating compressor. These types are usually used in a single step up to a ratio between discharge and suction pressure of 6-8, and sometimes even higher, depending on the properties of the gas to be pumped and other operating conditions. Consequently, the adiabatic loss becomes quite significant. Only at very high total pressure conditions will a machine with two or more stages be used, as this is an expensive solution. The energy saving at moderate pressure conditions is not sufficient to compensate for this more complicated construction.

En annen populær form for positiv fortrengningskompres-sor/ekspander er skruemaskinen. Dens driftsegenskaper kan sammenliknes med stempelmaskinens, selv om det er en tendens til at den benyttes også ved høyere trykkforhold i et enkelt trinn. Another popular form of positive displacement compressor/expander is the screw machine. Its operating characteristics can be compared to those of the piston machine, although there is a tendency for it to be used also at higher pressure conditions in a single stage.

Turbomaskiner arbeider ifølge det dynamiske prinsipp, idet de omdanner høye strømningshastigheter til trykk og i stor utstrekning anvendes for store strømningsvolum. Selv om trykkforholdet per trinn er begrenset, særlig for kompressorer, blir det sjelden foretatt mellomkjøling, eller oppvarming mellom trinnene. På grunn av de spesielle konstruksjonsfor-hold ved slike maskiner, ville det vært altfor komplisert og dyrt å sørge for at gassen bringes ut og tilbake igjen for hvert trinn. Bare ved meget høye totale trykkforhold, når en viss grad av mellomkjøling eller -oppvarming er uunngåelig, utføres dette ved å anvende to eller flere maskiner i serie, hvor hver inneholder et passe antall trinn, idet varmevekslingen foregår ved overføring av gassen fra én enhet til den neste. Det adiabatiske energitap blir minst like stort som for de vanlige, positive fortrengningsmaskiner. Turbomachines work according to the dynamic principle, as they convert high flow rates into pressure and are used to a large extent for large flow volumes. Although the pressure ratio per stage is limited, especially for compressors, intercooling or heating between stages is rarely carried out. Because of the special construction conditions of such machines, it would be far too complicated and expensive to ensure that the gas is brought out and back again for each step. Only at very high total pressure conditions, when a certain degree of intermediate cooling or heating is unavoidable, is this carried out by using two or more machines in series, each containing a suitable number of stages, the heat exchange taking place by transferring the gas from one unit to the next. The adiabatic energy loss is at least as great as for the usual positive displacement machines.

Maskiner av tannhjulstypen brukes i stor grad som pumper og motorer i hydrauliske kraftsystemer. Med et tilnærmet inkompresibelt, væskeformig arbeidsmedium, vanligvis olje, kan de arbeide med meget høy virkningsgrad ved ekstreme trykkforhold. Iblandt anvendes liknende maskiner som ekspandere i pneumatiske systemer for drift av små kraftverktøy eller opp-starting av forbrenningsmotorer. I slike tilfeller, med enkelttrinnsdrift og forholdsvis stort trykkforhold, blir virkningsgraden meget lav. Gear-type machines are largely used as pumps and motors in hydraulic power systems. With an almost incompressible, liquid working medium, usually oil, they can work with a very high degree of efficiency at extreme pressure conditions. Sometimes similar machines are used as expanders in pneumatic systems for operating small power tools or starting internal combustion engines. In such cases, with single-stage operation and a relatively large pressure ratio, the efficiency becomes very low.

En konstruksjon av liknende art, "Roots-blåseren", anvendes iblandt som kompressor for lave trykkforhold. Den vanlige typen har to vinger, men tre eller opptil fire vinger finnes også. Ettersom rotorene ikke er innrettet for kraftoverfø-ring, må de synkroniseres ved hjelp av et separat tannhjulsett. To eller tre rotorpar blir iblandt anordnet i serie for å øke trykket. A construction of a similar nature, the "Roots blower", is sometimes used as a compressor for low pressure conditions. The common type has two wings, but three or up to four wings are also found. As the rotors are not designed for power transmission, they must be synchronized using a separate gear set. Two or three pairs of rotors are sometimes arranged in series to increase the pressure.

Det er blitt foreslått å anvende flertrinns tannhjul-eller "Roots"-maskiner for ekspansjon eller kompresjon i åpne systemer, dvs systemer med åpning til atmosfæren. Enkelte patenter som angår slike anvendelser kan nevnes: Tysk patent DE 3 613 734 Ax (H. Bindert) beskriver en maskin av tannhjulstypen for anvendelse som en forbren-ningsmotor med ekspansjon av avgassen gjennom ett eller flere trinn hos en tannhjulekspander med økende strøm-ningsvolum. It has been proposed to use multi-stage gear or "Roots" machines for expansion or compression in open systems, ie systems with an opening to the atmosphere. Certain patents relating to such applications can be mentioned: German patent DE 3 613 734 Ax (H. Bindert) describes a gear type machine for use as an internal combustion engine with expansion of the exhaust gas through one or more stages of a gear expander with increasing flow volume.

DR patent 123 960 (A. Bauml) angår en flertrinnskompressor av tannhjul- eller nærmere bestemt Roots-typen, DR patent 123 960 (A. Bauml) concerns a multi-stage compressor of the gear or more specifically Roots type,

hvor alle trinn har samme konstruksjon og volum-kapasi tet, idet luft innsuges parallelt fra atmosfæren ved samme trykk. Utstrømningen fra ett trinn leveres til det neste og innføres i hulrommet mellom rotorvingene i where all stages have the same construction and volume capacity, as air is drawn in parallel from the atmosphere at the same pressure. The outflow from one stage is delivered to the next and introduced into the cavity between the rotor blades i

kanalen mellom suge- og utløpsåpningene, hvorved trykket the channel between the suction and discharge openings, whereby the pressure

økes tilnærmet i aritmetisk rekke (2x i annet trinn 3x i tredje trinn ). Dette fører til store trykkdifferan-ser i de siste trinn. is increased approximately in arithmetic order (2x in the second step 3x in the third step). This leads to large pressure differences in the last stages.

Fransk patent 660 528 omhandler en flertrinnskompressor av Roots-typen med opptil fire trinn med avtakende volum-kapasitet ved at rotorenes bredde reduseres fra ett trinn til det neste. Maskinen er utstyrt med en vannkappe som åpenbart bare kan gi en meget begrenset avkjøling av gassen under kompresjon. Ved stor trykkøking er det forutsatt bruk av to eller flere maskiner i serie på French patent 660 528 deals with a multi-stage compressor of the Roots type with up to four stages of decreasing volume capacity by reducing the width of the rotors from one stage to the next. The machine is equipped with a water jacket which can obviously only provide a very limited cooling of the gas during compression. In the event of a large pressure increase, the use of two or more machines in series is assumed

vanlig måte. usual way.

Tysk patent 1 243 816 (Leybold) beskriver en vakuumpumpe av Roots-type, med minst to trinn, hvor lavtrykkstrinnet er anbrakt i midten mellom to deler av et senere trinn, som i dette øyemed er blitt delt. Hensikten med dette arrangement er å unngå inntrengning av smøreolje i lavtrykkstrinnet . German patent 1 243 816 (Leybold) describes a vacuum pump of the Roots type, with at least two stages, where the low-pressure stage is placed in the middle between two parts of a later stage, which for this purpose has been divided. The purpose of this arrangement is to avoid ingress of lubricating oil into the low pressure stage.

Tysk patent 1 903 297 (A. Bader) angår en tannhjulspumpe hovedsakelig for smøreolje méd parallelle rotorer som kan drives med forskjellig omdreiningshastighet. Hensikten med dette arrangement er å regulere strømningsmengden. German patent 1 903 297 (A. Bader) relates to a gear pump mainly for lubricating oil with parallel rotors which can be driven at different rotational speeds. The purpose of this arrangement is to regulate the flow rate.

Ingen av de omtalte systemer er utstyrt med midler for varmeveksling mellom trinnene, eller andre arrangementer for å gjøre dem egnet til å skape en ønskelig termodynamisk syklus. None of the systems discussed are equipped with means for heat exchange between the stages, or other arrangements to make them suitable for creating a desirable thermodynamic cycle.

Hovedformålet med foreliggende oppfinnelse er å gjøre det mulig å konstruere termodynamiske systemer som kan tilnærmes en hvilken som helst ønsket, teoretisk syklus med varierende trykk og temperatur. Vanlig tilgjengelig utstyr er beheftet med betydelige begrensninger og manglende fleksibilitet i denne henseende: - Kompresjon og ekspansjon må være tilnærmet adiabatisk over temmelig store trykk-inkrementer. Selv om varmeveksling med glidende temperatur kan benyt tes, enten ved bruk av gasser som er ikke-kondenserbare i det aktuelle område (Joule- eller Brayton-prosess) eller seotropiske blandinger av kondenserbare fluider, innebærer begge disse løsninger store begrensninger i valg av temperaturkurver. Der er bindinger som fører til mistil-pasning i varmevekslerne. - Likeledes vil det, når en transkritisk prosess benyttes til å frembringe en tilnærmet konstant temperatur i den lave side av varmevekslingen, med faseendring og kontinuerlig temperaturglidning ved den høye siden, være vanskelig å oppnå en tilfredsstillende tilpasning. The main purpose of the present invention is to make it possible to construct thermodynamic systems that can approximate any desired, theoretical cycle with varying pressure and temperature. Commonly available equipment is subject to significant limitations and a lack of flexibility in this respect: - Compression and expansion must be approximately adiabatic over fairly large pressure increments. Although heat exchange with sliding temperature can be used tes, either by using gases that are non-condensable in the area in question (Joule or Brayton process) or zeotropic mixtures of condensable fluids, both of these solutions entail major limitations in the choice of temperature curves. There are bonds that lead to a mismatch in the heat exchangers. - Likewise, when a transcritical process is used to produce an approximately constant temperature in the low side of the heat exchange, with phase change and continuous temperature drift on the high side, it will be difficult to achieve a satisfactory adaptation.

Et tidligere kjent varmepumpesystem som til en viss grad kan avhjelpe de ovennevnte mangler er beskrevet i SE-A A previously known heat pump system which can to some extent remedy the above-mentioned shortcomings is described in SE-A

432 145. Det er imidlertid ingen antydning i dette dokument om hva slags form for maskin som bør anvendes for de der beskrevne kompresjonsprosesser, bortsett fra at tegningene synes å antyde en slags turbomaskin. Som ovenfor nevnt er imidlertid turbomaskiner altfor kompliserte og dyre til at det blir mulig å oppnå ovennevnte formål med foreliggende oppfinnelse på en praktisk og økonomisk måte. 432 145. However, there is no hint in this document about what kind of machine should be used for the compression processes described there, except that the drawings seem to suggest some kind of turbo machine. As mentioned above, however, turbomachines are far too complicated and expensive for it to be possible to achieve the above-mentioned purpose of the present invention in a practical and economical way.

Ifølge foreliggende oppfinnelse blir disse vanskeligheter i forbindelse med teknikkens stilling eliminert eller i det minste vesentlig redusert, og ovennevnte formål oppnås ved å anvende flertrinns tannhjulskompressorer og -ekspandere i kombinasjon med varmevekslere som er anordnet mellom trinnene og innbefatter fordampere og kondensatorer. Annet utstyr såsom væske-separatorer, massevekslere, strupeinnretninger etc kan tilføyes etter behov som angitt i de etterfølgende patent-krav. According to the present invention, these difficulties in connection with the state of the art are eliminated or at least significantly reduced, and the above-mentioned purpose is achieved by using multi-stage gear compressors and expanders in combination with heat exchangers which are arranged between the stages and include evaporators and condensers. Other equipment such as liquid separators, mass exchangers, throttling devices etc can be added as required as stated in the subsequent patent claims.

Nærmere bestemt oppnås formålet ifølge oppfinnelsen ved et lukket termodynamisk system av den innledningsvis angitte art ved at hvert trinn i flertrinns kompresjons- og ekspansjonsinnretningene utgjøres av et par samvirkende tannhjul, som angitt i den karakteriserende del av krav 1. Fordelaktige utføringsformer av oppfinnelsen er angitt i de etterfølgende krav 2 og 3. More specifically, the object according to the invention is achieved by a closed thermodynamic system of the type indicated at the outset in that each stage in the multi-stage compression and expansion devices consists of a pair of cooperating gears, as stated in the characterizing part of claim 1. Advantageous embodiments of the invention are stated in the subsequent claims 2 and 3.

En tannhjulsmaskin som er egnet til å konstrueres med mange trinn og mindre trykk-inkrementer, uten særlig mer-omkostning, kan tjene til å avhjelpe mange av de vanlige begrensninger. A gear machine which is suitable to be constructed with many steps and smaller pressure increments, without much additional cost, can serve to remedy many of the usual limitations.

Med en flertrinns "tannhjulsmaskin" menes en maskin hvor samvirkende tannhjulspar, f.eks. slike som finnes i en tannhjulspumpe, anvendes til å komprimere eller ekspandere et arbeidsfluid som strømmer gjennom maskinen. Også maskiner av ovennevnte "Roots"-type, som ikke har flere enn to tenner pr tannhjul kan tenkes anvendt for systemer ifølge foreliggende oppfinnelse. Tannhjul av den vanlige hydraulikkpumpe-typen, som har minst syv tenner, er imidlertid langt å foretrekke. By a multi-stage "gear machine" is meant a machine where co-operating pairs of gears, e.g. such as are found in a gear pump, are used to compress or expand a working fluid that flows through the machine. Also machines of the above-mentioned "Roots" type, which have no more than two teeth per gear wheel, can be used for systems according to the present invention. However, gears of the usual hydraulic pump type, which have at least seven teeth, are far preferable.

En annen fordel ved mange kompresjons- eller ekspansjons-trinn og tilsvarende små trykkinkrementer, er at indre lekka-sje i maskinen reduseres til et minimum uten store krav til konstruksjonen. Hele aggregatet har karakter av en labyrint-tetning. Ettersom maskinen er fullstendig avbalansert og kan bygges med store innløps- og utløpsåpninger, er den egnet for drift med høy hastighet. Dette muliggjør kompakt konstruksjon og moderate kostnader. Another advantage of many compression or expansion stages and correspondingly small pressure increments is that internal leakage in the machine is reduced to a minimum without major demands on the construction. The whole unit has the character of a labyrinth seal. As the machine is completely balanced and can be built with large inlet and outlet openings, it is suitable for high speed operation. This enables compact construction and moderate costs.

En spesiell fordel ved en tannhjulsmaskin er at den er fullstendig ufølsom for støtvis væskestrømning. Den kan derfor uten problemer anvendes for kompresjon og ekspansjon av gass/væske-blandinger eller også rene væsker. A special advantage of a gear machine is that it is completely insensitive to shock fluid flow. It can therefore be used without problems for compression and expansion of gas/liquid mixtures or also pure liquids.

Ytterligere formål og fordeler med oppfinnelsen vil frem-gå av følgende beskrivelse av forskjellige utføringsformer av oppfinnelsen, i tilknytning til tegningene hvor: Fig. 1 er et skjematisk lengdesnitt gjennom en foretruk-ket utføringsform av en flertrinns tannhjulsmaskin ifølge oppf innelsen, Further purposes and advantages of the invention will be apparent from the following description of different embodiments of the invention, in connection with the drawings where: Fig. 1 is a schematic longitudinal section through a preferred embodiment of a multi-stage gear machine according to the invention,

Fig. 2 er et tverrsnitt langs linjene A-A i fig. 1, Fig. 2 is a cross-section along the lines A-A in fig. 1,

Fig. 3 er et strømningsdiagram som viser gasstrømmen gjennom maskinen vist i fig. 1, Fig. 4 er et PV-diagram som anskueliggjør det teoretiske kompresjonsforløpet ved bruk av flertrinns tannhjulskompres-sormaskinen vist i fig. 1 og ved en konvensjonell adiabatisk kompressor for samme trykkforhold, Fig. 5 er et diagram som viser trinntallets innvirkning på det teoretiske energiforbruket, Fig. 6a er et strømningsdiagram lik fig. 3 som viser en detalj ved en fordelaktig utførelse av oppfinnelsen, Fig. 6b er et PV-diagram som viser kompresjonsforløpet ved utførelsen ifølge fig. 6a, Fig. 7a og 7b er henholdsvis et system- og T-s-diagram som viser en typisk varmepumpe av kjent type, mens Fig. 8a og 8b er tilsvarende diagrammer som viser et varmepumpesystem ifølge oppfinnelsen. Fig. 9a, 9b og 9c er system-, T-s- og PV-diagrammer som viser et annet eksempel på en varmepumpe eller et kjølesystem basert på prinsippene ifølge foreliggende oppfinnelse. Fig. 10 er et riss av en tannhjulsmaskin, delvis snitt. Fig. Ila og 11b er henholdsvis et system- og et T-s-diagram av et annet typisk, tidligere kjent transkritisk varmepumpe- eller kjøleanlegg, mens Fig. 12a og 12b er liknende diagrammer av et tilsvarende system ifølge oppfinnelsen, og Fig. 13a, 13b og 14a, 14b er diagrammer som viser enda et annet eksempel på et kjent system sammenliknet med et system ifølge foreliggende oppfinnelse. Fig. 3 is a flow diagram showing the flow of gas through the machine shown in Fig. 1, Fig. 4 is a PV diagram illustrating the theoretical compression process using the multi-stage gear compressor machine shown in Fig. 1 and with a conventional adiabatic compressor for the same pressure ratio, Fig. 5 is a diagram showing the effect of the number of steps on the theoretical energy consumption, Fig. 6a is a flow diagram similar to fig. 3 which shows a detail in an advantageous embodiment of the invention, Fig. 6b is a PV diagram showing the compression sequence in the embodiment according to fig. 6a, Fig. 7a and 7b are respectively a system and T-s diagram showing a typical heat pump of a known type, while Fig. 8a and 8b are corresponding diagrams showing a heat pump system according to the invention. Figs. 9a, 9b and 9c are system, T-s and PV diagrams showing another example of a heat pump or a cooling system based on the principles of the present invention. Fig. 10 is a view of a gear machine, partial section. Fig. 11a and 11b are respectively a system and a T-s diagram of another typical, previously known transcritical heat pump or cooling system, while Fig. 12a and 12b are similar diagrams of a corresponding system according to the invention, and Fig. 13a, 13b and 14a, 14b are diagrams showing yet another example of a known system compared to a system according to the present invention.

Flertrinns tannhjulsmaskinen 1 vist i fig. 1 og 2 er nedenfor betegnet som en kompressor, men den kan også anvendes som en ekspander slik det fremgår av et av de etterfølgende eksempler. Den består i hovedsaken av et hus 2 som opptar et antall samvirkende par rettfortannete, sylindriske tannhjul, i det viste eksempel fire par, betegnet med henholdsvis I, II, III og IV som hvert utgjør et trinn i kompressoren 1, idet "I" representerer det laveste trykktrinn og "IV" det høyeste. Det ene tannhjul i hvert par I - IV er montert på en felles driv-aksel 3 mens det andre tannhjul i hvert par er montert på en felles, frittløpende aksel 4 og drives via tannhjulsoverførin-gen. Akslene 3, 4 er opplagret i lagre henholdsvis 3', 4'. The multi-stage gear machine 1 shown in fig. 1 and 2 are referred to below as a compressor, but it can also be used as an expander, as can be seen from one of the following examples. It mainly consists of a housing 2 which accommodates a number of interacting pairs of straight-toothed, cylindrical gears, in the example shown four pairs, denoted respectively by I, II, III and IV which each form a stage in the compressor 1, with "I" representing the lowest pressure level and "IV" the highest. One gear wheel in each pair I - IV is mounted on a common drive shaft 3, while the other gear wheel in each pair is mounted on a common, free-running shaft 4 and is driven via the gear transmission. The shafts 3, 4 are stored in bearings 3', 4' respectively.

De respektive trinn I - IV er innbyrdes adskilt ved skilleveg-ger 5 som sammen med omsluttende vegger 6 rundt tannhjulene danner et kammer med innløps- og utløpsporter eller åpninger, henholdsvis 7 og 8, for hvert tannhjulspar, og med minst mulig klaring til disse uten å hindre tannhjulenes rotasjon. Skil-leveggene 6 kan være utstyrt med rundtløpende pakninger (ikke vist) mot tannhjulenes sideflater for tetning mellom de enkelte trinn, mens en akselpakning 9 hindrer gasstrømning mellom trinn I og utsiden. The respective stages I - IV are separated from each other by partition walls 5 which together with enclosing walls 6 around the gears form a chamber with inlet and outlet ports or openings, respectively 7 and 8, for each pair of gears, and with the least possible clearance to these without to prevent the rotation of the gears. The partition walls 6 can be equipped with circumferential seals (not shown) against the side surfaces of the gears for sealing between the individual stages, while a shaft seal 9 prevents gas flow between stage I and the outside.

Som det fremgår av fig. 1 og 2 er tannhjulsparene anordnet i et forhold med suksessivt avtakende transportvolum, eller med andre ord på en slik måte at volumstrømmen til gassen som skal komprimeres suksessivt reduseres fra trinn til trinn under kompresjonsprosessen. As can be seen from fig. 1 and 2, the pairs of gears are arranged in a ratio of successively decreasing transport volume, or in other words in such a way that the volume flow of the gas to be compressed is successively reduced from step to step during the compression process.

Ved utførelsen av flertrinns tannhjulskompressoren 1 ifølge oppfinnelsen er dette oppnådd ved å benytte tannhjul av samme diameter i alle trinn, men med gradvis avtakende bredde fra første til siste trinn, slik som vist i fig. 1. Dette gir en enkel og billig konstruksjon. Den samme virkning kunne imidlertid vært oppnådd på en annen måte, f.eks. ved tannhjul med samme bredde og gradvis avtakende diameter. In the design of the multi-stage gear compressor 1 according to the invention, this has been achieved by using gears of the same diameter in all stages, but with gradually decreasing width from the first to the last stage, as shown in fig. 1. This provides a simple and cheap construction. However, the same effect could have been achieved in another way, e.g. in the case of gears with the same width and gradually decreasing diameter.

Tannhjulsparene I - IV kan være utformet på hvilken som helst hensiktsmessig måte og av et hvilket som helst hensiktsmessig materiale som en fagmann på området vil kjenne til, f.eks. slike som anvendes ved vanlige hydrauliske tannhjuls-pumper. I likhet med slike kan ulike modifikasjoner som gir avvik fra vanlige tannprofiler benyttes, f.eks. for å oppnå bedre virkningsgrad og reduserte trykkpulser og støy. Det kan også være aktuelt at de utføres i selvsmørende plast- eller sintermateriale. Antall tenner på hvert tannhjul vil bli valgt ut fra vurderinger over ønsket strømningskapasitet for maskinen og bør fortrinnsvis være så få som hensiktsmessig for sikring av en problemfri kraftoverføring. Normalt vil man anvende fra syv til tyve tenner. The gear pairs I - IV may be designed in any suitable manner and of any suitable material known to a person skilled in the art, e.g. such as are used in normal hydraulic gear pumps. Similar to these, various modifications that deviate from normal tooth profiles can be used, e.g. to achieve better efficiency and reduced pressure pulses and noise. It may also be appropriate for them to be made in self-lubricating plastic or sinter material. The number of teeth on each gear wheel will be selected based on assessments of the desired flow capacity for the machine and should preferably be as few as appropriate to ensure problem-free power transmission. Normally, one will use from seven to twenty teeth.

Som skjematisk antydet i strømningsdiagrammet på fig. 3 vil gassen som skal komprimeres, f.eks. luft ved atmosfære-trykk P0 og -temperatur T0, etter komprimering til trykk P1 og temperatur Tx i det første trinn I, ledes i serie gjennom kanaler eller ledninger henholdsvis 11, 12, 13 innbefattende gass-kondisjoneringsmidler 11', 12', 13', f.eks. varmevekslere, for å bevirke mellomkjøling mellom de påfølgende trinn II - IV. Slik mellomkjøling vil i henhold til oppfinnelsen fortrinnsvis være slik at gassen som ved utgangen av hvert trinn på grunn av kompresjonsprosessen har fått en høyere temperatur enn utgangstemperaturen T0, under kjøleprosessen bringes tilbake til sistnevnte temperatur T0 før innstrømning i det påfølgende trinn. Dette er anskueliggjort i PV-diagrammet på fig. 4, der kurven T0 representerer isotermen for denne temperatur. As schematically indicated in the flow diagram of fig. 3 will the gas to be compressed, e.g. air at atmospheric pressure P0 and temperature T0, after compression to pressure P1 and temperature Tx in the first stage I, is led in series through channels or lines 11, 12, 13 respectively including gas conditioners 11', 12', 13' , e.g. heat exchangers, to effect intercooling between the subsequent stages II - IV. According to the invention, such intermediate cooling will preferably be such that the gas which at the end of each stage due to the compression process has obtained a higher temperature than the output temperature T0, during the cooling process is brought back to the latter temperature T0 before inflow in the following stage. This is visualized in the PV diagram in fig. 4, where the curve T0 represents the isotherm for this temperature.

Som kjent vil en "ideell" kompresjonsprosess med minst mulig energitap skje langs en isoterm, hvilket er vanskelig å realisere i praksis. Ved den ovenfor beskrevne prosess i tannhjulsmaskinen ifølge oppfinnelsen, vil det innen det enkelte trinn ikke skje noen volumfortrengning mellom tannprofilene mens de passerer fra det lavere til det høyere trykk, og kompresjonen skjer ved tilbakestrømning fra trykk-siden, idet tannluken åpner mot denne. Fortrengningen skjer først når tannprofilene går i inngrep, idet de forlater trykk-rommet, hvilket medfører et energitap. I diagrammet på fig. 4 er dette tap representert ved arealet av de skraverte trekan-ter over isotermen T0. Fra diagrammet vil det da være klart at ved bruk av tilstrekkelig mange trinn og mellomkjøling, kan dette tapet gjøres så lite som man ønsker. I praksis bør trykkforholdet i det enkelte trinn ikke være større enn f.eks. 2, hvilket normalt vil innebære et tilsvarende forhold mellom de enkelte trinns transportvolum, dvs mellom bredden av hvilke som helst nabo-tannhjulspar i det ovenfor beskrevne og på fig. 1-2 viste eksempel. As is known, an "ideal" compression process with the least possible energy loss will take place along an isotherm, which is difficult to realize in practice. In the process described above in the gear machine according to the invention, within the individual step no volume displacement will occur between the tooth profiles as they pass from the lower to the higher pressure, and the compression occurs by backflow from the pressure side, as the tooth hatch opens towards this. The displacement only occurs when the tooth profiles engage, as they leave the pressure space, which results in a loss of energy. In the diagram in fig. 4, this loss is represented by the area of the shaded triangles above the isotherm T0. From the diagram, it will then be clear that by using a sufficient number of steps and intermediate cooling, this loss can be made as small as desired. In practice, the pressure ratio in the individual stage should not be greater than e.g. 2, which will normally involve a corresponding ratio between the transport volume of the individual stages, i.e. between the width of any neighboring gear pairs in the above described and in fig. 1-2 showed example.

Til sammenlikning er det på diagrammet på fig. 4 også vist den teoretiske kompresjonskurve SQ (konstant entropi) ved en typisk adiabatisk éntrinns-kompressor som arbeider med samme trykkforhold. Som det fremgår avviker kurven S0 mer fra isotermen T0 jo høyere trykkforholdet er. Ved å anvende en flertrinns tannhjulskompressor og kjøle gassen mellom trinnene, kan isotermkurven T0 tilnærmes og energiforbruket reduseres, tiltross for at tannhjulsmaskinen har generisk tap på grunn av manglende volumfortrengning mellom suge- og utløps-åpninger. Energigevinsten ved bruk av flertrinns tannhjulskompressoren ifølge oppfinnelsen er således representert ved det uskraverte arealet mellom adiabat-kurven S0 og "trappe-trinnskurven" I - IV over isotermkurven T0 med fradrag av den delen av skravert areal, som ligger over adiabaten. For comparison, the diagram in fig. 4 also shows the theoretical compression curve SQ (constant entropy) of a typical adiabatic single-stage compressor operating at the same pressure ratio. As can be seen, the higher the pressure ratio, the more the curve S0 deviates from the isotherm T0. By using a multi-stage gear compressor and cooling the gas between the stages, the isotherm curve T0 can be approximated and the energy consumption reduced, despite the fact that the gear machine has a generic loss due to a lack of volume displacement between suction and discharge openings. The energy gain when using the multi-stage gear compressor according to the invention is thus represented by the unshaded area between the adiabat curve S0 and the "stair-step curve" I - IV above the isotherm curve T0 with deduction of the part of the shaded area which lies above the adiabat.

Selvsagt kunne man oppnådd samme teoretiske energigevinst ved bruk av en vanlig kompressor med like mange trinn som ved tannhjulsmaskinen i ovennevnte eksempel, men en slik konstruksjon ville bli stor og kostbar og lite praktisk. Of course, the same theoretical energy gain could be achieved by using an ordinary compressor with the same number of stages as with the gear machine in the above example, but such a construction would be large and expensive and impractical.

Det sentrale ved oppfinnelsen ligger i erkjennelsen av den mulighet som foreligger til å tilnærme virkelige termodynamiske prosesser, som f.eks. i varmepumper, kjølesystemer etc, til de tilsvarende, teoretiske eller "ideelle" prosesser, på en økonomisk og praktisk måte, ved å la en flertrinns tannhjulsmaskin av den ovenfor beskrevne type inngå i det termodynamiske system. På grunn av sin enkle konstruksjon, basert på konvensjonelle, rette, sylindriske tannhjul, kan en slik maskin utføres meget kompakt og til en lav pris, selv med et betydelig antall trinn. The central aspect of the invention lies in the recognition of the possibility of approximating real thermodynamic processes, such as e.g. in heat pumps, cooling systems etc, to the corresponding, theoretical or "ideal" processes, in an economical and practical way, by allowing a multi-stage gear machine of the type described above to be included in the thermodynamic system. Due to its simple construction, based on conventional, straight, cylindrical gears, such a machine can be made very compact and at a low cost, even with a significant number of steps.

Det er vanlig ved flertrinns-kompressorer (og -ekspandere) å anvende et mer eller mindre konstant trykkforhold i de forskjellige trinn, dvs Pi/P0 = p2/pi etc* Dette ligger nær energioptimum. Den samme regel kan anvendes for tannhjulsmaskiner, men ofte kan det være hensiktsmessig å fordele trykkstigningen annerledes med sikte på tilpassing til et spesielt prosessforløp. Valget av antall trinn vil i første rekke baseres på en rimelig balanse mellom investering og virkningsgrad. Jo større antall trinn, desto bedre virkningsgrad og desto dyrere system. En prøveberegning av en enkel kompresjonsprosess kan tjene til å belyse forholdet: It is common for multi-stage compressors (and expanders) to use a more or less constant pressure ratio in the various stages, i.e. Pi/P0 = p2/pi etc* This is close to the energy optimum. The same rule can be applied to gear machines, but it can often be appropriate to distribute the pressure rise differently with a view to adaptation to a particular process sequence. The choice of the number of stages will primarily be based on a reasonable balance between investment and efficiency. The greater the number of stages, the better the efficiency and the more expensive the system. A trial calculation of a simple compression process can serve to illuminate the relationship:

La oss tenke oss at vi skal komprimere luft (med adiabat-eksponent K = 1,4) fra 1 bar til 5 bar (Pi/Pq = 5)• Ved en reversibel adiabatisk kompresjon i et enkelt trinn (normal kompressor) blir det teoretiske energiforbruket pr. kg gass ved innløpstemperatur 20°C (vQ = 0,8409 m3/kg) : Om det derimot hadde vært mulig å gjennomføre en ideell isoterm prosess ville det tilsvarende energibehov vært Let's imagine that we are going to compress air (with adiabatic exponent K = 1.4) from 1 bar to 5 bar (Pi/Pq = 5)• In a reversible adiabatic compression in a single stage (normal compressor) the theoretical energy consumption per kg of gas at an inlet temperature of 20°C (vQ = 0.8409 m3/kg): If, on the other hand, it had been possible to carry out an ideal isothermal process, the corresponding energy requirement would have been

Med en trinnvis kompresjon i 5 trinn, som synes rimelig for en tannhjulsmaskin under de gitte forhold, kan trykkforholdet pr. With a step-by-step compression in 5 stages, which seems reasonable for a gear machine under the given conditions, the pressure ratio per

trinn være 7r=5— =1,38 og den tilsvarende teoretiske energ V5 step be 7r=5— =1.38 and the corresponding theoretical energy V5

Dette er betydelig lavere enn for den konvensjonelle, adiabatisk enkelttrinns-maskinen, men selvsagt høyere enn for den ideelle isoterme prosess. This is significantly lower than for the conventional, adiabatic single-stage machine, but obviously higher than for the ideal isothermal process.

Om det er ønskelig med en billigst mulig maskin, kan man velge et lavere trinntall n. Et større tall vil bedre virkningsgraden innenfor en rimelig grense til en viss merutgift. Tabellen nedenfor kan gi en antydning om hvordan energibehovet pr kilo gass varierer med n under samme forhold. Det fremgår at en øking utover n = 5 bare gir en meget begrenset forbedring i foreliggende tilfelle. Ved økende n vil man også måtte ta virkningen av friksjonstap i betraktning. If the cheapest possible machine is desired, a lower step number n can be chosen. A larger number will improve the efficiency within a reasonable limit at a certain additional expense. The table below can give an indication of how the energy requirement per kilogram of gas varies with n under the same conditions. It appears that an increase beyond n = 5 only provides a very limited improvement in the present case. As n increases, the effect of friction loss will also have to be taken into account.

Det samme forhold er nærmere vist i fig. 5, som angir hvordan trinntallet n innvirker på det teoretiske energibehov W ved varierende totalt trykkforhold P/Pq- En sammenlikning av de ulike prosesser var også vist i PV-diagrammet i fig. 4 (for 4 trinn), hvor den teoretiske energi tilsvarer det areal som er innesluttet i omrisset av den aktuelle prosess. The same relationship is shown in more detail in fig. 5, which indicates how the step number n affects the theoretical energy requirement W at varying total pressure ratio P/Pq - A comparison of the various processes was also shown in the PV diagram in fig. 4 (for 4 steps), where the theoretical energy corresponds to the area enclosed in the outline of the relevant process.

Ved et gitt volumforhold mellom de enkelte trinn er også deres trykkforhold gitt, uavhengig av den totale trykkstigning. Det siste trinn vil imidlertid automatisk justere sitt trykk til leveringen, mens de øvrige trinn forblir upåvirket. For å unngå overkompresjon i tilfeller hvor avløpstrykket kan svinge mer enn det siste trinnet kan absorbere, kan det nestsiste (eller eventuelt de to eller tre trinn foran det siste) utstyres med en spesiell avlastnings-tilbakeslagsventil 16 og bypass til utløpet 17 som skjematisk antydet på fig. 6a for en kompressor med 5 trinn som hever trykket fra P0 til P4. Derved vil den del av kompressoren som ellers ville arbeidet med for høyt trykk bli avlastet. Det tilsvarende PV-diagram under disse forhold fremgår av fig. 6b. Dette innebærer en ytterligere fordel i forhold til vanlige rotasjonskompressorer med kontinuerlig fortrengning og et innebygget, konstant volumforhold. Trinntallet må alltid være tilstrekkelig til at kompressoren kan makte den maksimale totale trykkstigning som den vil bli utsatt for. For a given volume ratio between the individual stages, their pressure ratio is also given, regardless of the total pressure rise. However, the last stage will automatically adjust its pressure to the delivery, while the other stages remain unaffected. To avoid overcompression in cases where the drain pressure may fluctuate more than the last stage can absorb, the penultimate stage (or possibly the two or three stages before the last) can be equipped with a special relief check valve 16 and bypass to the outlet 17 as schematically indicated on fig. 6a for a compressor with 5 stages that raises the pressure from P0 to P4. Thereby, the part of the compressor that would otherwise work at too high a pressure will be relieved. The corresponding PV diagram under these conditions appears in fig. 6b. This entails a further advantage compared to conventional rotary compressors with continuous displacement and a built-in, constant volume ratio. The number of stages must always be sufficient so that the compressor can handle the maximum total pressure increase to which it will be exposed.

En flertrinns tannhjulsmaskin kan, som ovenfor nevnt, like gjerne brukes som en ekspander med eller uten mellomvar-ming. Høytrykksgassen tilføres tannhjulsettet med det minste transportvolum og bringes til å strømme suksessivt gjennom trinn med økende strømningskapasitet. Det siste trinn vil automatisk tilpasses en endring i mottrykket innenfor dets område. Når man må hanskes med store variasjoner, vil det være hensiktsmessig å utstyre det nestsiste og eventuelt flere trinn med tilbakeslagsventil(er) med åpningsretning inn i maskinen og tilkopling(er) til utløpet. Disse vil virke på samme måte som ovenfor beskrevet for kompressoren og hindre over-ekspansjon ved redusert trykkforhold. A multi-stage gear machine can, as mentioned above, just as easily be used as an expander with or without intermediate heating. The high-pressure gas is supplied to the gear set with the smallest transport volume and is made to flow successively through stages of increasing flow capacity. The last step will automatically adjust to a change in back pressure within its range. When large variations have to be dealt with, it will be appropriate to equip the penultimate and possibly several stages with non-return valve(s) with opening direction into the machine and connection(s) to the outlet. These will work in the same way as described above for the compressor and prevent over-expansion when the pressure ratio is reduced.

En flertrinns tannhjulsmaskin kan like godt anvendes ved kompresjon som ved ekspansjon. Ved oppvarming mellom trinnene kan det oppnås en tilnærming til en isoterm ekspansjonspro-sess, eller for den saks skyld tilpasning til en annen ønsket variant med glidende temperatur. Dette kan være hensiktsmessig f.eks. ved konstruksjon av varmekraft-prosesser. A multi-stage gear machine can be used just as well for compression as for expansion. By heating between the steps, an approach to an isothermal expansion process can be achieved, or for that matter adaptation to another desired variant with sliding temperature. This may be appropriate e.g. in the construction of thermal power processes.

Som eksempel på anvendelse av prinsippene ifølge oppfinnelsen for konstruksjon av en hensiktsmessig termodynamisk prosess kan man ta en varmepumpe for heving av temperaturen i en begrenset væske- eller gasstrøm fra temperatur t-^ til t2. Varmepumpen opptar varme ved lav temperatur fra omgivelsene (ved T0). As an example of the application of the principles according to the invention for the construction of an appropriate thermodynamic process, a heat pump can be taken for raising the temperature in a limited liquid or gas flow from temperature t-^ to t2. The heat pump absorbs heat at a low temperature from the surroundings (at T0).

Et skjematisk systemdiagram og temperatur/entropi (T-s)-diagram for den vanlige, kjente prosess ved en kompresjons-varmepumpe, under anvendelse av et fordampnings- og kondense-rings-arbeidsfluid, er vist i henholdsvis fig. 7a og 7b. En konvensjonell enkelttrinn-kompressor 20a, f.eks. av stempel-eller rotasjonstypen og drevet med en motor 22, suger inn gass i en mettet eller svakt overhetet tilstand A, og komprimerer den i et enkelt trinn til den betydelig overhetete tilstand B. Gassen blir så avkjølt og kondensert ved tilnærmet konstant temperatur og trykk i kondensatoren 2 4 til en tilstand C med svakt underkjølt væske. Den gjennomgår så en irreversibel struping i ekspansjonsventilen 26 og føres til fordamperen 28 i tilstand D. Etter fordampning i fordamperen 28 ved absorpsjon av omgivelsesvarme blir gassen igjen tilført kompressoren 20 i tilstand A. Som det fremgår fra T-s-diagrammet 7b skjer varmeoverføringen til fluidet som skal oppvarmes fra t± til t2 under en betydelig temperaturforskjell, som forårsaker et vesentlig energitap, hvillket betyr en prosess med lav virkningsgrad . A schematic system diagram and temperature/entropy (T-s) diagram for the usual, known process of a compression heat pump, using an evaporating and condensing working fluid, are shown respectively in fig. 7a and 7b. A conventional single-stage compressor 20a, e.g. of the piston or rotary type and driven by a motor 22, sucks in gas in a saturated or slightly superheated state A, and compresses it in a single step to the significantly superheated state B. The gas is then cooled and condensed at approximately constant temperature and pressure in the condenser 2 4 to a state C with slightly subcooled liquid. It then undergoes an irreversible throttling in the expansion valve 26 and is led to the evaporator 28 in state D. After evaporation in the evaporator 28 by absorption of ambient heat, the gas is again supplied to the compressor 20 in state A. As can be seen from the T-s diagram 7b, the heat transfer to the fluid takes place as must be heated from t± to t2 under a significant temperature difference, which causes a significant energy loss, which means a process with a low efficiency.

Et alternativt system ifølge oppfinnelsen er vist i fig. 8a og 8b, som igjen er henholdsvis et skjematisk systemdiagram og T-s-diagram. Gass fra fordamperen 28' ved tilstand A' suges inn i det første trinn i 4-trinns tannhjulskompressoren 20' som drives av motoren 22'. Etter en første komprimering i to trinn I og II avkjøles den fra tilstand B' og kondenseres delvis i den første seksjon "a" til kondensatoren 24'. Etter utskilling av væsken i væske/gass-separatoren 3 0 blir den gjenværende gass ytterligere komprimert i det neste kompres-sortrinn III og delvis kondensert i den andre seksjon "b" og tredje seksjon "c" i kondensatoren 24' inntil fluidet er blitt fullstendigh væskeformig i tilstand C. Det gjennomgår deret-ter struping i fire trinn gjennom ekaspansjonsventiler 26', og flashgassen fra hvert trinn leveres til det tilhørende kom-pressortrinn i tilstand D'. Det fremgår av T-s-diagrammet, fig. 8b, hvordan temperaturtapet i fluidet som oppvarmes fra t^ til t2 reduseres ved denne behandlingsmåte, med deravføl-gende reduksjon av det teoretiske energiforbruk. Virkningsgraden blir også ytterligere forbedret ved flertrinnsstrupin-gen og rekomprimering. An alternative system according to the invention is shown in fig. 8a and 8b, which are again a schematic system diagram and T-s diagram respectively. Gas from the evaporator 28' at state A' is sucked into the first stage of the 4-stage gear compressor 20' which is driven by the motor 22'. After a first compression in two stages I and II, it is cooled from state B' and partially condensed in the first section "a" to the condenser 24'. After separation of the liquid in the liquid/gas separator 30, the remaining gas is further compressed in the next compressor stage III and partially condensed in the second section "b" and third section "c" in the condenser 24' until the fluid has become completely liquid in state C. It undergoes throttling in four stages through expansion valves 26', and the flash gas from each stage is delivered to the associated compressor stage in state D'. It appears from the T-s diagram, fig. 8b, how the temperature loss in the fluid that is heated from t^ to t2 is reduced by this method of treatment, with the consequent reduction of the theoretical energy consumption. The efficiency is also further improved by multi-stage throttling and recompression.

En annen eksempelvis anvendelse av prinsippene ifølge oppfinnelsen, som innebærer et spesielt ekspansjonsaggregat for redusering av strupningstapet og derved forbedring av virkningsgraden ved et vanlig kjøle- eller varmepumpeanlegg, er vist i fig. 9a - d. I et vanlig kjent system blir gassen som kommer fra fordamperen 47 komprimert i den konvensjonelle kompressor 41 som drives av motor 42, kondensert i kondensatoren 43 og (gjennom en på tegningen ikke vist ledning) strupt tilbake til fordamperen 47 gjennom en enkelt ekspansjonsventil 48. Dette gir en strupningslinje som antydet ved 0 i T-s-diagrammet fig. 9b, hvilket fører til et energitap som vist ved skravering og et kjølekapasitet-tap av samme størrelse. Another exemplary application of the principles according to the invention, which involves a special expansion unit for reducing the throttling loss and thereby improving the efficiency of a normal cooling or heat pump system, is shown in fig. 9a - d. In a commonly known system, the gas coming from the evaporator 47 is compressed in the conventional compressor 41 driven by motor 42, condensed in the condenser 43 and (through a line not shown in the drawing) throttled back to the evaporator 47 through a single expansion valve 48. This gives a throttling line as indicated at 0 in the T-s diagram fig. 9b, which leads to an energy loss as shown by shading and a cooling capacity loss of the same magnitude.

Med sikte på å redusere disse tap kan, ifølge foreliggende oppfinnelse, et ekspansjonsaggregat bestående av en rekke strupeventiler 45 og væske/gass-separatorer 46 kombinert med en tannhjulskompressor 44 anvendes. Gassen som dannes ved hver struping ledes til denne maskin og rekomprimeres til kondenseringstrykket. Derved antar strupningskurven i T-s-diagrammet fig. 9b den ved 0' antydete form og energi- og kåpasitetstapene blir dramatisk redusert. To alternative former for væske/gass-separatorer er vist i systemdiagrammet. I hoved-tilfellet blir væsken avkjølt suksessivt ved direkte "flashing" inn i separatorene 46. I det alternative system foregår væskeavkjølingen ved hjelp av spesielle varmevekslere 46'. Den termodynamiske virkning er praktisk talt den samme. Ved å øke antall strupe- og rekomprimeringstrinn, kan det teoretiske tap reduseres i ønskelig grad. With the aim of reducing these losses, according to the present invention, an expansion unit consisting of a number of throttle valves 45 and liquid/gas separators 46 combined with a gear compressor 44 can be used. The gas formed at each throttling is led to this machine and recompressed to the condensing pressure. Thereby, the throttling curve in the T-s diagram fig. 9b the form indicated by 0' and the energy and heat capacity losses are dramatically reduced. Two alternative forms of liquid/gas separators are shown in the system diagram. In the main case, the liquid is cooled successively by direct "flashing" into the separators 46. In the alternative system, the liquid is cooled using special heat exchangers 46'. The thermodynamic effect is practically the same. By increasing the number of throttling and recompression steps, the theoretical loss can be reduced to a desirable extent.

Istedenfor å bruke en vanlig flertrinnskompressor med et tilsvarende antall samvirkende tannhjul (f.eks. av den i fig. 1 viste type), kan det i dette spesielle tilfelle være hensiktsmessig å anvende en maskin med bare ett eller med et begrenset antall tannhjulsett, og øke antall trykktrinn ved å anordne innløpsåpninger eller -porter 50 mellom den regulære suge- og utløpsåpning, som skjematisk vist i figur 10. Gass fra det laveste trykk suges inn gjennom den regulære sugeport (ikke vist) på vanlig måte, mens gassen fra suksessivt høyere trykk innføres i tannlukene 49 mellom tennene, når de er avstengt under passasje fra sug til utløp. Disse ekstra sugeåpninger 50 må selvsagt ha en innbyrdes senteravstand "d" i omkretsretningen, som ikke er mindre enn bredden av tannluken 49 pluss bredden av selve porten 50. Dette begrenser det antall ekstra porter 50 som kan opptas for hvert tannhjulsett. Et liknende arrangement kan benyttes i forbindelse med tannhjulskompressorer som hovedsakelig anvendes til andre formål. Instead of using a normal multi-stage compressor with a corresponding number of interacting gears (e.g. of the type shown in Fig. 1), in this particular case it may be appropriate to use a machine with only one or with a limited number of gear sets, and increase the number of pressure stages by arranging inlet openings or ports 50 between the regular suction and outlet opening, as schematically shown in Figure 10. Gas from the lowest pressure is sucked in through the regular suction port (not shown) in the usual way, while the gas from successively higher pressure is introduced into the tooth hatches 49 between the teeth, when they are closed during passage from suction to outlet. These additional suction openings 50 must of course have a mutual center distance "d" in the circumferential direction, which is not less than the width of the tooth hatch 49 plus the width of the gate 50 itself. This limits the number of additional gates 50 that can be accommodated for each gear set. A similar arrangement can be used in connection with gear compressors which are mainly used for other purposes.

Den beskrevne fremgangsmåte fører til et fast forhold mellom mellomtrinn-trykket som bestemt av behovet for et konstant produkt av masse og spesifikt volum i tannluken som har konstant volum. Normalt fører dette til meget rimelige trykk-inkrementer. Det tilsvarende PV-diagram, fig. 9c, viser hvordan tapet på grunn av manglende progressiv fortrengning ved tannhjulsmaskinen reduseres ved dette system (vist ved skravering i diagrammet). Dette gir mulighet for effektiv bruk av tannhjulsmaskiner ved høyere trykkforhold. The described method leads to a fixed ratio between the intermediate pressure as determined by the need for a constant product of mass and specific volume in the dental valve which has a constant volume. Normally this leads to very reasonable pressure increments. The corresponding PV diagram, fig. 9c, shows how the loss due to lack of progressive displacement at the gear machine is reduced by this system (shown by shading in the diagram). This allows for efficient use of gear machines at higher pressure conditions.

Et ekspansjonsaggregat i samsvar med de beskrevne prin-sipper er en meget rasjonell konstruksjon for anvendelse i konvensjonelle kjøle- og varmepumpe-systemer, også som til-bakevirkende modifikasjon ("retrofit") og skal ansees å utgjø-re en del av foreliggende oppfinnelse. An expansion unit in accordance with the described principles is a very rational construction for use in conventional cooling and heat pump systems, also as a retroactive modification ("retrofit") and shall be considered to form part of the present invention.

Enda et eksempel gjelder en transkritisk prosess for et kjøle- eller varmepumpeanlegg. Valget av egnete arbeidsmedia for slike anvendelser er begrenset, og bruken av transkritiske systemer vil utvide valget og i spesielle tilfeller gi enkelte andre f orde1er. Yet another example concerns a transcritical process for a cooling or heat pump plant. The choice of suitable working media for such applications is limited, and the use of transcritical systems will expand the choice and in special cases give some other reasons.

Fig. Ila viser en konvensjonell, transkritisk prosess ved hjelp av et systemdiagram og temperatur/entropi (T-s)-diagram, fig. 11b. Gass i en nær mettet eller noe overhetet tilstand E suges inn i kompressoren 60 og avgis ved overkritisk trykk og forholdsvis høy temperatur, tilstand F. Etter avkjøling til nær omgivelsestemperatur i varmeveksleren eller kjøleren 64, tilstand G, strupes gassen i ekspansjonsventilen 66 og innfø-res som en blanding av væske og gass (tilstand H) i fordamperen 68. Etter fordampning blir den igjen matet til kompressoren 60 i tilstand E. Når varmen avgis (prossess F - G) til et fluid med mer eller mindre konstant temperatur, f.eks. omgi-velsestemperaturen, får man et meget betydelig tap på grunn av den irreversible varmeutveksling i kjøleren 64. Også strupingen gjennom et enkelt trinn fører til et vesentlig tap av energi og kjølekapasitet. Fig. 11a shows a conventional transcritical process using a system diagram and temperature/entropy (T-s) diagram, Fig. 11b. Gas in a nearly saturated or somewhat superheated state E is sucked into the compressor 60 and discharged at supercritical pressure and relatively high temperature, state F. After cooling to close to ambient temperature in the heat exchanger or cooler 64, state G, the gas is throttled in the expansion valve 66 and inserted res as a mixture of liquid and gas (state H) in the evaporator 68. After evaporation, it is again fed to the compressor 60 in state E. When the heat is given off (process F - G) to a fluid with a more or less constant temperature, e.g. e.g. the ambient temperature, a very significant loss is obtained due to the irreversible heat exchange in the cooler 64. The throttling through a single stage also leads to a significant loss of energy and cooling capacity.

Et system som vesentlig reduserer disse mangler, under anvendelse av prinsippene ifølge foreliggende oppfinnelse er vist i et system-strømningsdiagram fig. 12a og T-s-diagram fig. 12b, hvor det anvendes en firetrinns tannhjulskompressor 60'. Også her blir gassen fra fordamperen 68 suget inn i kompressorens 60 første trinn ved tilstand E' og komprimert i fire trinn med mellomkjøling i kjølerne 64. Høytrykksgassen ved tilstand G blir så strupt i ekspansjonsventilen 66' til et mellomtrykk og innført i gass/væske-separatoren 70. Gassfrak-sjonen tilføres kompressorens annet-trinn, mens den øvrige væske ved tilstand H strupes videre til fordampningstrykket gjennom ventilen 66'' inntil tilstand H'. Etter fordampning blir den igjen innført i kompressoren 60' i tilstand E. Det er også mulig å anvende ytterligere strupetrinn i samsvar med prinsippene som beskrevet i forbindelse med fig. 7a og b. A system which substantially reduces these deficiencies, using the principles of the present invention is shown in a system flow diagram fig. 12a and T-s diagram fig. 12b, where a four-stage gear compressor 60' is used. Here, too, the gas from the evaporator 68 is sucked into the first stage of the compressor 60 at state E' and compressed in four stages with intermediate cooling in the coolers 64. The high-pressure gas at state G is then throttled in the expansion valve 66' to an intermediate pressure and introduced into the gas/liquid the separator 70. The gas fraction is supplied to the second stage of the compressor, while the other liquid at state H is further throttled to the evaporation pressure through the valve 66'' until state H'. After evaporation, it is again introduced into the compressor 60' in state E. It is also possible to use additional throttling stages in accordance with the principles described in connection with fig. 7a and b.

Fordelen ved å redusere det teoretiske energibehov fremgår ved sammenlikning av T-s-diagrammene fig. 10b og 11b. Konstant temperatur t ved varmeavgivelse var forutsatt. Det er imidlertid mulig å tilpasse prosessen enhver ønsket temperaturglidning. The advantage of reducing the theoretical energy requirement can be seen by comparing the T-s diagrams fig. 10b and 11b. Constant temperature t during heat release was assumed. However, it is possible to adapt the process to any desired temperature drift.

Ettersom de fleste tilgjengelige arbeidsmedia har et kritisk punkt mellom 3 0 og 50 bar, kan transkritisk operasjon også være ønskelig med sikte på å redusere pumpevolumet. Det har også en interessant fordel ved forbedret varmeveksling. As most available working media have a critical point between 30 and 50 bar, transcritical operation may also be desirable with the aim of reducing the pump volume. It also has an interesting advantage of improved heat exchange.

Prinsippet som ovenfor forklart og anskueliggjort ved hjelp av anvendelseseksemplene, viser hvorledes det er mulig å oppnå en bedre tilnærmelse til enhver ønsket termodynamisk prosess, enn ved vanlige systemer som anvendes idag. Anvendelse av flertrinns tannhjulsmaskiner kombinert med varmevekslere mellom trinnene gir vesentlig øket fleksibilitet i dette øyemed. The principle as explained above and illustrated with the help of the application examples, shows how it is possible to achieve a better approximation to any desired thermodynamic process than with normal systems used today. The use of multi-stage gear machines combined with heat exchangers between the stages provides significantly increased flexibility in this regard.

Flertrinns tannhjulsekspandere kan anvendes for å oppnå en tilnærming til en teoretisk prosess med glidende temperatur på en måte som er meget lik den som er beskrevet for kompressoren i de foregående eksempler. Fig. 3a og b viser henholdsvis systemdiagrammet og T-s-diagrammet for et kjøleanlegg ifølge konvensjonell teknologi, hvor en fluidstrøm kjøles fra temperatur t± til t2. Arbeidsf luidet komprimeres i den konvensjonelle kompressor 80 fra tilstand K til tilstand L, kjøles og kondenseres til tilstand M i kondensatoren 84, strupes til fordampertrykk i ekspansjonsventilen 86 og innfø-res i fordamperen 88 i tilstand IV. Etter fordampning ved absorpsjon av kjølebelastningen tilbakeføres det til kompressoren i tilnærmet mettet eller noe overhetet tilstand, tilstand K. Prosessen oppviser to vesentlige termodynamiske tap, ved enkelttrinn-strupingen M-N og ved irreversibel varmeveksling N-K. Multistage gear expanders can be used to achieve an approximation to a theoretical sliding temperature process in a manner very similar to that described for the compressor in the previous examples. Fig. 3a and b show respectively the system diagram and the T-s diagram for a cooling system according to conventional technology, where a fluid flow is cooled from temperature t± to t2. The working fluid is compressed in the conventional compressor 80 from state K to state L, cooled and condensed to state M in the condenser 84, throttled to evaporator pressure in the expansion valve 86 and introduced into the evaporator 88 in state IV. After evaporation by absorption of the cooling load, it is returned to the compressor in an almost saturated or somewhat superheated state, state K. The process shows two significant thermodynamic losses, in the single-stage throttling M-N and in irreversible heat exchange N-K.

Prosessen kan modifiseres for minsking av disse tap ved å anvende en flertrinns, f.eks. 5-trinns tannhjulsekspander 81 ifølge oppfinnelsen som vist i de tilsvarende diagrammer fig. 14a og b. Kompressoren 80 og kondensantoren 84 er uendret i forhold til det konvensjonelle system, selv om en flertrinns tannhjulskompressor med fordel kunne vært anvendt slik de foregående eksempler viser. Flertrinns tannhjulsekspanderen 81, som i alt vesentlig kan være lik den i fig. 1 og 2 viste tannhjulsmaskin 1, anvendes for å gi en bedre tilnærming til en mer ideell teoretisk prosess med trinnvis ekspansjon og fordampning som vist i T-s-diagrammet fig. 14b. Væske fra kondensatoren 84 ved tilstand M innføres i det første trinn i ekspanderen 81 og to påfølgende trinn hvorved oppnås et delvis ekspandert trinn N', mens de to siste ekspandertrinn samvirker med en flerseksjon-fordamper 88 som arbeider med en blanding av gass og væske. Ettersom den effekt som fremkommer ved det første (væske) trinn er temmelig liten, kan det være mer praktisk å erstatte dette med en enkelt strupeventil. Dette ville forenkle strømningsreguleringen i systemet. Den i ekspanderen 81 utviklete effekt kan brukes til å minske den ytre drivkraft for kompressoren som skjematisk antydet i fig. 14a. The process can be modified to reduce these losses by using a multi-stage, e.g. 5-stage gear expander 81 according to the invention as shown in the corresponding diagrams fig. 14a and b. The compressor 80 and the condenser 84 are unchanged from the conventional system, although a multi-stage gear compressor could advantageously have been used as the previous examples show. The multi-stage gear expander 81, which may be substantially similar to that in fig. 1 and 2 showed gear machine 1, is used to provide a better approximation to a more ideal theoretical process with stepwise expansion and evaporation as shown in the T-s diagram fig. 14b. Liquid from the condenser 84 at state M is introduced in the first stage into the expander 81 and two subsequent stages whereby a partially expanded stage N' is achieved, while the last two expander stages cooperate with a multi-section evaporator 88 which works with a mixture of gas and liquid. As the effect produced by the first (liquid) stage is rather small, it may be more practical to replace this with a single throttle valve. This would simplify flow regulation in the system. The effect developed in the expander 81 can be used to reduce the external driving force for the compressor as schematically indicated in fig. 14a.

Det er mange måter å kombinere anvendelsen av flertrinns tannhjulsmaskiner på med sikte på å forbedre termodynamiske prosesser, og bare noen typiske tilfeller er vist i eksemple-ne. Ofte er det et spørsmål om valg hvorvidt en kompressor eller en ekspander skal anvendes for å gi en tilnærming til f.eks. en glidende temperatur. I enkelte tilfeller er det mulig å kombinere ekspansjon og kompresjon i forskjellige tannhjulspar i den samme maskin, og derved skape et selvsten-dig aggregat uten behov for ytre energiutveksling. There are many ways to combine the application of multistage gear machines with the aim of improving thermodynamic processes, and only some typical cases are shown in the examples. Often it is a matter of choice whether a compressor or an expander should be used to provide an approximation to e.g. a sliding temperature. In some cases, it is possible to combine expansion and compression in different gear pairs in the same machine, thereby creating an independent aggregate without the need for external energy exchange.

Claims

1. Closed thermodynamic system such as a heat pump, cooling device or similar, comprising multistage compressor/expander devices (1; 20; 44; 60'; 81) to cause compression and expansion of a working fluid circulating through the system; and between the stages arranged fluid conditioning means including heat exchangers (11'; 12'; 13'; 46';

64), evaporators (28': 47; 68; 88) and condensers (24'), arranged between a main outlet (8) from one stage and a main inlet (7) of a neighboring stage to effect temperature variation and phase transition in the working fluid , characterized in that each stage (I - IV) in the multi-stage compression and expansion devices consists of a pair of interacting gears.

2. Closed thermodynamic system according to claim 1, characterized in that the main outlet (8) from any stage (I - IV) before the last one is equipped with a non-return valve (16) for diversion of working fluid to the main outlet from a previous stage.

3. Closed thermodynamic system according to claim 1 or 2, characterized in that at least one of the stages (I - IV) is equipped with an additional inlet (50) for introducing working fluid in gas phase into the tooth hatches (49) located between the main inlet (7) and - the outlet (8) of said step.