Тороидальная турбина

 

Тороидальная турбина, предназначенная для работы в качестве малоразмерного турбопривода, включает корпус 1 и охватывающее его с зазором рабочее колесо 2, совместно образующие тороидальный рабочий канал 3 из двух полуовальных сечений. На колесе установлены рабочие лопатки. На корпусе установлен разделитель, с винтовой канавкой 10, по разные стороны от которого размещены впускной 6 и выпускной 7 патрубки. Впускной патрубок 6 сообщен с рабочим каналом при помощи сопла с прямоугольным сечением среза, выпускной - при помощи окна 11. Срез сопла смещен относительно плоскости вращения колеса, проходящей через малые оси полуовальных образующих канала. Уплотнение по торцевым поверхностям рабочего колеса выполнено в виде лабиринта из кольцевых гребешков 12 и канавок, со стороны ответных поверхностей корпуса в канавки колеса обращены гребешки 13 с радиальными пропилами. Техническим результатом изобретения является повышение КПД турбины путем улучшения организации течения и уменьшения утечек. 27 з.п. ф-лы, 17 ил.

Изобретение относится к турбомашинам и предназначено для работы в качестве малоразмерного турбопривода.

Известны турбомашины (1, 2) тороидального (вихревого) типа, в которых поток газа, жидкости или пара, обладающий высокой потенциальной и кинетической энергией, многократно взаимодействуя с облопаченным рабочим колесом в торообразном канале, постепенно отдает ему свою энергию подобно тому, как это происходит многоступенчатой турбине. Благодаря этому обстоятельству такие турбины, рассчитанные на невысокие расходы рабочего тела, являются тем не менее низкооборотными в отличие от турбин обычного типа (осевых и центростремительных), частота вращения рабочих колес которых достигает сотен тысяч оборотов в минуту. Это очень затрудняет использование турбин обычного типа в качестве приводов. Современные малорасходные вихревые турбины имеют сравнительно невысокий КПД (0,2 - 0,45), обусловленный неорганизованностью течения и утечками рабочего тела. Примерно такой же уровень КПД имеют малорасходные турбины обычного типа, что в первую очередь связано с уменьшением числа Рейнольдса и применением принципа парциальности.

Из известных технических решений наиболее близким к заявляемой является машина (а. с. 979716, кл. F 04 D 17/06, опубл. 07.12.82 в Бюлл. N 45). Она содержит корпус с цилиндрическим выступом, на боковой поверхности которого выполнен рабочий канал, сообщенный с впускным и выпускным патрубками. В рабочем канале между патрубками установлен разделитель. В корпусе размещено рабочее колесо в виде стакана, охватывающего выступ, и на внутренней поверхности колеса расположен лопаточный канал с лопатками. При работе машины рабочее тело подается через впускной патрубок, многократно поступает в межлопаточные каналы колеса, а из них - в рабочий канал и, отдав энергию колесу, выводится через выпускной патрубок. КПД турбины составляет около 0,3. Ее невысокая эффективность обусловлена в первую очередь отсутствием организации течения на начальном участке взаимодействия потока с рабочим колесо, где поток имеет наиболее высокие энергетические характеристики, повышенными потерями при обтекании рабочих лопаток и утечками в зазорах.

Предлагаемое изобретение направлено на повышение КПД тороидальной турбины, что является его техническим результатом и обеспечивает повышенные потребительские свойства.

Технический результат достигается за счет того, что в турбине, содержащей корпус и охватывающее его с зазором рабочее колесо, совместно образующие тороидальный рабочий канал. Рабочие лопатки и разделитель, установленные в канале соответственно на колесе и на корпусе, впускной и выпускной патрубки, сообщенные с каналом по разные стороны от разделителя, тороидальный рабочий канал снабжен уплотнениями по торцевым поверхностям колеса и корпуса и в меридиональном сечении выполнен в виде двух полуовальных образующих, при этом впускной патрубок сообщен с каналом при помощи сопла, срез которого смещен относительно плоскости вращения колеса, проходящей через малые полуоси полуовальных образующих канала.

Кроме того, полуовальные образующие канала могут быть выполнены с шириной 2S на радиусе R зазора, а длины их малых полуосей соответственно А - в колесе, В - в корпусе могут находиться в соотношении A(R+A/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2, B(R-B/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2. Кроме того, впускной патрубок может быть направлен под острым углом к плоскости вращения колеса и выполнен конфузорным с плавным переходом к соплу.

Кроме того, срез сопла может быть выполнен прямоугольной формы.

Кроме того, ось сопла может быть параллельна плоскости вращения колеса, смещена по оси его вращения относительно этой плоскости на расстояние (0,3 - 0,7) S и направлена под углом α = 15-45° к касательной зазора.

Кроме того, выпускной патрубок может быть сообщен с каналом при помощи окна, смещенного по оси вращения колеса относительно плоскости его вращения на расстояние (0 - 0,5) S в сторону, противоположную смещению оси сопла.

Кроме того, разделитель со стороны впускного патрубка может быть выполнен с винтовой канавкой для придания потоку спирального движения.

Кроме того, винтовая канавка разделителя может быть выполнена с шагом, равным длине среза сопла.

Кроме того, уплотнение по торцевым поверхностям может быт выполнено в виде лабиринта из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности могут быть выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 - 2)h.

Кроме того, рабочие лопатки могут быть выполнены в виде плоских пластин, установленных параллельно оси вращения колеса под углом β = arcctg((cosα+(0,14-0,20))/sinα) к касательной зазора.

Кроме того, рабочие лопатки могут быть выполнены в виде плоских пластин так, что их плоскости скрещиваются с осью вращения колеса, а углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе.

Кроме того, рабочие лопатки могут быть выполнены в виде аэродинамических профилей так, что углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе.

Кроме того, в канале по окружности корпуса могут быть установлены направляющие лопатки.

Кроме того, направляющие лопатки могут быть установлены с шагом на входе меньшим, чем на выходе, и выполнены в виде аэродинамических профилей с постоянными по высоте углами входа α₁ и выхода α₂, причем по окружности корпуса от сопла к окну углы α₁ могут возрастать от исходной величины (15 - 45)^o до 90^o, а углы α₂ - уменьшаться от исходной величины (15 - 45)^o до 0^o.

Кроме того, рабочие и направляющие лопатки могут быть выполнены из аэродинамических профилей с переменными по высоте углами входа и выхода.

Кроме того, канал может быть выполнен диффузорным за счет постепенного увеличения малой полуоси В по длине канала.

Кроме того, для дополнительной связи канала с выпускным патрубком к окну может примыкать щель, одна из протяженных сторон которой лежит в плоскости, параллельной плоскости вращения колеса, на продолжении стороны окна, наиболее удаленной от плоскости вращения колеса в направлении оси его вращения.

Кроме того, щель может быть выполнена с постоянной шириной.

Кроме того, щель может быть выполнена с переменной шириной, увеличивающейся в сторону окна.

Кроме того, первая половина канала может быть выполнена диффузорной, а вторая - конфузорной за счет эксцентричности части канала, размещенной в корпусе, причем щель выполнена на протяжении конфузорной половины канала.

Кроме того, внутри канала может быть размещен тороидальный обтекатель шириной 2δ = (0,4-0,55)2S, выполненный в меридиональном сечении в виде двух полуовальных частей с длинами малых полуосей a = ( 0,4 -0,55) А и b = (0,4 - 0,55)В, разделенных зазором на радиусе R и установленных соответственно в рабочем колесе и в корпусе.

Кроме того, тороидальный рабочий канал может быть выполнен в виде 2n примыкающих один к другому одинаковых каналов с общей осью, впускной патрубок может быть сообщен с каналами при помощи ресивера, размещенного в корпусе и разделителе, и n конфузорных сопел, расположенных симметрично относительно плоскостей примыкания каналов, выпускной патрубок может быть сообщен с рабочий каналом при помощи окон, которые для внутренних каналов объединены попарно и симметрично относительно плоскостей примыкания каналов.

Кроме того, корпусом и рабочим колесом может быть образован по меньшей мере один дополнительный тороидальный рабочий канал, каналы последовательно сообщены при помощи конфузорных патрубков, каждый из которых является впускным для предыдущего канала и впускным для последующего, причем меридиональное сечение у каждого последующего канала больше, чем у предыдущего.

Кроме того, между каналами со стороны корпуса, обращенной к зазору, могут быть размещены лабиринтные уплотнения в виде кольцевых канавок и гребешков.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен с переменным радиусом, увеличивающимся от предыдущего канала к последующему.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен коническим.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен ступенчатым.

Кроме того, по торцевым поверхностям корпуса и рабочего колеса между каналами дополнительно могут быть выполнены лабиринтные уплотнения из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности могут быть выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 - 2)h.

Сравнительный анализ предложенной турбины с протоитпом позволил выявить в первой наличие новых существенных признаков, а именно тороидальный рабочий канал снабжен уплотнениями по торцевым поверхностям колеса и корпуса, которые уменьшают утечки рабочего тела из канала и тем самым повышают КПД турбины, рабочий канал в меридиональном сечении выполнен в виде двух полуовальных образующих, что уменьшает деформации полей параметров рабочего тела и повышает КПД, впускной патрубок сообщен с каналом при помощи сопла, срез которого смещен относительно плоскости вращения колеса, проходящей через малые полуоси полуовальных образующих канала. Это способствует организации спирального движения рабочего тела в канале турбины и повышает ее КПД, полуовальные образующие канала выполнены с шириной 2S на радиусе R зазора, а длины их малых полуосей соответственно А - в колесе, В - в корпусе находится в соотношении A(R+A/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2, B(R-B/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2. Такие диапазоны изменения конструктивных соотношений создают условия для наименьшей деформации полей параметров рабочего тела при переходах из корпуса в колесо и обратно вследствие уменьшения изменения проходных сечений витков рабочего тела и позволяют получить наибольшее приращение КПД турбины за счет овализации образующих канала, впускной патрубок направлен под острым углом к плоскости вращения колеса и выполнен конфузорным с плавным переходом к соплу. Это ведет к резкому снижению потерь энергии при подводе рабочего тела к колесу, срез сопла выполнен прямоугольной формы, что способствует плотной "навивке" витков спирального движения рабочего тела в тороидальном канале турбины и тем самым снижает потери энергии, ось сопла параллельна плоскости вращения колеса, смещена по оси его вращения относительно этой плоскости на расстояние (0,3 - 0,7) S и направлена под углом α = 15-45° к касательной зазора. Это, во-первых, также способствует плотной "навивке" витков спирального движения рабочего тела в канале, во-вторых, такая подача на вход в колеса непосредственно приводит к образованию крутящего момента на лопатках рабочего колеса, проходящих против среза сопла. Указанный диапазон углов α обеспечивает максимальную работу на колесе турбины, выпускной патрубок сообщен с каналом при помощи окна, смещенного по оси вращения колеса относительно плоскости его вращения на расстояние (0 - 0,5) S в сторону, противоположную смещению оси сопла. Это во-первых, способствует обеспечению организованного спирального течения в рабочем канале непосредственно перед выпуском, во-вторых, увеличивает сектор взаимодействия и передачи энергии рабочего тела лопаткам вплоть до разделителя и тем самым дополнительно увеличивает эффективность турбины, разделитель со стороны впускного патрубка выполнен с винтовой канавкой, что способствует организации спирального движения рабочего тела с самого начала рабочего канала, увеличивая эффективность турбины, винтовая канавка разъединителя выполнена с шагом, равным длине среза сопла. Это обеспечивает плотность "навивки" витков рабочего тела с самого начала тороидального рабочего канала и тем самым снижает потери энергии в особенности на начальном участке, где они имеют наиболее существенное значение, уплотнение по торуевым поверхностям выполнено в виде лабиринта из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 - 2)h. Наличие гребешков и канавок уменьшает потери рабочего тела, радиальные пропилы препятствуют перетечкам по щелям в окружном направлении из области высокого давления в районе сопла в область низкого давления, по направлению к окну и выпускному патрубку. Это уменьшение потерь значительно увеличивает эффективность турбины, рабочие лопатки выполнены в виде плоских пластин, установленных параллельно оси вращения колеса под углом β = arctg((cosα+(0,14-0,20))/sinα)
к касательной зазора. Такая зависимость для угла входа в рабочие лопатки β обеспечивает безотрывное течение в межлопаточных каналах при оптимальном для данного типа турбин диапазоне отношений переносной (окружной) и абсолютной скоростей на входе в рабочие лопатки. Это уменьшает потери турбине, рабочие лопатки выполнены в виде плоских пластин так, что их плоскости скрещиваются с осью вращения колеса, а углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе. Такой принцип установки лопаток обеспечивает конфузорность межлопаточных каналов, т.е. реактивный тип турбины. Кроме того, при этом может быть обеспечено равенство углов входа α₁ и выхода α₂ из части рабочего канала, размещенной в корпусе, т.е. плотная и равномерная "навивка" витков спирального течения в канале (по крайней мере на начальном его участке), уменьшающая потери, рабочие лопатки выполнены в виде аэродинамических профилей так, что углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе. При этом обеспечиваются все те же особенности и преимущества течения, что и в предыдущем случае, однако использование специально спрофилированных лопаток вместо плоских пластин позволяет дополнительно снизить потери, в канале по окружности корпуса установлены направляющие лопатки, что способствует повышению организованности течения в рабочем канале и повышению эффективности турбины, направляющие лопатки установлены с шагом на входе меньшим, чем на выходе, и выполнены в виде аэродинамических профилей с постоянными по высоте углами входа α₁ и выхода α₂, причем по окружности корпуса от сопла к окну α₁ углы возрастают от исходной величины (15 - 45)^o до 90^o, а углы α₂ уменьшаются от исходной величины (15 - 45)^o до 0^o. Увеличение шага от входа к выходу из направляющих лопаток обеспечит расширение рабочего тела подобно тому, как это имеет место, например, в обычных многоступенчатых осевых турбинах, где увеличивается высота лопаток по ходу потока. Это, так же как и использование аэродинамических профилей, способствует снижению потерь. Описанный выше характер изменения углов α при постепенном уменьшении скорости течения, обусловленном расширением потока и трением, позволит сохранить режим безотрывного хода в решетки рабочих и направляющих лопаток от начала и до конца рабочего канала. Это также обеспечит снижение потерь, рабочие и направляющие лопатки выполнены из аэродинамических профилей с переменными по высоте углами входа и выхода, что дополнительно повысит КПД турбины, канал выполнен диффузорным за счет постепенного увеличения малой полуоси В по длине канала. При отсутствии решетки направляющих лопаток с возрастающим от входа к выходу шагом такой способ выполнения рабочего канала обеспечит режим расширения рабочего тела, что, как уже было отмечено выше, приведет к снижению потерь, для дополнительной связи канала с выпускным патрубком к окну примыкает щель, одна из протяженных сторон которой лежит в плоскости, параллельной плоскости вращения колеса, на продолжении стороны окна, наиболее удаленной от плоскости вращения колеса в направлении оси его вращения. При отсутствии геометрического воздействия на поток путем расширения канала, либо путем увеличения шага направляющих лопаток, либо путем увеличения малой оси В по длине канала расширение рабочего тела, необходимое для снижения потерь, будет обеспечено с помощью так называемого расходного воздействия, за счет постепенного выхода части рабочего тела через протяженную щель остающиеся в канале основная часть рабочего тела будет иметь возможность расширения, и тем самым будет обеспечена возможность снижения потерь, щель выполнена с постоянной шириной, что представляет собой наиболее простой способ для реализации эффекта расходного воздействия, щель выполнена с переменной шириной, увеличивающейся в сторону окна. Такой вариант исполнения щели повысит эффект расходного воздействия, первая половина канала выполнена диффузорной, а вторая - конфузорной за счет эксцентричности части канала, размещенной в корпусе, причем щель выполнена на протяжении конфузорной половины канала. Сочетание диффузорности канала в первой части его длины, полученной технологически наиболее простым способом - за счет эксцентричности при его проточке и обеспечивающей геометрическое воздействие на поток, с расходным воздействием во второй его части, где будет иметь место конфузорность, также приведет к расширению рабочего тела и, как следствие, уменьшению потерь, внутри канала размещен тороидальный обтекатель шириной 2δ = (0,4-0,55)2S, выполненный в меридиональном сечении в виде двух полуовальных частей с длинами малых полуосей а = (0,4 - 0,55)А и b = (0,4 - 0,55)В, разделенных зазором на радиусе R и установленных соответственно в рабочем колесе и в корпусе. Наличие такого обтекателя не позволит возникнуть обратному течению по центру меридионального сечения канала и приведет к упорядочению витков спиралеобразного потока. Указанное соотношение геометрических характеристик обтекателя и канала обеспечит наилучшие условия для упорядочения витков спирали. Все это снизит потери и повышает КПД турбины, тороидальный рабочий канал выполнен в виде 2n примыкающих один к другому одинаковых каналов с общей осью, впускной патрубок сообщен с каналами при помощи ресивера, размещенного в корпусе и разделителе, и n конфузорных сопел, расположенных симметрично относительно плоскостей примыкания каналов, впускной патрубок сообщен с рабочим каналом при помощи окон, которые для внутренних каналов объединены попарно и симметрично относительно плоскостей примыкания каналов. Такое конструктивное исполнение турбины позволит в 2n раз увеличить ее пропускную способность (расход рабочей среды), а значит и мощность без увеличения габаритного диаметра. Примыкание каналов и объединение окон уменьшат потери на трение и тем самым снизят общие газодинамические потери в турбине, корпусом и рабочим колесом образован по меньшей мере один дополнительный тороидальный рабочий канал, каналы последовательно сообщены при помощи конфузорных патрубков, каждый из которых является выпускным для предыдущего канала и впускным для последующего, причем меридиональное сечение у каждого последующего канала больше, чем у предыдущего. Такая схема является многоступенчатой и позволит сработать более значительные перепады давлений, а значит и повысить эффективность турбины - увеличить ее мощность при низком уровне потерь, между каналами со стороны корпуса, обращенной к зазору, размещены лабиринтные уплотнения в виде кольцевых канавок и гребешков, что уменьшает утечки между ступенями и тем самым повышает КПД турбины, зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен с переменным радиусом, увеличивающимся от предыдущего канала к последующему. Увеличение радиуса зазора означает увеличение диаметра последующих ступеней, что приведет к возрастанию протяженности взаимодействия рабочего тела в каждой из последующих ступеней, улучшит условия ее расширения и, как следствие повысит эффективность турбины, зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен коническим. Этот вариант исполнения при обеспечении улучшенных условий расширения рабочего тела упрощает конструкцию такой многоступенчатой турбины, - зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен ступенчатым, что уменьшает перетечки рабочего тела от каналов с более высоким давлением к расположенным вниз по потоку каналам с более низким давлением и тем самым повышает КПД, по торцевым поверхностям корпуса и рабочего колеса между каналами дополнительно выполнены лабиринтные уплотнения из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 -2)h. Наличие таких уплотнений, во-первых, дополнительно уменьшит перетечки между каналами с разным давлением, во-вторых, снизит утечки по торцам в окружном направлении, где также имеются значительные градиенты давления. Все это приведет к снижению потерь в такой многоступенчатой турбине и повышению ее КПД.

Все вышеизложенное убедительно доказывает наличие причинно-следственной связи каждого отличительного признака с техническим результатом, выступающим в качестве цели (повышение КПД), и позволяет сделать вывод о соответствии предложенного технического решения как критерию "новизна", поскольку заявленные признаки отсутствуют в прототипе, так и критерию "изобретательский уровень", поскольку на рассматриваемый класс технических устройств заявленная совокупность признаков неизвестна.

Предложенная тороидальная турбина соответствует условию патентоспособности "промышленная применимость", поскольку, имеется принципиальная возможность использования изобретения в качестве турбопривода малой и средней мощности во многих отраслях народного хозяйства в качестве средства малой механизации, для привода электрогенераторов, насосов, вентиляторов и пр., в строительстве, сельском хозяйстве, на электростанциях, промышленных предприятиях, нефтяных и газовых промыслах, в качестве рабочего тела высокого давления могут быть использованы различные жидкости, сжатый газ; пар; в двигателях внутреннего сгорания в качестве пускового агрегата и силовой турбины для получения дополнительной мощности при работе на выхлопных газах: материалы заявки достаточно убедительно при необходимом количестве сведений доказывают возможность реализации заявленного объекта в том виде и объеме, как он охарактеризован в предложенной к рассмотрению формуле изобретения.

На фиг. 1 представлено меридиональное сечение тороидальной турбины, а также вид на лабиринтное уплотнение с радиальными пропилами; на фиг. 2 - фронтальный вид и сечения тороидального рабочего канала, а также вид сверху на развертку канала по зазору разделителя, сопла и окна. На фиг.3 представлен план скоростей на входе в лопатки колеса с соответствующими углами наклона α- в абсолютном и β- в относительном движении. На фиг. 4 показана рабочая лопатка, плоскость которой скрещивается с осью турбины, при этом угол на входе β₁ больше угла на выходе β₂, а также вид сверху на развертку группы лопаток; на фиг. 5 - планы скоростей на входе и выходе из таких лопаток. На фиг. 6 представлено сечение канала с рабочими и направляющими лопатками из аэродинамических профилей; на фиг. 7 - развертка лопаток по средней линии тока с соответствующими планами скоростей на входе и выходе и изменением шага направляющих лопаток. На фиг. 8 показано сечение диффузорного рабочего канала, в котором по длине увеличивается высота оси В. На фиг. 9 изображен вид сверху на развертку канала по зазору, где для выхода рабочего тела помимо окна имеется щель постоянной ширины, а на фиг. 10 - щель переменной ширины, увеличивающейся по длине канала. На фиг. 11 показано сечение диффузорно-конфузорного канала, в котором его часть, размещенная в корпусе, выполнена с экстцентриситететом относительно оси вращения колеса и где его конфузорная половина дополнительно сообщена с выпускным патрубком при помощи щели. На фиг. 12 представлено сечение канала с тороидальным обтекателем; на фиг. 13 - меридиональное сечение турбины с 2n одинаковыми каналами; на фиг. 14 - сечения рабочего канала, сопла, окна и ресивера такой турбины в плоскости, перпендикулярной оси вращения колеса. На фиг. 15 показано меридиональное сечение и вид сверху на развертку канала по зазору R многоступенчатой турбины из нескольких последовательно сообщенных каналов, образованных корпусом и колесом; на фиг. 16 и 17 - варианты исполнения многоступенчатой турбины с увеличивающимися соответственно коническим и ступенчатым зазорами между корпусом и рабочим колесом.

Турбина (фиг. 1,2) состоит из корпуса 1 и охватывающего его с зазором рабочего колеса 2, совместно образующих тороидальный рабочий канал 3. В канале соответственно на колесе и на корпусе установлены рабочие лопатки 4 и разделитель 5. К корпусу присоединены впускной 6 и выпускной 7 патрубки, сообщенные с рабочим каналом по разные стороны от разделителя. Канал снабжен уплотнениями 12, 13 по торцевым поверхностям колеса и корпуса, которые уменьшают утечки рабочего тела из канала и тем самым повышают эффективность турбины. В меридиональном сечении канал 3 выполнен в виде двух полуовальных образующих. Овализация уменьшает деформации полей параметров рабочего тела при переходах из межлопаточных каналов рабочего колеса в корпус и обратно и тем самым повышает КПД турбины. Впускной патрубок 6 сообщен с каналом 3 при помощи сопла 8, срез которого 9 смещен относительно плоскости вращения колеса, проходящей через малые полуоси полуовальных образующих канала. Это способствует организации спирального движения рабочего тела в канале турбины и повышает ее КПД.

В турбине ширина 2S полуовальных образующих канала 3 на радиуса R зазора, длины малых полуосей образующих соответственно А - в колесе, В - в корпусе и угол α могут находиться в соотношении
A(R+A/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2,
B(R-B/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2 (фиг. 1,2).

Такие диапазоны изменения конструктивного соотношения создают условия для наименьшей деформации полей параметров рабочего тела при переходах из корпуса в колесо и обратно вследствие уменьшения изменения проходных сечений витков рабочего тела и позволяют получить наибольшее приращение КПД за счет овализации образующих канала.

Действительно, согласно закону сохранения расхода в потоке рабочего тела, произведение площади проходного сечения потока не плотность и скорость есть величина постоянная. Известно, что условием уменьшения газодинамических потерь являются низкие градиенты скорости и плотности в потоке. Поэтому, исходя из закона сохранения расхода, при постоянстве скорости и плотности площадь проходного сечения следует, по возможности, сохранять неизменной, т.е. для сечения потока F_R , проходящего через зазор, и для сечений колеса F_A и рабочего канала F_B плоскости вращения колеса можно записать
F_R = F_A = F_B .

Соответствующие площади, приходящиеся на элементарный угол поворота колеса dϕ при спиральном течении (фиг. 1,2):
dF_R= SRdϕsinα,
dF_A= (A(R+A/2)dϕ и
dF_B= B(R-B/2)dϕ.
Тогда, учитывая возможное загромождение проходных сечений лопатками, относительное значение которого может составлять 0,8[3], а также расширение потока, обусловленное фактической парциальностью подачи рабочего тела на лопатки колеса и числом лопаток, отличным от условно бесконечного [4], можно записать
A(R+A/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2,
B(R-B/2)/(SRsinα) = 0,8-1,2.
В турбине впускной патрубок 6 может быть направлен под острым углом к плоскости вращения колеса 2 и выполнен конфузорным с плавным переходом к соплу 8 (фиг. 2). Как известно из гидродинамики, конфузорность и плавный поворот каналов на малый угол способствуют уменьшению потерь в потоке.

В турбине срез 9 сопла может быть выполнен прямоугольной формы (фиг. 2), что способствует плотной "навивке" витков спирального движения рабочего тела в тороидальном канале 3 и тем самым снижает потери энергии.

В турбине ось сопла 8 может быть параллельна плоскости вращения колеса, смещена по оси его вращения относительно этой плоскости на расстояние (0,3 - 0,7)S и направлена под углом α = 15-45° к касательной зазора, т.е. к фронту рабочих лопаток 4 (фиг. 2). Это, во-первых, также способствует плотной "навивке" спирального движения рабочего тела в канале, во-вторых, такая схема подачи на вход в колесо непосредственно приводит к образованию крутящего момента на рабочих лопатках колеса, проходящих против среза сопла 9. Указанный диапазон угла α обеспечивает максимальную работу турбины и безударный вход на рабочие лопатки [4]. Величина смещения оси сопла относительно плоскости вращения колеса получена из экспериментов.

В турбине выпускной патрубок 7 может быть сообщен с каналом 3 при помощи окна 11, смещенного по оси вращения колеса относительно плоскости его вращения на расстояние (0 - 0,5)S в сторону, противоположную смещению оси сопла 8 (фиг. 2). Это, во-первых, способствует обеспечению организованного спирального течения рабочего тела в канале непосредственно перед выпуском, во-вторых, увеличивает сектор взаимодействия и передачи энергии рабочего тела лопаткам вплоть до разделителя 5 и тем самым дополнительно увеличивает эффективность турбины. Расстояние смещения определено экспериментально.

В турбине разделитель 5 со стороны впускного патрубка 6 может быть выполнен с винтовой канавкой 10 (фиг. 2), что способствует организации спирального движения рабочего тела самого начала канала, увеличивая эффективность турбины.

В турбине винтовая канавка 10 разделителя может быть выполнена с шагом, равным длине среза 9 сопла. Это обеспечивает плотность "навивки" витков рабочего тела с самого начала тороидального канала и тем самым снижает потери энергии в особенности на начальном участке, где они особенно велики.

В турбине уплотнение по торцевым поверхностям рабочего колеса и корпуса может быть выполнено в виде лабиринта из кольцевых гребешков 12 и канавок на колесе 2 и ответных кольцевых канавок и гребешков 13 высотой h на корпусе 1 (фиг. 1), причем на последних равномерно по окружности могут быть выполнены радиальные пропилы 14 шириной d = (1 - 2)h. Гребешки на колесе входят в ответные канавки корпуса и наоборот, гребешкам корпуса соответствуют канавки колеса. Лабиринты такой конфигурации с многократным изменением направления потока будут препятствовать утечкам рабочего тела из канала. Наличие радиальных пропилов 14 на гребешках 13 корпуса будет препятствовать перетечкам по щелям в окружном направлении из области высокого давления в районе сопла 8 в область низкого давления, по направлению к окну 11 и выпускному патрубку 7. Это также уменьшит потери рабочего тела и увеличит эффективность турбины. Наличие пропилов именно на неподвижной детали, на корпусе, не приведет к возникновению циркуляционных вихрей в объемах этих пропилов и не потребует дополнительных затрат мощности, т.е. потерь энергии на поддержание вращательного движения вихрей. Соотношение ширины пропилов d и их высоты h(d/h = 1 - 2) получено экспериментально.

В турбине рабочие лопатки 4 могут быть выполнены в виде плоских пластин, установленных параллельно оси вращения колеса 1 под углом
β = arctg((cosα+(0,14-0,20))/sinα)
к касательной зазора. Такая зависимость для угла β входа в рабочие лопатки обеспечивает безотрывное течение в межлопаточных каналах при оптимальном для данного типа турбин диапазоне отношений переносной (окружной) и абсолютной скоростей на входе в рабочие лопатки.

Действительно, из плана абсолютной С, относительной и переносной (окружной) W скоростей (фиг. 3) следует, что
Csinα = Wsinβ и
Ccosα+U = Wcosβ.
После преобразований получим
Ccosα+U = (Csinα/sinβ)cosβ,
β = arcctg((cosα+U/C)sinα).
Подставляя значение оптимального для данного типа турбин диапазона отношений переносной и абсолютной скоростей [3]
U/C = 0,14 - 0,20,
получим окончательно
β = aarcctg((cosα+(0,14-0,20))/sinα).
Т.е. если рабочие лопатки турбины будут установлены под таким углом, отрыв потока на входе в них и связанные с ним потери не будут иметь места.

В турбине рабочие лопатки 4 могут быть выполнены в виде плоских пластин так, что их плоскости скрещиваются с осью вращения колеса, а углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе (фиг. 4). Такой принцип установки лопаток обеспечивает конфузорность межлопаточных каналов, т.е. реактивный тип турбины, что снижает потери [4]. Кроме того, при этом может быть обеспечено равенство углов входа α_1/ и выхода α₂ из части рабочего канала, размещенной в корпусе (фиг. 5), и тем самым при спиральном движении рабочего тела наклон плоскости витка в корпусе обеспечит безотрывный вход на лопатки рабочего колеса, а также плотную и равномерную "навивку" витков спирального течения в канале (по крайней мере на начальном его участке). Все то уменьшит потери.

Турбина может иметь рабочие лопатки 4, выполненные в виде аэродинамических профилей так, что углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе. При этом обеспечиваются все те же особенности и преимущества течения, что и в предыдущем случае, однако использование специально спрофилированных лопаток вместо плоских пластин позволит дополнительно снизить потери [4].

Турбина в канале 3 по окружности корпуса 1 может иметь направляющие лопатки 15 (фиг. 6), что способствует повышению организованности течения в рабочем канале и повышению КПД.

В турбине направляющие лопатки 15 могут быть установлены с шагом на входе меньшим, чем на выходе и при этом выполнены из аэродинамических профилей с постоянными по высоте углами входа α₁ и выхода α₂ (фиг. 6,7). По окружности корпуса от сопла к окну углы α₁ могут возрастать от исходной величины (15 - 45)^o до 90^o, а углы α₂ - уменьшатся от исходной величины (15 - 45)^o до 0^o. Увеличены шага направляющих лопаток по окружности корпуса обеспечит расширение рабочего тела подобно тому, как это имеет место в обычных многоступенчатых осевых турбинах, где увеличивается высота лопаток по ходу потока [4]. Это способствует снижению потерь. Из планов скоростей, показанных на фиг. 7, где левая часть относится к началу канала, а правая - к его концу, видно, что описанный выше характер изменения углов при постепенном уменьшении абсолютных С и относительных W скоростей течения, обусловленном расширением/потока и трением, и неизменноти значения окружной скорости колеса U, позволит сохранить режим безотрывного входа в межлопаточные каналы рабочих и направляющих лопаток от начала и до конца рабочего канала. Уменьшающийся вектор С на входе в направляющий аппарат будет постепенно поворачиваться от исходного угла до прямого, соответствующего направлению прохода через окна в выпускной патрубок. Соответственно должна изменяться и установка передних кромок направляющий лопаток. Установка передних кромок рабочих лопаток от начала до конца рабочего канала не может измениться, конструктивно аппарат рабочих лопаток не может подстраиваться под изменение режима обтекания, поэтому для обеспечения режима безотрывного входа в рабочие лопатки направление вектора W по длине рабочего канала должно оставаться постоянным. При уменьшении скоростей обтекания это может быть обеспечено только постепенным уменьшением угла установки задних кромок направляющих лопаток α₂ (фиг. 7). Очевидно, что такое исполнение аппарата направляющих лопаток обеспечит снижение потерь.

В турбине рабочие 4 и направляющие 15 (фиг. 6,7) лопатки могут быть выполнены из аэродинамических профилей с переменными по высоте углами входа и выхода. В отличие от предыдущего технически более простого исполнения, где углы установки кромок лопаток по высоте были постоянными, и режим безотрывного обтекания мог быть обеспечен только в расчетных сечениях профилей, закрутка по высоте лопаток на входе и выходе может обусловить безотрывный вход в межлопаточные каналы не только на расчетных сечениях, но и по всей из высоте. Конструктивно закрутка лопаток по высоте должна отслеживать ту особенность кругового и спирального течения в каналах сложной формы, которая обусловливается соблюдением закона сохранения циркуляции в потоке относительно оси дополнительного, вращательного движения потока [3,4], в данном случае - спирального относительно круговой оси тороидального рабочего канала, проходящего через центр меридионального сечения. Для соблюдения всех законов сохранения, включая закон сохранения циркуляции, все газодинамические параметры течения, включая скорости и направления их векторов, должны изменяться по мере отдаления от оси вращательной составляющей течения [3], в данном случае - от круговой оси тороидального канала. И очевидно, чтобы обеспечить эту особенность течения, в тороидальной турбине необходимо выполнить закрутку рабочих и направляющих лопаток по высоте, т.е. углы входа и выхода по высоте должны быть переменными, соответствующими направлениям векторов скоростей по всей высоте входных и выходных кромок лопаток. Это обеспечит режим безотрывного течения по всей высоте лопаток и уменьшит потери.

В турбине рабочий канал 3 может быть выполнен диффузорный за счет постепенного увеличения малой полуоси В по длине канала (фиг. 8). При отсутствии направляющих лопаток с возрастающим от входа к выходу шагом такой способ выполнения канала обеспечит необходимую потребность в геометрическом воздействии на поток - его расширении [4], что, как уже было отмечено выше, приведет к снижению потерь.

В турбине для дополнительной связи канала с выпускным патрубком к окну 11 может примыкать щель 16, одна из протяженных сторон которой лежит в плоскости, параллельной плоскости вращения колеса, на продолжении стороны окна, наиболее удаленной от плоскости вращения колеса в направлении оси его вращения (фиг. 9). При отсутствии геометрического воздействия на поток путем расширения канала, либо путем увеличения шага направляющих лопаток, либо путем увеличения малой оси В по длине канала расширение рабочего тела, необходимое для снижения потерь, может быть обеспечено с помощью так называемого расходного воздействия. За счет постепенного выхода части рабочего тела через протяженную щель остающиеся в канале основная часть рабочего тела будет иметь возможность постепенно расширяться, заполняя все сечение рабочего канала, и тем самым будет обеспечена возможность снижения потерь. Расположение щели вдоль наиболее удаленной от плоскости вращения колеса стороны сечения окна обеспечит безотрывный, по касательной к спиральному течению вход в щель. Т. е. будет обеспечено течение с наибольшим эффективным проходным сечением в щели и с наименьшими потерями.

В турбине щель 16 может быть выполнена с постоянной шириной, что представляет собой наиболее простой способ для реализации эффекта расходного воздействия (фиг. 9).

В турбине щель 16 может быть выполнена с переменной шириной, увеличивающейся в сторону окна (фиг. 10). Переменное расходное воздействие на поток в турбине, реализуемое с помощью щели переменного проходного сечения, технически осуществить сложнее, чем рассмотренный выше предыдущий вариант исполнения. Однако из теории многоступенчатых турбин [4] известно, что для оптимизации процесса в этих турбинах расширяющее воздействие на поток по его ходу должно возрастать. Поэтому высота направляющих и рабочих лопаток в многоступенчатых турбинах возрастает не линейно, а с увеличивающимся темпом. По аналогии с таким исполнением в заявляемом схемном варианте предлагается с целью оптимизации течения и снижения потерь реализовать возрастающее по длине канала расходное воздействие.

В турбине первая половина канала 3 может быть выполнена диффузорной, а вторая - конфузорной за счет эксцентричности части канала, размещенной в корпусе 1, причем щель 15 может быть выполнена на протяжении конфузорной половины канала (фиг. 11). Сочетание диффузорности канала в первой части его длины. Полученной технологически наиболее простым способом - за счет эксцентричности при его проточке и обеспечивающей геометрическое воздействие на поток, с расходным воздействием во второй его части, где в результате эксцентричности будет иметь место нежелательная конфузорность, также приведет к расширению рабочего тела и, как следствие, уменьшению потерь.

В турбине внутри рабочего канала 3 может быть размещен тороидальный обтекатель 17 шириной 2δ = (0,4-0,55)2S, выполненный в меридиональном сечении в виде двух полуовальных частей с длиной малых полуосей а = (0,4 - 0,55) и b = (0,4 - 0,55)В, разделенных зазором на радиусе R и установленных соответственно первая - в рабочем колесе 2, вторая - в корпусе 1 (фиг. 12). Экспериментально обнаруженная особенность спирального течения в тороидальном рабочем канале турбины заключается в том, что по мере приближения к центру меридионального сечения канала окружная составляющая скорости уменьшается, а непосредственно вблизи центра становится отрицательной. Т.е. на фоне основной части потока, движущейся по окружности канала от сопла к окну, имеет место "паразитный" обратный поток в центральной части канала. Этот поток, взаимодействуя за счет вязких эффектов с основным, оказывает на последний отрицательное влияние, увеличивает газодинамические потери. Для борьбы с обратным потоком и упорядочения основного спирального течения рабочего тела в центре меридионального сечения целесообразно установить тороидальный обтекатель, "загромождающий" сечения обратного потока. Указанные выше соотношения геометрических характеристик обтекателя и канала также получены из экспериментов, обеспечивают наилучшие условия течения и снижают газодинамические потери. Исполнение обтекателя в виде двух полуовальных частей, разделенных зазором и размещенных одна - в корпусе другая - в колесе конструктивно необходимо для обеспечения сборки и разборки турбины (колесо должно надвигаться на корпус по оси вращения).

В турбине тороидальный рабочий канал 3 может быть выполнен в виде 2n примыкающих один к другому одинаковых каналов с общей осью, впускной патрубок 6 при этом может быть сообщен с каналами при помощи ресивера 18, размещенного в корпусе 1 и разделителе 5, и n конфузорных сопел 8, расположенных симметрично относительно плоскостей примыкания каналов, при этом выпускной патрубок 10 может быть сообщен с рабочим каналом 3 при помощи окон 11, которые для внутренних каналов могут быть объединены попарно и симметрично относительно плоскостей примыкания каналов (фиг. 13,14). Такое конструктивное исполнение турбины позволит в 2n раз увеличить ее пропускную способность (расход рабочего тела), а значит и мощность без увеличения габаритного диаметра.

Наличие ресивер 18 обеспечит равномерное распределение подаваемого впускным патрубком рабочего тела по отдельным соплам. Возможность объединения окон именно для внутренних тороидальных каналов из ряда параллельно расположенных и примыкающих друг к другу обусловлена тем, что рабочее тело, подаваемое соплами в соседние каналы, совершая спиральное движение, будет вращаться в противоположные стороны, и для выпуска объединение окон, смещенных в осевом направлении по отношению к соплам, может иметь место лишь для других пор смежных каналов. Выполнение сопел по одному на каждую пару каналов, примыкание каналов и объединение окон уменьшат потери на трение и тем самым снизят газодинамические потери в турбине.

В турбине корпус 1 и рабочее колесо 2 могут образовывать по меньшей мере один дополнительный тороидальный рабочий канал, каналы могут быть последовательно сообщены при помощи конфузорных патрубков 19, каждый из которых является выпускным для предыдущего канала и впускным для последующего, причем меридиональное сечение у каждого последующего канала больше, чем у предыдущего (фиг. 15). Хотя в принципе одноступенчатые тороидальные турбины рассчитаны на возможность срабатывания высоких перепадов давления (до 0,6 МПа, [3] ), переход на многоступенчатые схемы позволит срабатывать высокие перепады более эффективно, с меньшими потерями энергии и иметь более высокую мощность [4] . Увеличение меридиональных сечений следующих один за другим каналов 3 представляет собой геометрическое воздействие на поток, способствующее, как уже отмечалось выше, более эффективному расширению в турбине. Конфузорность соединяющих каналы патрубков 19 подобно сопловым аппаратом в многоступенчатых турбинах необходима для разгона потока при его подаче от одной ступени к другой [4] и повышения эффективнотси передачи импульса от рабочего тела к лопаткам рабочего колеса.

В турбине между каналами со стороны корпуса, обращенной к зазору, могут быть размещены лабиринтные уплотнения 20 в виде кольцевых канавок и гребешков (фиг. 15). Эти уплотнения выполненные между ступенями, позволят снизить утечки рабочего тела из ступеней с более высоким давлением в ступени с низким давлением, т.е. дополнительно снизят потери.

В турбине зазор между корпусом 1 и рабочим колесом 2 может быть выполнен с переменным радиусом, увеличивающимся от предыдущего канала к последующему (фиг. 16). В данной схеме наряду с увеличением размеров меридиональных сечений последующих каналов 3, обеспечивающим, как было отмечено выше, положительное геометрическое воздействие на поток расширяющейся рабочего тела, имеет место также увеличение радиуса центров меридиональных сечений каналов (R¹<R<R). Это обеспечит возрастание протяженности взаимодействия рабочего тела в каждом из последующих каналов, которое должно компенсировать уменьшение этой протяженности вследствие увеличения длины среза сопел, окон и разделителей, обусловленное расширением потока. Эти конструктивные особенности также приведут к снижению потерь в турбине.

В турбине зазор между корпусом 1 и рабочим колесом 2 может быть выполнен коническим (фиг. 16). Такой вариант исполнения при обеспечении улучшенных условий расширения упрощает конструкцию многоступенчатой тороидальный турбины.

В турбине зазор между корпусом 1 и рабочим колесом 2 может быть выполнен ступенчатым (фиг. 17). Наличие углов в стыках торцевых и радиальных зазоров между корпусом и колесом уменьшает утечки рабочего тела от каналов с более высоким давлением к расположенным вниз по потоку каналам с более низким давлением и тем самым повышает КПД.

В турбине по торцевым поверхностям корпуса 1 и рабочего колеса 2 между каналами 3 дополнительно выполнены лабиринтные уплотнения 21 из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности выполнены радиальные пропилы d = (1 - 2)h ( фиг. 17). Наличие таких уплотнений, во-первых, дополнительно уменьшит перетечки между каналами с разным давлением, во-вторых, снизит утечки по торцам в окружном направлении, где также имеются значительные градиенты давления. Все это приведет к снижению потерь в такой многоступенчатой турбине и повышению ее КПД.

Тороидальная турбина (фиг. 1,2) работает следующим образом. Рабочее тело под высоким давлением подается и разгоняется во впускном патрубке 6 и далее в сопле 8. Затем струя, выйдя из среза сопла 9, взаимодействует с лопатками 4, совершая полуоборот в части рабочего канала 3, выполненной в колесе 2, и отдавая ему импульс и часть своей энергии. В результате создается крутящий момент на рабочем колесе. Выходя из колеса в часть рабочего канала, выполненную в корпусе 1, струя совершает еще полуоборот и вновь вступает во взаимодействие с лопатками рабочего колеса, отдавая ему очередную порцию энергии. При этом винтовая канавка 10, выполненная на рделителе 5, благодаря своему шагу, равному длине среза сопла, смещает струю на ширину этого среза сопла. Поэтому второй виток, не накладываясь на первый, вплотную примыкает к нему. Виток за витком рабочее тело совершает сложное спиралеобразное движение от сопла к окну 11, проходят по торообразному рабочему каналу, и далее выходит из турбины ченз выпускной патрубок 7.

Таким образом в результате многоратного взаимодействия с лопатками рабочего колеса срабатывается запас энергии рабочего тела. В целом процесс аналогичен процессу расширения в многоступенчатой турбине, что обеспечивает тороидальный турбине высокую эффективность и низкие рабочие обороты.

Дополнительное увеличение эффективности имеет место за счет применения уплотнений, которые препятствуют утечкам рабочего тела через щели между корпусом и рабочим колесом. В турбомашинах рассматриваемого типа утечки обусловлены перепадами давлений, которые можно отнести к трем направления. Первое - перепад между рабочим каналом и полостью низкого давления между корпусом 1 и колесо 2, т.е. условно говоря, в осевом направлении. Утечкам в этом направлении препятствуют кольцевые гребешки 12,13 и ответные канавки уплотнения. Второе - перепад в окружном направлении по щелям в обход разделителя 5 между срезом сопла 9 и окном 11. Третье - перепад в окружном направлении по щелям в обход основному спиральному движению потока тоже между срезом сопла 9 и окном 11. Утечка в последних двух направлениях препятствуют радиальные пропилы 14 на гребешка 13 корпуса, работающие в ответных канавках, выполненных на рабочем колесе. Принцип работы уплотнений в окружном направлении как и осевом заключается в резком увеличении газодинамического сопротивления вследствие многократного резкого изменения направления и чередования внезапных расширений и сужений потока.

Формула изобретения

1. Тороидальная турбина, содержащая корпус и охватывающее его с зазором рабочее колесо, совместно образующие тороидальный рабочий канал, рабочие лопатки и разделитель, установленные в канале соответственно на колесе и на корпусе, впускной и выпускной патрубки, сообщенные с каналом по разные стороны от разделителя, отличающаяся тем, что тороидальный рабочий канал снабжен уплотнениями по торцевым поверхностям колеса и корпуса и в меридиональном сечении выполнен в виде двух полуовальных образующих, при этом впускной патрубок сообщен с каналом при помощи сопла, срез которого смещен относительно плоскости вращения колеса, проходящей через малые полуоси полуовальных образующих канала.

2. Турбина по п.1, отличающаяся тем, что полуовальные образующие канала выполнены с шириной 2S на радиусе R зазора, а длины их малых полуосей соответственно А - в колесе, В - в корпусе находятся в соотношении
A(R+A/2/(SRsinα) = 0,8-1,2,
B(R-B/2)/(SRsinα = 0,8-1,2.
3. Турбина по одному из пп.1 и 2, отличающаяся тем, что впускной патрубок направлен под острым углом к плоскости вращения колеса и выполнен конфузорным с плавным переходом к соплу.

4. Турбина по одному из пп.1 - 3, отличающаяся тем, что срез сопла выполнен прямоугольной формы.

5. Турбина по одному из пп.2 - 4, отличающаяся тем, что ось сопла параллельна плоскости вращения колеса, смещена по оси его вращения относительно этой плоскости на расстояние (0,3 - 0,7)S и направлена под углом α = 15-45° к касательной зазора.

6. Турбина по одному из пп.2 - 5, отличающаяся тем, что выпускной патрубок сообщен с каналом при помощи окна, смещенного по оси вращения колеса относительно плоскости его вращения на расстояние (0 - 0,5)S в сторону, противоположную смещению оси сопла.

7. Турбина по одному из пп.1 - 6, отличающаяся тем, что разделитель со стороны впускного патрубка выполнен с винтовой канавкой для придания потоку спирального движения.

8. Турбина по п.7, отличающаяся тем, что винтовая канавка разделителя выполнена с шагом, равным длине среза сопла.

9. Турбина по одному из пп.1 - 8, отличающаяся тем, что уплотнение по торцевым поверхностям выполнено в виде лабиринта из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 - 2)h.

10. Турбина по одному из пп.1 - 9, отличающаяся тем, что рабочие лопатки выполнены в виде плоских пластин, установленных параллельно оси вращения колеса под углом β = arctg((cosα+(0,14-0,20))/sinα) к касательной зазора.

11. Турбина по одному из пп.1 - 9, отличающаяся тем, что рабочие лопатки выполнены в виде плоских пластин так, что их плоскости скрещиваются с осью вращения колеса, а углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе.

12. Турбина по одному из пп.1 - 9, отличающаяся тем, что рабочие лопатки выполнены в виде аэродинамических профилей так, что углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе.

13. Турбина по одному из пп.1 - 12, отличающаяся тем, что в канале по окружности корпуса установлены направляющие лопатки.

14. Турбина по п.13, отличающаяся тем, что направляющие лопатки установлены с шагом на входе меньшим, чем на выходе, и выполнены в виде аэродинамических профилей с постоянными по высоте углами входа α₁ и выхода α₂ причем по окружности корпуса от сопла к окну углы α₁ возрастают от исходной величины 15 - 45 до 90^o, а углы α₂ уменьшаются от исходной величины 15 - 45 до 0^o.

15. Турбина по п.13, отличающаяся тем, что рабочие и направляющие лопатки выполнены из аэродинамических профилей с переменными по высоте углами входа и выхода.

16. Турбина по одному из пп.1 - 15, отличающаяся тем, что канал выполнен диффузорным за счет постепенного увеличения малой полуоси В по длине канала.

17. Турбина по одному из пп.6 - 16, отличающаяся тем, что для дополнительной связи канала с выпускным патрубком к окну примыкает щель, одна из протяженных сторон которой лежит в плоскости, параллельной плоскости вращения колеса, на продолжении стороны окна, наиболее удаленной от плоскости вращения колеса в направлении оси его вращения.

18. Турбина по п.17, отличающаяся тем, что щель выполнена с постоянной шириной.

19. Турбина по п.17, отличающаяся тем, что щель выполнена с переменной шириной, увеличивающейся в сторону окна.

20. Турбина по п.17, отличающаяся тем, что первая половина канала выполнена диффузорной, а вторая - конфузорной за счет эксцентричности части канала, размещенной в корпусе, причем щель выполнена на протяжении конфузорной половины канала.

21. Турбина по одному из пп.2 - 20, отличающаяся тем, что внутри канала размещен тороидальный обтекатель шириной 2δ = (0,4-0,55)2S, выполненный в меридиональном сечении в виде двух полуовальных частей с длиной малых полуосей a = (0,4 - 0,55)A и b = (0,4 - 0,55)B, разделенных зазором на радиусе R и установленных соответственно в колесе и в корпусе.

22. Турбина по одному из пп.1 - 21, отличающаяся тем, что тороидальный рабочий канал выполнен в виде 2n примыкающих один к другому одинаковых каналов с общей осью, впускной патрубок сообщен с каналами при помощи ресивера, размещенного в корпусе и разделителе, и конфузорных сопел, расположенных симметрично относительно плоскостей примыкания каналов, выпускной патрубок сообщен с рабочим каналом при помощи окон, которые для внутренних каналов объединены попарно и симметрично относительно плоскостей примыкания каналов.

23. Турбина по одному из пп.1 - 21, отличающаяся тем, что корпусом и рабочим колесом образован по меньшей мере один дополнительный тороидальный рабочий канал, каналы последовательно сообщены при помощи конфузорных патрубков, каждый из которых является выпускным для предыдущего канала и впускным для последующего, причем меридиональное сечение у каждого последующего канала больше, чем у предыдущего.

24. Турбина по п.23, отличающаяся тем, что между каналами со стороны корпуса, обращенной к зазору, размещены лабиринтные уплотнения в виде кольцевых канавок и гребешков.

25. Турбина по одному из пп.23 и 24, отличающаяся тем, что зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен с переменным радиусом, увеличивающимся от предыдущего канала к последующему.

26. Турбина по п.25, отличающаяся тем, что зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен коническим.

27. Турбина по п.25, отличающаяся тем, что зазор между корпусом и рабочим колесом выполнен ступенчатым.

28. Турбина по п.27, отличающаяся тем, что по торцевым поверхностям корпуса и рабочего колеса между каналами дополнительно выполнены лабиринтные уплотнения из кольцевых гребешков и канавок на колесе и ответных кольцевых канавок и гребешков высотой h на корпусе, причем на последних равномерно по окружности выполнены радиальные пропилы шириной d = (1 - 2)h.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5, Рисунок 6, Рисунок 7, Рисунок 8, Рисунок 9, Рисунок 10, Рисунок 11, Рисунок 12, Рисунок 13, Рисунок 14, Рисунок 15, Рисунок 16, Рисунок 17