RU2126485C1

RU2126485C1 - Toroidal turbine

Info

Publication number: RU2126485C1
Application number: RU97104676/06A
Authority: RU
Inventors: Ю.А. Гришин
Original assignee: Закрытое Акционерное Общество "Независимая Энергетика"
Priority date: 1997-03-19
Filing date: 1997-03-19
Publication date: 1999-02-20
Also published as: AU7352298A; WO1998041762A2

Abstract

FIELD: turbines. SUBSTANCE: toroidal turbine intended for operation as a small-sized turbodrive uses body 1 and impeller 2 embracing it with a clearance, both of them for toroidal working passage 3 of two semi-oval sections. The impeller carries blades. Installed on the body is a separator with helical groove 10 with inlet (6) and outlet (7) connections located on its both sides. Inlet connection 6 communicates with the working passage by means of a nozzle with a square exit section, and outlet connection 7 - by means of window 11. The nozzle exit section is shifted relative to the plane of impeller rotation passing through the smaller axes of the groove semi-oval generating lines. Sealing on the impeller end surfaces is made as a labyrinth of annular lugs 12 and grooves; an the side of the heavy-duty surfaces lugs 13 with radial kerfs face the impeller grooves. EFFECT: enhanced turbine efficiency due to improved organization of flow and reduced leakages. 28 cl, 21 dwg

Description

Изобретение относится к турбомашинам и предназначено для работы в качестве малоразмерного турбопривода. The invention relates to turbomachines and is intended to operate as a small turbo drive.

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. Turbomachines of the (1, 2) toroidal (vortex) type are known, in which a gas, liquid or vapor stream having high potential and kinetic energy, interacting repeatedly with a bladed impeller in a toroidal channel, gradually gives it its energy like this multi-stage turbine. Due to this circumstance, such turbines, designed for low flow rates of the working fluid, are nevertheless low-speed in contrast to conventional type turbines (axial and centripetal), whose rotational speed reaches hundreds of thousands of revolutions per minute. This makes it very difficult to use conventional type turbines as drives. Modern low-vortex vortex turbines have a relatively low efficiency (0.2 - 0.45), due to the disorganized flow and leakage of the working fluid. Approximately the same level of efficiency has low-flow turbines of the usual type, which is primarily associated with a decrease in the Reynolds number and the application of the principle of partiality.

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. Of the known technical solutions, the closest to the claimed one is a machine (a.s. 979716, class F 04 D 17/06, publ. 07.12.82 in Bull. N 45). It contains a housing with a cylindrical protrusion, on the side surface of which a working channel is made, in communication with the inlet and outlet pipes. A separator is installed between the nozzles in the working channel. In the housing there is an impeller in the form of a glass covering the protrusion, and on the inner surface of the wheel there is a scapular channel with blades. When the machine is operating, the working fluid is fed through the inlet pipe, repeatedly enters the interscapular channels of the wheel, and from them into the working channel, and, giving energy to the wheel, is output through the exhaust pipe. The turbine efficiency is about 0.3. Its low efficiency is primarily due to the lack of organization of the flow in the initial section of the interaction of the flow with the impeller, where the flow has the highest energy characteristics, increased losses during the flow around the blades and leaks in the gaps.

Предлагаемое изобретение направлено на повышение КПД тороидальной турбины, что является его техническим результатом и обеспечивает повышенные потребительские свойства. The present invention is aimed at increasing the efficiency of a toroidal turbine, which is its technical result and provides enhanced consumer properties.

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. The technical result is achieved due to the fact that in the turbine containing the casing and the impeller covering it with a gap, together forming a toroidal working channel. The rotor blades and the separator installed in the channel respectively on the wheel and on the housing, the inlet and outlet nozzles in communication with the channel on opposite sides of the separator, the toroidal working channel is equipped with seals on the end surfaces of the wheel and the housing and in the meridional section is made in the form of two semi-oval generators wherein the inlet pipe is in communication with the channel by means of a nozzle, the cut of which is offset from the plane of rotation of the wheel passing through the minor axles of the semi-oval generators of the channel.

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.In addition, the semi-oval channel generators can be made with a width of 2S on the clearance radius R, and the lengths of their minor axes, respectively, A in the wheel, B in the body can be in the ratio
A (R + A / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2,
B (RB / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2.
In addition, the inlet pipe can be directed at an acute angle to the plane of rotation of the wheel and is made embarrassing with a smooth transition to the nozzle.

Кроме того, срез сопла может быть выполнен прямоугольной формы. In addition, the nozzle cut can be made in a rectangular shape.

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.In addition, the axis of the nozzle can be parallel to the plane of rotation of the wheel, offset along the axis of rotation relative to this plane by a distance of (0.3 - 0.7) S and directed at an angle α = 15-45 ^° to the tangent of the gap.

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. In addition, the exhaust pipe can be in communication with the channel using a window offset along the axis of rotation of the wheel relative to the plane of its rotation by a distance (0 - 0.5) S in the direction opposite to the offset of the axis of the nozzle.

Кроме того, разделитель со стороны впускного патрубка может быть выполнен с винтовой канавкой для придания потоку спирального движения. In addition, the separator on the inlet side can be made with a helical groove to impart a spiral motion to the flow.

Кроме того, винтовая канавка разделителя может быть выполнена с шагом, равным длине среза сопла. In addition, the helical groove of the separator can be performed in increments equal to the nozzle cut length.

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. In addition, the sealing along the end surfaces can be made in the form of a labyrinth of annular scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the body, and radial cuts of width d = (1 - 2) can be made uniformly around the circumference on the latter. 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.In addition, the working blades can be made in the form of flat plates mounted parallel to the axis of rotation of the wheel at an angle
β = arcctg ((cosα + (0.14-0.20)) / sinα)
to the tangent of the gap.

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. In addition, the working blades can be made in the form of flat plates so that their planes are crossed with the axis of rotation of the wheel, and the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit.

Кроме того, рабочие лопатки могут быть выполнены в виде аэродинамических профилей так, что углы на входе в рабочее колесо больше, чем углы на выходе. In addition, the rotor blades can be made in the form of aerodynamic profiles so that the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit.

Кроме того, в канале по окружности корпуса могут быть установлены направляющие лопатки. In addition, guide vanes can be installed in the channel around the circumference of the housing.

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.In addition, the guide vanes can be installed with a step at the entrance smaller than at the exit, and made in the form of aerodynamic profiles with constant elevation angles of entry α ₁ and exit α ₂ , and along the circumference of the housing from the nozzle to the window, the angles α ₁ can increase from the initial value (15 - 45) ^o to 90 ^o , and the angles α ₂ to decrease from the original value (15 - 45) ^o to 0 ^o .

Кроме того, рабочие и направляющие лопатки могут быть выполнены из аэродинамических профилей с переменными по высоте углами входа и выхода. In addition, the working and guide vanes can be made of aerodynamic profiles with variable in height angles of entry and exit.

Кроме того, канал может быть выполнен диффузорным за счет постепенного увеличения малой полуоси В по длине канала. In addition, the channel can be made diffuser due to the gradual increase in the minor axis B along the length of the channel.

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. In addition, for additional communication of the channel with the outlet pipe, a slot may adjoin the window, one of the long sides of which lies in a plane parallel to the plane of rotation of the wheel, on the continuation of the side of the window farthest from the plane of rotation of the wheel in the direction of the axis of rotation.

Кроме того, щель может быть выполнена с постоянной шириной. In addition, the slot can be made with a constant width.

Кроме того, щель может быть выполнена с переменной шириной, увеличивающейся в сторону окна. In addition, the gap can be made with a variable width, increasing towards the window.

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. In addition, the first half of the channel can be made diffuser, and the second - confuser due to the eccentricity of the part of the channel located in the housing, and the gap is made throughout the confuser half of the channel.

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. In addition, a toroidal radome with a width of 2δ = (0.4-0.55) 2S, made in the meridional section in the form of two semi-oval parts with the lengths of the minor axes a = (0.4 -0.55) A and can be placed inside the channel b = (0.4 - 0.55) B, separated by a gap at a radius R and installed respectively in the impeller and in the housing.

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. In addition, the toroidal working channel can be made in the form of 2n identical channels adjacent to each other with a common axis, the inlet pipe can be communicated with the channels using a receiver located in the housing and the splitter, and n confuser nozzles located symmetrically relative to the planes of the adjacent channels , the outlet pipe can be communicated with the working channel using windows, which for internal channels are combined in pairs and symmetrically with respect to the planes of the adjoining channels.

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. In addition, at least one additional toroidal working channel can be formed by the housing and the impeller, the channels are successively communicated using confuser pipes, each of which is inlet for the previous channel and inlet for the next, and the meridional section of each subsequent channel is larger than at the previous one.

Кроме того, между каналами со стороны корпуса, обращенной к зазору, могут быть размещены лабиринтные уплотнения в виде кольцевых канавок и гребешков. In addition, labyrinth seals in the form of annular grooves and combs can be placed between the channels on the side of the housing facing the gap.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен с переменным радиусом, увеличивающимся от предыдущего канала к последующему. In addition, the gap between the housing and the impeller can be made with a variable radius, increasing from the previous channel to the next.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен коническим. In addition, the gap between the housing and the impeller can be made conical.

Кроме того, зазор между корпусом и рабочим колесом может быть выполнен ступенчатым. In addition, the gap between the housing and the impeller can be made stepwise.

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. In addition, on the end surfaces of the housing and the impeller between the channels, additionally labyrinth seals made of annular scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the housing can be made, moreover, radial cuts of width 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.A comparative analysis of the proposed turbine with a prototype revealed the presence of new significant features in the first one, namely, the toroidal working channel is equipped with seals on the end surfaces of the wheel and housing, which reduce leakage of the working fluid from the channel and thereby increase the efficiency of the turbine, the working channel in the meridional section is made in in the form of two semi-oval generators, which reduces the deformation of the fields of the parameters of the working fluid and increases the efficiency, the inlet pipe is in communication with the channel using a nozzle, the cut of which is offset relative and the plane of rotation of the wheel passing through the minor axles of the semi-oval channel generators. This contributes to the organization of the spiral movement of the working fluid in the turbine channel and increases its efficiency, the semi-oval channel generators are made with a width of 2S on the clearance radius R, and the length of their minor axes, respectively, A in the wheel, B in the body is in the ratio
A (R + A / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2,
B (RB / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2.
Such ranges of changes in structural relationships create the conditions for the smallest deformation of the fields of the parameters of the working fluid during transitions from the casing to the wheel and vice versa due to a decrease in the passage cross-sections of the turns of the working fluid and allow to obtain the greatest increment in turbine efficiency due to ovalization of the channel generators; the plane of rotation of the wheel and is made confuser with a smooth transition to the nozzle. This leads to a sharp decrease in energy losses when the working fluid is brought to the wheel, the nozzle cut is rectangular in shape, which contributes to a tight "winding" of the spiral turns of the working fluid in the toroidal channel of the turbine and thereby reduces energy loss, the nozzle axis is parallel to the plane of rotation of the wheel, offset along the axis of its rotation relative to this plane at a distance of (0.3 - 0.7) S and is directed at an angle α = 15-45 ^° to the tangent of the gap. This, firstly, also contributes to a dense "winding" of the turns of the spiral motion of the working fluid in the channel, and secondly, such a feed to the entrance to the wheels directly leads to the formation of torque on the blades of the impeller passing against the nozzle exit. The specified range of angles α ensures maximum operation on the turbine wheel, the exhaust pipe is in communication with the channel using a window offset along the axis of rotation of the wheel relative to the plane of rotation by a distance (0 - 0.5) S in the direction opposite to the offset axis of the nozzle. Firstly, it helps to ensure an organized spiral flow in the working channel immediately before the release, secondly, it increases the sector of interaction and energy transfer of the working fluid to the blades up to the separator and thereby further increases the efficiency of the turbine, the separator on the inlet side is made with a helical groove , which contributes to the organization of the spiral movement of the working fluid from the very beginning of the working channel, increasing the efficiency of the turbine, the screw groove of the disconnector ene with a pitch equal to the length of the nozzle exit. This ensures the density of the "winding" of the turns of the working fluid from the very beginning of the toroidal working channel and thereby reduces energy losses, especially in the initial section, where they are of the most significant importance, compaction on the torus surfaces is made in the form of a labyrinth of ring scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the body, with radial cuts of width d = (1 - 2) h uniformly made on the latter on the circumference. The presence of scallops and grooves reduces the loss of the working fluid, radial cuts prevent flowing along the cracks in the circumferential direction from the high-pressure region in the nozzle region to the low-pressure region, towards the window and the outlet pipe. This reduction in losses significantly increases the efficiency of the turbine, the working blades are made in the form of flat plates mounted parallel to the axis of rotation of the wheel at an angle
β = arctan ((cosα + (0.14-0.20)) / sinα)
to the tangent of the gap. Such a dependence for the angle of entry into the rotor blades β provides a continuous flow in the interscapular channels with the optimal range of portable (circumferential) and absolute velocities at the entrance to the rotor blades for this type of turbine. This reduces turbine losses, the blades are made in the form of flat plates so that their planes are crossed with the axis of rotation of the wheel, and the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit. This principle of blade installation provides confusion of the interscapular canals, i.e. jet type turbine. In addition, the equality of the angles of entry α ₁ and exit α ₂ from the part of the working channel located in the housing, i.e. dense and uniform "winding" of the coils of the spiral flow in the channel (at least in its initial section), which reduces losses, the blades are made in the form of aerodynamic profiles so that the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit. At the same time, all the same features and advantages of the flow are provided as in the previous case, however, the use of specially profiled blades instead of flat plates can further reduce losses, guide vanes are installed in the channel around the circumference of the casing, which helps to improve the flow organization in the working channel and increase efficiency turbines, guide vanes are installed with a step at the inlet smaller than at the outlet, and are made in the form of aerodynamic profiles with constant angles of height in ode α ₁ and output α ₂ , and along the circumference of the casing from the nozzle to the window α _{1, the} angles increase from the initial value (15 - 45) ^o to 90 ^o , and the angles α ₂ decrease from the initial value (15 - 45) ^o to 0 ^o . An increase in the step from the entrance to the exit of the guide vanes will ensure the expansion of the working fluid, similar to what is the case, for example, in conventional multi-stage axial turbines, where the height of the vanes increases along the flow. This, as well as the use of aerodynamic profiles, helps to reduce losses. The above-described nature of the change in the angles α with a gradual decrease in the flow velocity due to the expansion of the flow and friction, will allow maintaining the continuous operation in the lattices of the working and guide vanes from the beginning to the end of the working channel. This will also reduce losses, the working and guide vanes are made of aerodynamic profiles with variable inlet and outlet angles, which will further increase the efficiency of the turbine, the channel is made diffuser due to the gradual increase of the minor axis B along the length of the channel. In the absence of a guide vane lattice with a step increasing from entrance to exit, this working channel execution method will provide a working medium expansion mode, which, as noted above, will lead to a reduction in losses; for additional channel communication with the exhaust pipe, a slot adjoins the window, one of the long sides of which lie in a plane parallel to the plane of rotation of the wheel, on the continuation of the side of the window farthest from the plane of rotation of the wheel in the direction of the axis of rotation. In the absence of a geometric effect on the flow by expanding the channel, either by increasing the pitch of the guide vanes, or by increasing the small axis B along the length of the channel, the expansion of the working fluid, necessary to reduce losses, will be achieved using the so-called expenditure effect, due to the gradual exit of part of the working the body through the extended gap remaining in the channel, the main part of the working fluid will be able to expand, and thereby will be able to reduce losses, the gap is made with a standstill width, which is the easiest way to implement the effect of expenditure impact, the gap is made with a variable width, increasing towards the window. This embodiment of the slit will increase the effect of the expenditure effect, the first half of the channel is diffuser, and the second is confuser due to the eccentricity of the channel part located in the housing, and the slot is made throughout the confuser half of the channel. The combination of the diffuser of the channel in the first part of its length, obtained technologically by the simplest method - due to the eccentricity when it is bored and providing a geometric effect on the flow, with the expenditure effect in the second part, where confusion takes place, will also lead to the expansion of the working fluid and, As a result, to reduce losses, a toroidal fairing with a width of 2δ = (0.4-0.55) 2S is placed inside the channel, made in the meridional section in the form of two semi-oval parts with the length of the minor axes a = (0.4 - 0.55) A and b = (0.4 - 0.55) B, separated by a gap at a radius R and installed respectively in the impeller and in the housing. The presence of such a fairing will not allow the reverse flow to occur in the center of the meridional section of the channel and will lead to the ordering of the coils of the spiral flow. The specified ratio of the geometric characteristics of the fairing and the channel will provide the best conditions for ordering the turns of the spiral. All this will reduce losses and increase the turbine efficiency, the toroidal working channel is made in the form of 2n identical channels adjacent to each other with a common axis, the inlet pipe is in communication with the channels using a receiver located in the housing and splitter, and n confuser nozzles are located symmetrically relative to the planes adjacent to the channels, the inlet pipe is in communication with the working channel by means of windows, which for the internal channels are combined in pairs and symmetrically with respect to the planes of the adjacent channels. This design of the turbine will allow 2n times to increase its throughput (flow rate of the working medium), and hence the power without increasing the overall diameter. Adjoining the channels and combining the windows will reduce friction losses and thereby reduce the overall gas-dynamic losses in the turbine, at least one additional toroidal working channel is formed in the casing and the impeller, the channels are successively communicated using confuser pipes, each of which is an outlet for the previous channel and inlet for the subsequent one, and the meridional section of each subsequent channel is larger than the previous one. Such a scheme is multi-stage and will allow more significant pressure drops to work, and therefore increase the efficiency of the turbine - increase its power at a low level of losses, labyrinth seals in the form of ring grooves and combs are placed between the channels on the side of the housing facing the gap, which reduces leakage between the steps and thereby increases the efficiency of the turbine, the gap between the casing and the impeller is made with a variable radius, increasing from the previous channel to the next. An increase in the radius of the gap means an increase in the diameter of the subsequent stages, which will lead to an increase in the length of the interaction of the working fluid in each of the subsequent stages, improve the conditions for its expansion and, as a result, increase the efficiency of the turbine, the gap between the casing and the impeller is made conical. This embodiment, while providing improved conditions for the expansion of the working fluid, simplifies the design of such a multi-stage turbine - the gap between the casing and the impeller is made stepwise, which reduces the overflow of the working fluid from channels with higher pressure to downstream channels with lower pressure, and thereby increases efficiency, along the end surfaces of the housing and the impeller between the channels, labyrinth seals are made of annular scallops and grooves on the wheel and the reciprocal ring grooves and scallops of height h on the body, with radial cuts of width d = (1 -2) h being uniformly made on the latter on the latter. The presence of such seals, firstly, will additionally reduce the flow between channels with different pressures, and secondly, reduce leakage at the ends in the circumferential direction, where there are also significant pressure gradients. All this will lead to lower losses in such a multi-stage turbine and increase its efficiency.

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. All of the above convincingly proves the existence of a causal relationship of each distinguishing feature with a technical result acting as a goal (increasing efficiency), and allows us to conclude that the proposed technical solution meets both the "novelty" criterion, since the claimed features are absent in the prototype, and the criterion "inventive step", since the claimed set of features is unknown for the class of technical devices under consideration.

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. The proposed toroidal turbine meets the condition of patentability "industrial applicability", since there is a fundamental possibility of using the invention as a turbo drive of small and medium power in many sectors of the economy as a means of small mechanization, to drive electric generators, pumps, fans, etc., in construction, agriculture, power plants, industrial enterprises, oil and gas fields, as a working fluid of high pressure can be used various liquids, compressed gas are used; steam; in internal combustion engines as a starting unit and a power turbine for obtaining additional power when working on exhaust gases: the application materials convincingly enough with the necessary amount of information prove the possibility of implementing the claimed object in the form and volume as described in the proposed claims.

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.In FIG. 1 shows a meridional section of a toroidal turbine, as well as a view of the labyrinth seal with radial cuts; in FIG. 2 is a front view and cross-sections of a toroidal working channel, as well as a top view of a scan of the channel along the gap of the separator, nozzle and window. Figure 3 presents the plan of speeds at the entrance to the wheel blades with the corresponding angles of inclination α- in absolute and β- in relative motion. In FIG. 4 shows the working blade, the plane of which is crossed with the axis of the turbine, while the angle at the inlet β _{1 is} greater than the angle at the outlet β ₂ , as well as a top view of a scan of a group of blades; in FIG. 5 - speed plans at the entrance and exit of such blades. In FIG. 6 shows a section of a channel with working and guide vanes from aerodynamic profiles; in FIG. 7 - scan of the blades along the midline of the stream with the corresponding speed plans at the inlet and outlet and a change in the pitch of the guide vanes. In FIG. 8 shows a cross section of a diffuser working channel in which the height of the axis B increases along the length. FIG. 9 shows a top view of the scan of the channel by the gap, where for the working fluid exit, in addition to the window, there is a slot of constant width, and in FIG. 10 - slot of variable width, increasing along the length of the channel. In FIG. 11 shows a cross section of a diffuser-confuser channel, in which a part thereof placed in the housing is made with an eccentricity relative to the axis of rotation of the wheel and where its confusor half is additionally communicated with the exhaust pipe by means of a slit. In FIG. 12 is a sectional view of a channel with a toroidal radome; in FIG. 13 is a meridional section of a turbine with 2n identical channels; in FIG. 14 - sections of the working channel, nozzle, window and receiver of such a turbine in a plane perpendicular to the axis of rotation of the wheel. In FIG. 15 shows a meridional section and a top view of a channel scan along the gap R of a multi-stage turbine from several consecutively connected channels formed by a casing and a wheel; in FIG. 16 and 17 are versions of a multi-stage turbine with increasing conical and step gaps between the housing and the impeller, respectively.

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. The turbine (Fig. 1,2) consists of a housing 1 and an impeller 2 enclosing it with a clearance, together forming a toroidal working channel 3. In the channel, respectively, working blades 4 and a separator 5 are installed on the wheel and on the housing. An inlet 6 is connected to the housing outlet 7 nozzles in communication with the working channel on opposite sides of the separator. The channel is equipped with seals 12, 13 along the end surfaces of the wheel and the housing, which reduce the leakage of the working fluid from the channel and thereby increase the efficiency of the turbine. In the meridional section, channel 3 is made in the form of two semi-oval generators. Ovalization reduces the deformation of the fields of the parameters of the working fluid during transitions from the interscapular channels of the impeller to the casing and vice versa, thereby increasing the efficiency of the turbine. The inlet pipe 6 is in communication with the channel 3 by means of a nozzle 8, the slice of which 9 is offset relative to the plane of rotation of the wheel passing through the minor axles of the semi-oval generators of the channel. This contributes to the organization of the spiral movement of the working fluid in the turbine channel and increases its efficiency.

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).In a turbine, the width 2S of the semi-oval generators of channel 3 by the clearance radius R, the lengths of the minor axes of the generators, respectively, A in the wheel, B in the body, and the angle α can be in the ratio
A (R + A / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2,
B (RB / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2 (Fig. 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. Such ranges of changes in the structural relationship create conditions for the smallest deformation of the fields of the parameters of the working fluid during transitions from the casing to the wheel and vice versa due to a decrease in the passage cross sections of the turns of the working fluid and make it possible to obtain the greatest increment in efficiency due to ovalization of the channel generators.

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 .Indeed, according to the law of conservation of flow in the flow of the working fluid, the product of the area of the flow cross section is not a density and the velocity is a constant value. It is known that the conditions for reducing gas-dynamic losses are low gradients of velocity and density in the flow. Therefore, based on the law of conservation of flow, with a constant speed and density, the area of the passage section should, if possible, be kept unchanged, i.e. for the cross section of the flow F _R passing through the gap, and for the cross sections of the wheel F _A and the working channel F _{B, the} plane of rotation of the wheel can be written
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.The corresponding area per elementary angle of rotation of the wheel dφ in a spiral flow (Fig. 1,2):
dF _R = SRdφsinα,
dF _A = (A (R + A / 2) dφ and
dF _B = B (RB / 2) dφ.
Then, taking into account the possible clutter of the passage sections with blades, the relative value of which can be 0.8 [3], as well as the expansion of the flow due to the actual partiality of the supply of the working fluid to the wheel blades and the number of blades different from conditionally infinite [4],
A (R + A / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2,
B (RB / 2) / (SRsinα) = 0.8-1.2.
In the turbine, the inlet pipe 6 can be directed at an acute angle to the plane of rotation of the wheel 2 and is made confuser with a smooth transition to the nozzle 8 (Fig. 2). As is known from hydrodynamics, confusion and smooth rotation of the channels at a small angle contribute to the reduction of losses in the flow.

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. In the turbine, the nozzle cut 9 can be made in a rectangular shape (Fig. 2), which contributes to the tight "winding" of the turns of the spiral movement of the working fluid in the toroidal channel 3 and thereby reduces energy loss.

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.In the turbine, the axis of the nozzle 8 can be parallel to the plane of rotation of the wheel, offset along the axis of its rotation relative to this plane by a distance of (0.3 - 0.7) S and directed at an angle α = 15-45 ^° to the tangent of the gap, i.e. to the front of the working blades 4 (Fig. 2). This, firstly, also contributes to the dense "winding" of the spiral motion of the working fluid in the channel, and secondly, such a feed circuit at the entrance to the wheel directly leads to the formation of torque on the working blades of the wheel, passing against the nozzle exit 9. The specified angle range α ensures maximum operation of the turbine and shock-free entry to the working blades [4]. The displacement of the axis of the nozzle relative to the plane of rotation of the wheel is obtained from experiments.

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. In the turbine, the exhaust pipe 7 can be communicated with the channel 3 using the window 11, offset along the axis of rotation of the wheel relative to the plane of its rotation by a distance (0 - 0.5) S in the direction opposite to the offset axis of the nozzle 8 (Fig. 2). This, firstly, helps to ensure an organized spiral flow of the working fluid in the channel immediately before the release, and secondly, it increases the sector of interaction and energy transfer of the working fluid to the blades up to the separator 5 and thereby further increases the efficiency of the turbine. The displacement distance is determined experimentally.

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. In the turbine, the separator 5 from the side of the inlet pipe 6 can be made with a helical groove 10 (Fig. 2), which helps to organize the spiral movement of the working fluid of the very beginning of the channel, increasing the efficiency of the turbine.

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. In the turbine, the helical groove 10 of the separator can be made in increments equal to the length of the cut 9 of the nozzle. This ensures the density of the "winding" of the turns of the working fluid from the very beginning of the toroidal channel and thereby reduces energy losses, especially in the initial section, where they are especially large.

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. In the turbine, the seal along the end surfaces of the impeller and the housing can be made in the form of a labyrinth of annular scallops 12 and grooves on the wheel 2 and reciprocal annular grooves and combs 13 of height h on the housing 1 (Fig. 1), and on the latter they can evenly circle radial cuts 14 of width d = (1 - 2) h should be made. The combs on the wheel are included in the reciprocal grooves of the housing and vice versa, the combs of the housing correspond to the grooves of the wheel. Labyrinths of this configuration with multiple changes in the direction of flow will prevent leakage of the working fluid from the channel. The presence of radial cuts 14 on the ridges 13 of the casing will prevent overflows along the cracks in the circumferential direction from the high-pressure region in the region of the nozzle 8 to the low-pressure region, towards the window 11 and the outlet pipe 7. This will also reduce the loss of the working fluid and increase the efficiency of the turbine. The presence of cuts precisely on a fixed part, on the body, will not lead to the appearance of circulating vortices in the volumes of these cuts and will not require additional power consumption, i.e. energy loss to maintain the rotational motion of the vortices. The ratio of the width of the cuts d and their height h (d / h = 1 - 2) was obtained experimentally.

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.In the turbine, the working blades 4 can be made in the form of flat plates mounted parallel to the axis of rotation of the wheel 1 at an angle
β = arctan ((cosα + (0.14-0.20)) / sinα)
to the tangent of the gap. Such a dependence for the angle β of entry into the working blades provides an uninterrupted flow in the interscapular channels with the optimal range of portable (circumferential) and absolute velocities at the entrance to the working blades for this type of turbine.

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.Indeed, from the plan of absolute C, relative and figurative (circumferential) W speeds (Fig. 3) it follows that
Csinα = Wsinβ and
Ccosα + U = Wcosβ.
After the transformations we get
Ccosα + U = (Csinα / sinβ) cosβ,
β = arcctg ((cosα + U / C) sinα).
Substituting the value of the range of portable and absolute speed ratios optimal for a given type of turbine [3]
U / C = 0.14 - 0.20,
finally get
β = aarcctg ((cosα + (0.14-0.20)) / sinα).
Those. if the turbine blades are installed at such an angle, separation of the flow at the entrance to them and the associated losses will not take place.

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.In the turbine, the working blades 4 can be made in the form of flat plates so that their planes are crossed with the axis of rotation of the wheel, and the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit (Fig. 4). This principle of blade installation provides confusion of the interscapular canals, i.e. jet type turbine, which reduces losses [4]. In addition, it can be ensured that the angles of entry α _{1 /} and exit α ₂ from the part of the working channel located in the housing (Fig. 5) are equal, and thus, with the spiral movement of the working medium, the inclination of the plane of the coil in the housing will provide an uninterrupted entrance to the blades the impeller, as well as a dense and uniform "winding" of the coils of the spiral flow in the channel (at least in its initial section). All this will reduce losses.

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]. The turbine may have rotor blades 4 made in the form of aerodynamic profiles so that the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit. At the same time, all the same flow features and advantages are provided as in the previous case, however, the use of specially profiled blades instead of flat plates will further reduce losses [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. The turbine in the channel 3 around the circumference of the housing 1 may have guide vanes 15 (Fig. 6), which helps to improve the organization of the flow in the working channel and increase the efficiency.

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.In the turbine, the guide vanes 15 can be installed in increments

less input than output

and at the same time made of aerodynamic profiles with constant elevation angles of the entrance α ₁ and exit α ₂ (Fig. 6,7). Along the circumference of the casing from the nozzle to the window, the angles α ₁ can increase from the initial value (15 - 45) ^o to 90 ^o , and the angles α _{2 can} decrease from the initial value (15 - 45) ^o to 0 ^o . The increased pitch of the guide vanes around the circumference of the casing will ensure the expansion of the working fluid, similar to what occurs in conventional multi-stage axial turbines, where the height of the vanes increases along the flow [4]. This helps to reduce losses. From the speed plans shown in FIG. 7, where the left part refers to the beginning of the channel and the right part to its end, it can be seen that the above-described nature of the change in angles with a gradual decrease in the absolute C and relative W flow velocities due to expansion / flow and friction, and the wheel circumference U , allows you to save the mode of continuous entry into the interscapular channels of the working and guide vanes from the beginning to the end of the working channel. The decreasing vector C at the entrance to the guiding apparatus will gradually rotate from the initial angle to a straight line corresponding to the direction of passage through the windows to the exhaust pipe. Accordingly, the installation of the leading edges of the guide vanes must also change. The installation of the leading edges of the working blades from the beginning to the end of the working channel cannot change, structurally the apparatus of the working blades cannot adjust to the change in the flow regime, therefore, to ensure the mode of continuous entry into the working blades, the direction of the vector W along the length of the working channel must remain constant. With a decrease in the flow velocity, this can be achieved only by a gradual decrease in the angle of installation of the trailing edges of the guide vanes α ₂ (Fig. 7). Obviously, such a design of the apparatus of the guide vanes will reduce losses.

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. In the turbine, the working 4 and guide 15 (Fig. 6,7) blades can be made of aerodynamic profiles with variable in height angles of entry and exit. In contrast to the previous technically simpler design, where the angles of the blade edges were constant in height and the continuous flow regime could be ensured only in the calculated sections of the profiles, twisting along the height of the blades at the inlet and outlet can cause a continuous entrance to the interscapular channels not only design cross sections, but also over the entire height. Structurally, the spinning of the blades in height should track that feature of the circular and spiral flow in the channels of complex shape, which is due to the observance of the law of conservation of circulation in the stream relative to the axis of the additional, rotational movement of the stream [3,4], in this case, spiral relative to the circular axis of the toroidal working channel passing through the center of the meridional section. To comply with all conservation laws, including the law of conservation of circulation, all gas-dynamic flow parameters, including the velocities and directions of their vectors, should change as they move away from the axis of the rotational component of the flow [3], in this case, from the circular axis of the toroidal channel. And obviously, to ensure this feature of the flow, in a toroidal turbine, it is necessary to twist the working and guide vanes in height, i.e. the angles of entry and exit in height should be variable, corresponding to the directions of the velocity vectors along the entire height of the input and output edges of the blades. This will ensure a continuous flow regime over the entire height of the blades and reduce losses.

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. In the turbine, the working channel 3 can be made diffuser due to the gradual increase in the minor axis B along the length of the channel (Fig. 8). In the absence of guide vanes with increasing increments from entrance to exit, this channel execution method will provide the necessary need for geometric influence on the flow — its expansion [4], which, as noted above, will lead to a reduction in losses.

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. In the turbine, for additional connection of the channel with the exhaust pipe, a slot 16 may adjoin the window 11, one of the elongated sides of which lies in a plane parallel to the plane of rotation of the wheel, on the extension of the side of the window farthest from the plane of rotation of the wheel in the direction of its rotation axis (Fig. nine). In the absence of a geometric effect on the flow by expanding the channel, either by increasing the pitch of the guide vanes, or by increasing the small axis B along the length of the channel, the expansion of the working fluid necessary to reduce losses can be achieved using the so-called expenditure effect. Due to the gradual exit of a part of the working fluid through an extended gap, the main part of the working fluid remaining in the channel will be able to gradually expand, filling the entire cross section of the working channel, and thereby it will be possible to reduce losses. The location of the slit along the side of the window section that is farthest from the plane of rotation of the wheel will provide an inseparable, tangential to the spiral flow, entrance to the slit. That is, the flow will be ensured with the greatest effective passage in the slit and with the least loss.

В турбине щель 16 может быть выполнена с постоянной шириной, что представляет собой наиболее простой способ для реализации эффекта расходного воздействия (фиг. 9). In the turbine, the slot 16 can be made with a constant width, which is the simplest way to realize the effect of the expenditure effect (Fig. 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. In the turbine, the slit 16 can be made with a variable width, increasing towards the window (Fig. 10). The variable flow effect on the flow in the turbine, realized by means of a slit of variable flow cross-section, is technically more difficult to implement than the previous embodiment considered above. However, it is known from the theory of multistage turbines [4] that, to optimize the process in these turbines, the expanding effect on the flow along its course should increase. Therefore, the height of the guide and rotor blades in multistage turbines does not increase linearly, but with an increasing pace. By analogy with such a design, in the claimed circuit embodiment, it is proposed to implement an expenditure effect increasing along the channel length in order to optimize the flow and reduce losses.

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. In the turbine, the first half of the channel 3 can be made diffuser, and the second - confuser due to the eccentricity of the part of the channel located in the housing 1, and the slot 15 can be made throughout the confuser half of the channel (Fig. 11). The combination of diffuser channel in the first part of its length. Obtained technologically by the simplest method - due to the eccentricity at its groove and providing a geometric effect on the flow, with the expenditure effect in its second part, where undesirable confusion will occur as a result of the eccentricity, will also lead to the expansion of the working fluid and, as a result, reduction of losses .

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). In the turbine, inside the working channel 3, a toroidal fairing 17 with a width of 2δ = (0.4-0.55) 2S, made in the meridional section in the form of two semi-oval parts with the length of the minor axes a = (0.4 - 0.55), can be placed and b = (0.4 - 0.55) B, separated by a gap on the radius R and installed respectively, the first in the impeller 2, the second in the housing 1 (Fig. 12). An experimentally discovered feature of the spiral flow in the toroidal working channel of the turbine is that, as the center of the channel’s meridional section is approached, the peripheral velocity component decreases, and immediately becomes negative near the center. Those. Against the background of the main part of the flow, moving around the circumference of the channel from the nozzle to the window, there is a “spurious” reverse flow in the central part of the channel. This flow, interacting due to viscous effects with the main one, has a negative effect on the latter and increases gas-dynamic losses. To combat the reverse flow and streamline the main spiral flow of the working fluid in the center of the meridional section, it is advisable to install a toroidal cowl, "cluttering" the cross section of the reverse flow. The above ratios of the geometric characteristics of the fairing and the channel are also obtained from experiments, provide the best flow conditions and reduce gas-dynamic losses. The design of the fairing in the form of two semi-oval parts, separated by a gap and placed one - in the body of the other - in the wheel is structurally necessary to ensure the assembly and disassembly of the turbine (the wheel must slide on the housing along the axis of rotation).

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. In the turbine, the toroidal working channel 3 can be made in the form of 2n identical channels adjacent to each other with a common axis, the inlet pipe 6 can be in communication with the channels using the receiver 18, located in the housing 1 and the separator 5, and n confuser nozzles 8 located symmetrically relative to the planes of adjacency of the channels, while the exhaust pipe 10 can be communicated with the working channel 3 using windows 11, which for internal channels can be combined in pairs and symmetrically with respect to the planes of adjacency als (FIGS. 13-14). Such a design of the turbine will allow 2n times to increase its throughput (flow rate of the working fluid), and hence the power without increasing the overall diameter.

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. The presence of the receiver 18 will ensure uniform distribution of the working fluid supplied by the inlet pipe over individual nozzles. The possibility of combining windows specifically for internal toroidal channels from a series of parallel and adjacent to each other is due to the fact that the working fluid supplied by nozzles to adjacent channels, making a spiral motion, will rotate in opposite directions, and to release the combination of windows axially offset in relation to nozzles, can take place only for other pores of adjacent channels. The execution of nozzles, one for each pair of channels, adjacent channels and the combination of windows will reduce friction losses and thereby reduce gas-dynamic losses in the turbine.

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. In the turbine, the housing 1 and the impeller 2 can form at least one additional toroidal working channel, the channels can be sequentially communicated using confuser pipes 19, each of which is an outlet for the previous channel and an inlet for the next, with a meridional section at each subsequent channel more than the previous one (Fig. 15). Although in principle single-stage toroidal turbines are designed to operate at high pressure drops (up to 0.6 MPa, [3]), switching to multi-stage circuits will allow high pressure drops to operate more efficiently, with less energy loss and higher power [4]. The increase in the meridional cross sections of the channels 3 following one after another is a geometric effect on the flow, which, as noted above, contributes to more efficient expansion in the turbine. The confusion of the connecting pipes 19, like a nozzle apparatus in multi-stage turbines, is necessary to accelerate the flow when it is fed from one stage to another [4] and to increase the efficiency of impulse transmission from the working medium to the impeller blades.

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. In the turbine between the channels from the side of the housing facing the gap, labyrinth seals 20 in the form of annular grooves and combs can be placed (Fig. 15). These seals made between the stages will reduce the leakage of the working fluid from the stages with higher pressure in the stage with low pressure, i.e. further reduce losses.

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<R²<R³). 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.In the turbine, the gap between the casing 1 and the impeller 2 can be made with a variable radius increasing from the previous channel to the next (Fig. 16). In this scheme, along with an increase in the size of the meridional sections of the subsequent channels 3, which, as noted above, provides a positive geometric effect on the flow of the expanding working fluid, there is also an increase in the radius of the centers of the meridional sections of the channels (R ¹ <R ² <R ³ ). This will ensure an increase in the length of the interaction of the working fluid in each of the subsequent channels, which should compensate for a decrease in this length due to an increase in the cut length of nozzles, windows, and dividers due to the expansion of the flow. These design features will also lead to reduced losses in the turbine.

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. In the turbine, the gap between the housing 1 and the impeller 2 can be made conical (Fig. 16). This embodiment, while providing improved expansion conditions, simplifies the design of a multi-stage toroidal turbine.

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. In the turbine, the gap between the housing 1 and the impeller 2 can be made stepwise (Fig. 17). The presence of angles at the joints of the end and radial gaps between the housing and the wheel reduces leakage of the working fluid from channels with higher pressure to downstream channels with lower pressure and thereby increases efficiency.

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. In the turbine along the end surfaces of the casing 1 and the impeller 2 between the channels 3, labyrinth seals 21 are made of annular scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the casing, and the radial cuts d = (1 - 2) h (Fig. 17). The presence of such seals, firstly, will additionally reduce the flow between channels with different pressures, and secondly, reduce leakage at the ends in the circumferential direction, where there are also significant pressure gradients. All this will lead to lower losses in such a multi-stage turbine and increase its efficiency.

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. The toroidal turbine (Fig. 1,2) operates as follows. The working fluid is supplied and accelerated at high pressure in the inlet pipe 6 and further in the nozzle 8. Then, the jet, coming out of the nozzle exit 9, interacts with the blades 4, making a half-turn in the part of the working channel 3 made in the wheel 2, and giving it an impulse and part of their energy. The result is torque on the impeller. Leaving the wheel in the part of the working channel made in the housing 1, the jet makes another half-turn and again interacts with the impeller blades, giving it another portion of energy. At the same time, a helical groove 10 made on the separator 5, due to its step equal to the length of the nozzle cut, shifts the jet by the width of this nozzle cut. Therefore, the second round, not overlapping the first, is adjacent to it. Turn by turn, the working fluid makes a complex spiral motion from the nozzle to the window 11, passes through a toroidal working channel, and then the exhaust pipe 7 exits the turbine.

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. Thus, as a result of repeated interaction with the impeller blades, the energy reserve of the working fluid is activated. In general, the process is similar to the expansion process in a multi-stage turbine, which provides the toroidal turbine with high efficiency and low operating revolutions.

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. An additional increase in efficiency is due to the use of seals that prevent leakage of the working fluid through the cracks between the housing and the impeller. In turbomachines of the type under consideration, leaks are caused by pressure drops, which can be attributed to three directions. The first is the difference between the working channel and the low-pressure cavity between the housing 1 and the wheel 2, i.e. relatively speaking, in the axial direction. Leaks in this direction are prevented by annular scallops 12,13 and mating grooves of the seal. The second is the difference in the circumferential direction along the slots, bypassing the separator 5 between the nozzle exit 9 and the window 11. The third is the difference in the circumferential direction along the cracks, bypassing the main spiral flow movement, also between the nozzle exit 9 and the window 11. Radial leakage in the last two directions is prevented cuts 14 on the scallop 13 of the body, working in mating grooves made on the impeller. The principle of operation of the seals in the circumferential direction as well as in the axial direction consists in a sharp increase in gas-dynamic resistance due to multiple sharp changes in direction and alternation of sudden expansions and narrowings of the flow.

Claims

1. A toroidal turbine comprising a casing and an impeller enclosing it with a gap, together forming a toroidal working channel, rotor blades and a separator installed in the channel on the wheel and on the housing, inlet and outlet pipes, in communication with the channel on opposite sides of the separator, characterized in that the toroidal working channel is equipped with seals on the end surfaces of the wheel and the housing and in the meridional section is made in the form of two semi-oval generators, while the inlet pipe is in communication with the channel scrap using a nozzle section which is offset relative to the wheel rotational plane passing through the minor axes forming semi-oval channel.

2. The turbine according to claim 1, characterized in that the semi-oval channel generators are made with a width of 2S on the clearance radius R, and the lengths of their minor axes, respectively, A in the wheel, B in the body are in the ratio
A (R + A / 2 / (SRsinα) = 0.8-1.2,
B (RB / 2) / (SRsinα = 0.8-1.2.
3. The turbine according to one of claims 1 and 2, characterized in that the inlet pipe is directed at an acute angle to the plane of rotation of the wheel and is made confused with a smooth transition to the nozzle.

4. The turbine according to one of claims 1 to 3, characterized in that the nozzle cut is made in a rectangular shape.

5. The turbine according to one of claims 2 to 4, characterized in that the nozzle axis is parallel to the plane of rotation of the wheel, offset along its axis of rotation relative to this plane by a distance of (0.3 - 0.7) S and directed at an angle α = 15 -45 ^° to the tangent of the gap.

6. The turbine according to one of paragraphs.2 to 5, characterized in that the exhaust pipe is in communication with the channel using a window offset along the axis of rotation of the wheel relative to the plane of its rotation by a distance (0 - 0.5) S in the direction opposite to the axis offset nozzles.

7. The turbine according to one of claims 1 to 6, characterized in that the separator on the inlet pipe side is made with a helical groove to impart a spiral motion to the flow.

8. The turbine according to claim 7, characterized in that the helical groove of the separator is made with a step equal to the length of the nozzle cut.

9. A turbine according to one of claims 1 to 8, characterized in that the seal on the end surfaces is made in the form of a labyrinth of annular scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the casing, the radial uniformly circumferential cuts with a width of d = (1 - 2) h.

10. The turbine according to one of claims 1 to 9, characterized in that the rotor blades are made in the form of flat plates mounted parallel to the axis of rotation of the wheel at an angle β = arctg ((cosα + (0.14-0.20)) / sinα ) to the tangent of the gap.

11. The turbine according to one of claims 1 to 9, characterized in that the rotor blades are made in the form of flat plates so that their planes are crossed with the axis of rotation of the wheel, and the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit.

12. The turbine according to one of claims 1 to 9, characterized in that the rotor blades are made in the form of aerodynamic profiles so that the angles at the entrance to the impeller are larger than the angles at the exit.

13. The turbine according to one of claims 1 to 12, characterized in that guide vanes are installed in the channel around the circumference of the casing.

14. The turbine according to claim 13, characterized in that the guide vanes are installed with an inlet step smaller than the outlet, and are made in the form of aerodynamic profiles with angles of entry α ₁ and exit α ₂ constant in height, and moreover along the circumference of the housing from the nozzle to the window angles α ₁ increase from the original value of 15 - 45 to 90 ^o , and the angles α ₂ decrease from the original value of 15 - 45 to 0 ^o .

15. The turbine according to claim 13, characterized in that the working and guide vanes are made of aerodynamic profiles with variable in height angles of entry and exit.

16. The turbine according to one of claims 1 to 15, characterized in that the channel is made diffuser due to the gradual increase of the minor axis B along the length of the channel.

17. The turbine according to one of claims 6 to 16, characterized in that for additional connection of the channel with the outlet pipe, a slot adjoins the window, one of its long sides lies in a plane parallel to the plane of rotation of the wheel, on the extension of the side of the window farthest from the plane of rotation of the wheel in the direction of the axis of rotation.

18. The turbine according to claim 17, characterized in that the slot is made with a constant width.

19. The turbine according to claim 17, characterized in that the slot is made with a variable width, increasing towards the window.

20. The turbine according to claim 17, characterized in that the first half of the channel is diffuser and the second is confuser due to the eccentricity of the channel part located in the housing, and the slot is made throughout the confuser half of the channel.

21. The turbine according to one of claims 2 to 20, characterized in that a toroidal radome with a width of 2δ = (0.4-0.55) 2S is placed inside the channel, made in the meridional section in the form of two semi-oval parts with the length of the minor axes a = (0.4 - 0.55) A and b = (0.4 - 0.55) B, separated by a gap at a radius R and installed respectively in the wheel and in the housing.

22. The turbine according to one of claims 1 to 21, characterized in that the toroidal working channel is made in the form of 2n identical channels adjacent to each other with a common axis, the inlet pipe is in communication with the channels using a receiver located in the housing and splitter, and confuser nozzles located symmetrically with respect to the planes of adjoining channels, the outlet pipe is communicated with the working channel by means of windows, which for internal channels are combined in pairs and symmetrically with respect to planes of adjoining channels.

23. A turbine according to one of claims 1 to 21, characterized in that at least one additional toroidal working channel is formed by the casing and the impeller, the channels are sequentially communicated using confuser pipes, each of which is an outlet for the previous channel and an inlet for the subsequent moreover, the meridional cross section of each subsequent channel is greater than that of the previous one.

24. The turbine according to claim 23, wherein the labyrinth seals in the form of annular grooves and combs are placed between the channels on the side of the housing facing the gap.

25. The turbine according to one of paragraphs.23 and 24, characterized in that the gap between the housing and the impeller is made with a variable radius, increasing from the previous channel to the next.

26. The turbine according A.25, characterized in that the gap between the housing and the impeller is made conical.

27. The turbine according to claim 25, wherein the gap between the housing and the impeller is made stepwise.

28. The turbine according to claim 27, characterized in that along the end surfaces of the housing and the impeller between the channels, labyrinth seals are made of annular scallops and grooves on the wheel and reciprocal annular grooves and combs of height h on the housing, the latter being uniformly made on the circumference radial cuts of width d = (1 - 2) h.