CN102713158B - 具有增大的比功率的高性能涡轮机 - Google Patents

Abstract

一种特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机(1a，1b)，包括转子(2)和分配装置(3a，3b)，分配装置(3a，3b)适于将流体流(4)输送到转子(2)的元件上以使转子(2)围绕其自身的旋转轴线(5)旋转。更精确地，转子(2)包括多个推力通道(6)，推力通道(6)适于接收由分配装置(3a，3b)输送的流体流(4)以在推力通道(6)的周壁上产生旋转推力。本发明的特征在于，涡轮机(1a，1b)包括至少一个槽(23，24，25，26)，至少一个槽(23，24，25，26)形成在推力管道(6)和/或分配装置(3a，3b)的壁上并适于将流体流(4)连接至涡轮机(1a，1b)的外部环境。由流体流(4)所穿过的推力管道(6)和分配装置(3a，3b)中的至少一个包括沿流体流(4)行进的方向会聚的至少一个部分，所述至少一个部分沿流体流(4)的行进方向被限定在槽(23，24，25，26)的上游，以使在由流体流(4)穿过的推力管道(6)和/或分配装置(3a，3b)内的压力至少局部地降低到外部环境的填充流体(22)的压力值以下，从而将填充流体(22)吸入由流体流(4)穿过的推力管道(6)和/或分配装置(3a，3b)内。

Description

具有增大的比功率的高性能涡轮机

技术领域

本发明涉及一种高性能涡轮机，特别地，涉及具有增大的比功率的高性能涡轮机。

背景技术

在背景技术中，存在有不同类型的涡轮机，这些涡轮机可以主要分类成冲击式涡轮机和反动式涡轮机，在冲击式涡轮机中，流动压力在流体和转子的元件之间的相互作用的过程期间不改变(这种类型的涡轮机的示例为培尔顿(Pelton)涡轮机，其中，流动压力始终保持等于外部大气压值)；在反动式涡轮机中，相反地，流动压力在流体和转子的元件之间的相互作用的过程期间改变(这种类型的涡轮机的示例为弗郎西斯(Francis)涡轮机和卡普兰(Kaplan)涡轮机)。

在不考虑或没有在流体和涡轮机转子的元件之间的相互作用的过程期间的流动压力的恒定不变的情况下，区分已知类型涡轮机所凭借的另一特征是当流体流动与转子接触时，流体流动所沿行的主要方向。

实际上，根据流体流动在与转子接触时所沿行的主要方向，可以分类成径流式涡轮机(即，当流体流动主要在转子的旋转平面中从离转子的旋转轴线一定距离的入口部分处，运动到在出口部分处的另一距离，例如在弗郎西斯涡轮机中)、轴流式涡轮机(即，当流体流动主要沿平行于转子的旋转轴线的方向运动时，例如在卡普兰涡轮机中)、以及混流式涡轮机(即，当流体流动部分地沿径向方向运动并且部分地沿轴向方向运动时)。

在已知类型的涡轮机的最后的可能分类中，即根据待处理的流体的类型所做的分类，相同的涡轮机可以被分类成水轮机、蒸汽轮机、燃气轮机和风轮机。

更具体地，在水轮机中，水流被导向转子，从而使转子转动并能够从连接至轴的交流发电机产生电力，如在水力发电厂所发生的那样。在培尔顿涡轮机的情况中，自由的且处于大气压下的水流，或者在弗郎西斯涡轮机和卡普兰涡轮机的情况中，管道中的并且处于比外部环境更高压力下的水流，从大体上由通常通过水坝产生的人工水体供给的压力管而来。压力管中的流动能量减去载荷损耗，部分地是压能并且部分地是动能。在弗郎西斯涡轮机和卡普兰涡轮机的情况中，在压力管端部处的流动通过另外的管道被导向转子，并因此具有能量载荷，能量载荷部分地是压能，部分地是动能。在培尔顿涡轮机的情况中，压力管末端具有用于排出到大气中的管口，并且因此，在管口处，流动能量单独地被完全地转换成动能。之后，相同的流动被导向涡轮机。因此，在该最后的情况中，与涡轮机的转子相互作用的流动能量是排他性的动力学类型。

在蒸汽轮机中，通过引入来自例如热电站或核热电站中的锅炉的循环热量而达到明显高于外部压力的操作设备所需的流体压力值，其中，燃料在所述锅炉中燃烧。

在燃气轮机中，通过与在例如反作用式发动机中的燃烧室内的燃料和空气有关的化学反应，达到远高于外部压力的操作设备所需的高压力值。

在风轮机中，处于大气压下并因此仅具有动能的风流使连接至轴的叶片转动，其中，所述轴又连接至交流发电机的转子。

一般地，在所有的现有类型的涡轮机中，可以分成控制体积的入口部分和相同控制体积的出口部分，其中，处于流体状态或处于气体状态的流体的推力释放在控制体积的入口部分的周围元件上。

如所已知的，根据以下提供的已知定律，控制体积的入口部分的几何尺寸，即面积“A”和进入流体的截面速度的平均值“V”，确定流体流率“Q”，流体流率“Q”理解成每单位时间进入机器的体积：

Q＝VA

如果流体的密度“ρ”不是恒定的，则涉及每单位时间的质量并且根据以下提供的已知定律来确定：

Q＝ρVA

在所有的现有涡轮机中，在机器操作的每个预设点处，在所述机器的入口部分和出口部分之间的流体流率保持恒定。

因此，由于在机器的入口部分处的流动功率等于：

$P_{\mathrm{corrente}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{\mathrm{QV}}^2$

并且由于可以在所述涡轮机的轴处获得并因此可以被使用的机械功率等于：

$P_{\mathrm{turbina}}=\mathrm{\η}\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{\mathrm{QV}}^2$

其中，“η”是机器的效率，很明显，可以在涡轮机的轴处获得的机械功率不仅取决于所使用的流体的密度以及不利于设备的效率，还取决于在机器的输入中的流动特征值，即，取决于流率“Q”和平均速度“V”。

因此，例如，高功率涡轮机的提供涉及入口流率值的必然升高或入口流动的平均速度的必然升高，或这些量都必然升高。

这使得大型设备的提供承担高的生产成本、安装成本和管理成本，并且自然地，使高的流体流率值的实际可用性和待引入机器的流速的实际可用性具有相应的高操作成本。

例如，考虑到被燃烧以操作大型热电站的燃料的成本，其中，交流发电机通过蒸汽轮机运行。

发明内容

本发明的目的是提供一种高性能涡轮机，如果与已知类型的涡轮机的比功率相比，对于相同的整体尺寸，该高性能涡轮机使得能够获得增大的比功率水平。

在该目的中，本发明的目标是提供一种高性能涡轮机，该高性能涡轮机可以与处于液体状态的流体和处于气体状态的流体一起工作，以及可以与混合流体，即具有处于液体状态的成分和处于气体状态的成分的流体一起工作。

在下文中将变得更加明显的该目标以及这些和其他目的通过特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机实现，该高性能涡轮机包括转子和分配装置，该分配装置适于将流体流输送到所述转子的元件上以使所述转子围绕其自身的旋转轴线旋转，所述转子包括多个推力管道，多个推力管道适于接收由所述分配装置输送的所述流体流以在所述推力管道的周壁上产生旋转推力，其特征在于，该涡轮机包括至少一个槽，至少一个槽形成在所述推力管道和/或所述分配装置的壁上并且适于将所述流体流连接至涡轮机的外部环境，由所述流体流穿过的所述推力管道和所述分配装置中的至少一个包括沿所述流体流行进的方向会聚的至少一个部分，所述至少一个部分沿所述流体流的行进方向被限定在所述至少一个槽的上游，以使在由所述流体流穿过的所述推力管道和/或所述分配装置内的压力至少局部地降低到所述外部环境的填充流体的压力值以下，因此使得所述填充流体被吸入到由所述流体流穿过的所述推力管道和/或所述分配装置内。

附图说明

从根据本发明的、特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机的两个优选的、但非排他性的实施方式，将更清楚地理解本发明的其他特征和优点，上述实施方式在附图中以非限制性示例的方式示出，其中：

图1是根据本发明的特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机的第一实施方式的透视图；

图2是图1中示出的高性能涡轮机的分解透视图；

图3是从图1中示出的高性能涡轮机的下部观察的透视图；

图4是从图1中示出的高性能涡轮机的下方观察的分解透视图；

图5是图1中示出的高性能涡轮机的一部分的透视图；

图6是图1中示出的高性能涡轮机的转子的一部分的透视图；

图7是图1中示出的高性能涡轮机的输送装置的一部分的透视图；

图8是图1中示出的高性能涡轮机的局部剖切的平面图；以及

图9是根据本发明的特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机的第二实施方式的平面图。

具体实施方式

参照附图，在两个所引用的实施方式中分别由参考数字1a和1b表示的、特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机包括转子2和分配装置，转子2在两个实施方式中是相同的并且可以例如连接到交流发电机或类似装置，以便将转子2的动能转换成电能或机械能(取决于所使用的转换系统)，分配装置根据所考虑的实施方式由参考数字3a或3b表示，该分配装置适于将流体流4输送到转子2的元件上，以使转子2围绕其旋转轴线5旋转。

有利地，使定子2旋转所需的旋转推力通过多个推力管道6的存在而提供，多个推力管道6由定子2直接形成并适于接收由分配装置3a或3b输送的流体流4，其中，流体流4通过冲击推力管道6的周壁而确实地提供使转子2旋转所需的旋转推力。

更精确地，如果例如涡轮机1a或1b具有竖直旋转轴线5，则转子2包括由第一平坦部7和第二平坦部8限定的基本圆筒形的圆形体，其中，第一平坦部7和第二平坦部8分别是顶部和底部。

在所提出的实施方式中，为了结构简化的目的，第一平坦部7和第二平坦部8相互平行并且都垂直于转子2的旋转轴线5。

推力管道6形成在第一平坦部7和第二平坦部8之间并且根据相对于旋转轴线5限定的角度顺序(angularsequence)相对于彼此均匀地布置。

更精确地，推力管道6中的每一个均从转子2的入口部分9延伸到转子2的出口部分11，其中，入口部分9形成在转子2的外侧表面10上，靠近第一平坦部7，出口部11形成同一外侧表面10上，靠近第二平坦部8。

参照基于流体流在其与转子接触时所沿行的主要方向对涡轮机进行的分类，根据本发明的涡轮机1a或1b是混流型的涡轮机，这是因为流体流4沿基本切向于转子2的方向进入推力管道6，首先沿基本的径向方向转向，然后沿基本的轴向方向转向，之后再次沿基本的径向方向转向，随后再次基本地切向于转子2排出。

实际上，推力管道6中的每一个均沿流体流4的行进方向包括第一曲线部和第二曲线部，第一曲线部以与转子2的旋转方向匹配的曲率基本平行于第一平坦部7延伸，第二曲线部关于转子2的径向对称平面与第一曲线部对称，其中，转子2的径向对称平面基本垂直于旋转轴线5。

有利地，第一曲线部和第二曲线部通过基本平行于旋转轴线5延伸并形成为靠近旋转轴线5的基本直线部而相互连接，使得在流体流4行进通过推力管道6期间，流体流4执行基本等于180°的反向行进。

更精确地，第一曲线部和第二曲线部两者分别从转子2的入口部分9和从转子2的出口部分11切向于转子2的外侧表面10延伸，并且两者均以相对于旋转轴线5基本为径向的方向终止于直线部。

特别参照第一实施方式，分配装置3a包括在转子2径向外部的、成形为基本类似于中空圆柱体的本体，形成有相对于转子2的旋转轴线5基本径向地延伸的多个输送通道13，并且具有与第一平坦部7共面的面12。

便利地，像转子2的推力管道6一样，输送通道13根据相对于旋转轴线5限定的角度顺序相对于彼此均匀地布置。

这样，分配装置3a能够输送存在于涡轮机1a浸没其中的外部环境中的填充流体22，而与冲击分配装置3a的流动的初始方向无关。

如果流体流4具有任意类型的行进的主要方向，则分配装置3a的这种形状是特别有用的。

更精确地，输送通道13中的每一个均沿着与转子2的旋转方向一致地相对于径向方向倾斜的方向延伸，以沿至少部分地切向于转子2的方向将流体流4输送到推力管道6内。

实际上，输送通道13中的每一个均从分配装置3a的入口部分14延伸到分配装置3a的出口部分16，其中，分配装置3a的入口部分14形成在所述分配装置3a的外侧表面15上，分配装置3a的出口部分16对应于转子2的入口部分9中的一个并且形成在分配装置3a的内侧表面17上。

特别地，参照第二实施方式，如已经提到的，第二实施方式不同于第一实施方式之处仅在于替代分配装置3a的分配装置3b，涡轮机1b的分配装置3b包括基本沿单个优选方向延伸的多个输送管道18，该单个优选方向例如相对于转子2的旋转轴线5是径向的。

这样，仅当分配装置3b的输送管道18具有与冲击分配装置3b的流动的初始方向匹配的入口时，分配装置3b才能够输送流体流4。

更精确地，输送管道18沿着与转子2的旋转方向一致地相对于径向方向倾斜的方向，从分配装置3b的入口部分19延伸到分配装置3b的多个出口部分20，以沿着至少部分地切向于转子2的方向将流体流4输送到所述推力管道6内，其中，分配装置3b的入口部分19例如是相互共面的，分配装置3b的多个出口部分20对应于转子2的入口部分9中的一些。

根据本发明，关于两个所描述的实施方式的两个涡轮机1a和1b都包括至少一个槽，至少一个槽形成在推力管道6的壁上或分配装置3a或3b的壁上，并适于将流体流4连接到涡轮机1a和1b的外部环境。

有利地，所述槽以及下述事实使得能够将填充流体22从外部环境吸入到由相同的流体流4穿过的推力管道6和/或分配装置3a或3b内，所述事实为：由流体流4穿过的推力管道6和分配装置3a或3b中的至少一个包括沿流体流4的行进方向会聚并沿流体流4的行进方向限定在槽的上游的至少一部分。

更精确地，通过下述事实使得这种吸入成为可能：根据在亚音速状态下的柏努利定理，在流体流的路径中存在的会聚通道使得在由流体流4穿过的推力管道6和/或分配装置3a或3b内部的压力至少局部地降低到填充流体22的压力值以下。

鉴于已经示出的，有利地，对于推力管道6中的每一个，转子2具有第一组多个槽23，第一组多个槽23在推力管道6的第一曲线部处形成在第一平坦部7中，并且特别地，形成在所述推力管道6的、沿所述流体流4的行进方向会聚的部分的下游或附近。

同样，对于推力管道6中的每一个，转子2具有第二组多个槽24，第二组多个槽24在推力管道6的第二曲线部处形成在第二平坦部8中，并且特别地，形成在所述推力管道6的、沿着所述流体流4的行进方向会聚的部分的上游或附近。

更精确地，槽23和24两者均基本沿关于转子2的旋转轴线5的径向方向定向。这样，被吸入推力管道6内的填充流体22更容易地通过围绕旋转轴线5旋转的转子2的槽23和24进入。

同样地，如同转子2，对于输送通道13中的每一个或输送管道18中的每一个并且在它们的会聚部分处，分配装置3a或3b也分别具有第三组多个槽25或第四组多个槽26，第三组多个槽25或第四组多个槽26与转子2的旋转轴线5基本相切地定向，并且形成在分配装置3a或3b的、在输送通道13或输送管道18的沿流体流4行进方向的会聚部分的下游或附近的壁中。

为了调节推力管道6和输送通道13或输送管道18中的填充流体22的流率，具有在功能上与槽23、24和25或26相关联的流率调节装置。

这些调节装置——为了简单起见未示出——可以包括例如应用到槽23、24和25或26上的闸门，并可以例如通过自动控制系统被致动。

根据本发明，特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机的这两个实施方式1a和1b的操作如下。

无论分配装置3a或3b的类型，冲击所述分配装置3a或3b的流体流4被引导到输送通道13或输送管道18内，通过输送通道13或输送管道18，由于输送通道13或输送管道18的沿流体流4行进的方向会聚的横截面，所述流体流4的平均速度增大。

根据柏努利定理，通过在亚音速条件下操作，沿流体流4的流动线发生了相对于外部环境的填充流体22的压力的压力下降，其中，涡轮机1a或1b浸没在外部环境的填充流体22中。

由于此压力下降，流体22的流动从外部环境通过槽25或26被吸入，从而增大了流体流4的流率以及流体流4的平均速度，并因此进一步降低了流体流4的压力。

因此，总体情况是，从分配装置3a的输送通道13的出口部分16或从分配装置3b的输送管道18的出口部分20排出的流体流率，高于从分配装置3a的输送通道13的入口部分14或从分配装置3b的输送管道17的入口部分19进入的流率。

此外，从出口部分16或从出口部分20排出的流体流4的速度也高于从入口部分14或从入口部分19进入的流体流4的平均速度。

在来自输送通道13或输送管道18的输出中，流体流4分别通过分配装置3a或3b的出口部分16或20进入转子2的推力管道6。

基于已经描述的，流体流4以低于外部环境的填充流体22的压力的压力进入转子2的推力管道6，使得转子2围绕旋转轴线5旋转。

存在于推力管道6的两个平坦部7和8中的槽23和24，使得填充流体22以每单位时间的量，即流率，从外部朝向推力管道6的内部被吸入，其中，所述每单位时间的量，即流率，取决于实际存在的槽23和24的组的数量、尺寸和位置。

在任何情况下，这些槽23和24的存在使得给定量的填充流体22能够流入推力管道6内，并因此能够相对于下述的量增大在推力管道6内行进的流体流率，所述量已从所述推力管道6的入口部分9进入并且来自分配装置3a的输送通道13或来自分配装置3b的输送管道18。

此外，随着在槽23和/或槽24中的每一个处发生的每一次流率增加，直接在这些槽中的每一个的下游，发生流动的平均速度的增大和局部压力的进一步降低。

因此，总体情况为，从推力管道6的出口部分11排出的流体流率大于从所述推力管道6的入口部分9进入的流率，而且，从出口部分11排出的流体流4的平均速度大于从入口部分9进入的流体流4的平均速度。

由于由流体流4释放到推力管道6的壁上的旋转推力与从入口部分9进入的流率成比例以及与从出口部分11排出的流率成比例，并且由于所述旋转推力也与从入口部分9进入的流动的平均速度值成比例以及与从出口部分11排出的流动的平均速度值成比例，因此，应当清楚的是，沿着从入口部分9延伸到出口部分11的路径的流率和平均速度这两个量的增加，相当大地增大由流体流4释放到推力管道6的壁上的旋转推力，并因此相当大地增大了可以由涡轮机1a或1b传输的比功率。

因此，可以由涡轮机1a或1b传输的该比功率相对于可以由已知类型的涡轮机传输的比功率水平增大，这不仅是因为发生在推力管道6中的情况，还因为发生在输送通道13或输送管道18中的情况。

为了更好地理解特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机的操作，在下文中提供了涉及第一实施方式1a的操作的数值示例。

根据方法学，通过参照与分析的每个步骤相关的控制体积，实现整体类型的分析。

更精确地，应当参照单个输送通道13和单个推力管道6的构型。

特别地，参照图5、图6、图7和图8，假定分配装置3a的输送通道13和转子2的推力管道6的槽23、24和25被认为是关闭的，认为不可压缩的流体的流动以不被干扰的平均速度“V₀”运动并且沿着基本径向于涡轮机1a的方向冲击涡轮机1a，其中，假设不可压缩的流体是非粘性的，并且处于稳定状态而不被干扰。

在输送通道13的入口部分14处，入口部分14表示与所述输送通道13相符的控制体积的入口部分，适用以下表达式：

Q_A＝V_AA_A；M_A＝ρQ_AV_A； $P_A^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_A{V}_A^2---\left(1.1\right)$

这些分别是流体流4在输送通道13的入口部分14处的平均速度、流率、动量流和运动功率的表达式，其中：

-“V₀”是稳态流在输送通道13的入口处的平均速度；

-“V_A”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的平均速度；

-“A_A”是输送通道13的入口部分14沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.12m²(A_A＝0.30m×0.40m＝0.12m²)；

-“Q_A”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的体积流率；

-“ρ”是流体流4的流体密度，并且对于该数值示例，考虑到了处于环境温度和大气压下的空气，并且因此“ρ”等于1.2kg/m³；

-“M_A”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的动量流；

-“P_A ^cin”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的运动功率。

表1.1报告了在(1.1)中表示的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

在输送通道13的出口部分16处，出口部分16表示与所述输送通道13相符合的控制体积的端部处的部分，适用以下表达式：

Q_B＝Q_A；V_B＝Q_B/A_B；M_B＝ρQ_BV_B； $P_B^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_B{V}_B^2---\left(1.2\right)$

其中：

-“V_B”是流体流4在输送通道13的出口部分16处的平均速度；

-“A_B”是输送通道13的出口部分16沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.06m²(A_B＝0.20m×0.30m＝0.06m²)；

-“Q_B”是流体流4在输送通道13的出口部分16处的体积流率并且等于“Q_A”；

-“M_B”是流体流4在输送通道13的出口部分16处的动量流；

-“P_B ^cin”是流体流4在输送通道13的出口部分16处的动态功率。

表1.2报告了在(1.2)中表示的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

从表1.1和1.2中所报告的数据中，可以指出的是，流体流4在输送通道13的出口部分16处的动态功率相对于在所述输送通道13的入口部分14处的动态功率增大。

这是因为：由于出口部分16相对于入口部分14变窄，在从入口部分14向出口部分16通过时，出现速度增大。

相应地，根据柏努利定理，流体流4在出口部分16处的压力低于在入口部分14处的压力。

一旦流体流穿过输送通道13，则开始流体流在转子2的推力管道6中的路径。

为了更好地理解流体流4在推力管道6的入口处具有的动能的量，这里，假设转子2固定到分配装置3a上，即：不能够相对于分配装置3a旋转。

实际上，这个假设允许对与固定的推力管道6相关的一些量的值进行评估，这些量的值随后将与推力管道6自由旋转的情况进行比较。

在推力管道6的入口部分9处，入口部分9表示与所述推力管道6相符的控制体积的入口部分，适用以下表达式：

Q_C＝Q_B；V_C＝V_B；Q_C＝V_CA_C；M_C＝ρQ_CV_C； $P_C^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^2---\left(1.3\right)$

其中：

-“V_C”是流体流4在推力管道6的入口部分9处的平均速度；

-“A_C”是推力管道6的入口部分9沿与流动成直角的方向的投影，并且等于“A_B”；

-“Q_C”是流体流4在推力管道6的入口部分9处的体积流率，并且等于“Q_B”；

-“M_C”是流体流4在推力管道6的入口部分9处的动量流；

-“P_C ^cin”是流体流4在推力管道6的入口部分9处的动态功率。

在输送管道6的出口部分11处，出口部分11表示与所述推力管道6相符的控制体积的出口部分，“A_D＝A_C”，并且因此，所涉及的量的值相对于推力管道6的入口部分9保持不变。

实际上：

Q_D＝Q_C；V_D＝V_C；Q_D＝V_DA_D；M_D＝ρQ_DV_D； $P_D^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^2---\left(1.4\right)$

其中：

-“V_D”是流体流4在推力管道6的出口部分11处的平均速度并且等于“V_C”；

-“A_D”是出口管道11的入口部分9沿与流动成直角的方向的投影，并且等于“A_C”；

-“Q_D”是流体流4在推力管道6的出口部分11处的体积流率，并且等于“Q_C”；

-“M_D”是流体流4在推力管道6的出口部分11处的动量流，并且等于“M_C”；

-“P_D ^cin”是流体流4在推力管道6的出口部分11处的动态功率(等于“P_C ^cin”)。

表1.3报告了在(1.3)和(1.4)中表示的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

现在，可以计算由从输送通道113排出的流体流4施加到转子2的推力管道6的壁上的推力，其中，假设转子2不能够相对于分配装置3a旋转。

为此，对与所述推力管道6相符的控制体积应用动量方程。沿切向于转子2的方向投影，该方程给出：

S＝M_C-M_Dcosθ＝ρQ_CV_C-ρQ_DV_Dcosθ＝2ρQ_CV_C(1.5)

其中，

-“S”是释放到转子2的推力管道6的壁上的推力；

-“θ”是流动在推力管道6中所转过的角度并且等于180℃。

由于在推力管道6的入口部分9和出口部分11之间的流动通过180°改变方向，因此，获得了推力的值，该推力的值等于进入推力管道的动量流的两倍。

通过以下等式给出被插入成以便连带地连接到转子2的轮毂中的可能的轴的对应的动量，其中，再次假设转子2不能够相对于分配装置3a旋转，所述等式为：

T_al＝SR(1.6)

其中：

-“T_al”是施加到被插入成以便连带地连接到转子2的轮毂中的可能的轴上的动量；

-“R”是旋转推力的力臂，即，转子2的旋转轴线5与旋转推力的施加点之间的距离，即，“S”。在后续的计算中，“R”将被认为等于0.6m的示例性值。

表1.4报告了在(1.5)和(1.6)中表示的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

应当指出的是，为了当前估值的目的，由于之前假设为非粘性流体，没有考虑由在分配装置3a的输送通道13和转子2的推力管道6两者的周壁上的摩擦力引起的载荷损失。

该简单化的假设产生了以下理论结果，流体流4在推力管道6的入口处和出口处的动态功率相等。实际上，这并非完全地正确，但对当前数值示例而言，这些方面不是非常相关的。

不同于到目前所描述的，现在假设从分配装置3a的输送通道13的出口部分16排出的流体流进入转子2的推力管道6，使得所述转子围绕其自身的旋转轴线5以根据以下表达式的角速度和切向速度自由旋转：

U＝ωR；ω＝2πn/60(1.7)

其中：

-“U”是转子2的切向速度；

-“ω”是转子2的角速度；

-“n”是转子2的转速，以每分钟的转数来表达。

在转子2的推力管道6的入口部分9处，适用以下表达式：

$V_C^R=V_C-U;$ $M_C=\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^R=\mathrm{\ρ}{Q}_C(V_C-U)---\left(1.8\right)$

其中：

-“V_C ^R”是流体流4在推力管道6的入口部分9处相对于转子2的平均速度。

在转子2的推力管道6的出口部分11处，适用以下表达式：

$V_D^R=V_D-U;$ $M_D=\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^R=\mathrm{\ρ}{Q}_D(V_D-U)---\left(1.9\right)$

-“V_D ^R”是流体流4在推力管道6的出口部分11处相对于转子2的平均速度。

因此，由流体流4释放到自由旋转的转子的推力管道6的壁上的旋转推力等于：

$S=M_C-M_D\cos \mathrm{\θ}=\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^R-\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^R\cos \mathrm{\θ}=2\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^R=2\mathrm{\ρ}{Q}_C(V_C-U)---\left(1.10\right)$

因此，再次获得旋转推力的值，由于流体流4在推力管道6的入口和出口之间通过180°改变方向，该旋转推力的值等于进入自由旋转的转子2的推力管道6的动量流的两倍。

鉴于已经描述的，被插入成以便连带地连接到转子2的轮毂中的可能的轴上的动量以及可以在此处获得的理论功率等于：

T_al＝SR＝2ρRQ_C(V_C-U)(1.11)

P_teor＝SU＝T_alω＝2ρUQ_C(V_C-U)(1.12)

当U＝V_C/2时，获得其最大值。

由于效率“η”，可以在轴上获得不同于表达式(1.12)的有效功率，因此：

P_eff＝ηP_teor(1.13)

为效率所假设的实际值通过指示可以是“η＝0.85”。

表1.5报告了在(1.12)和(1.13)中表达的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

通过比较在表1.5中报告的值和在表1.3中报告的值，可以指出的是，可以在转子2的轴上获得的理论功率的值等于进入推力管道6的流动的动态功率的值。

此结果已经通过假设“U＝V_C/2”，即：为转子2最大化“P_teor”时“V_C”与“U”之间的关系，而获得。

然而，如之前描述的，在转子的轴上可获得的有效功率水平不同于总体效率的值的理论水平。

如之前所提到的，在(1.1)中给出的、到达输送通道13的入口部分14处的流动的功率的表达式表示所述功率的纯动态部分，即：流体流4的总功率的、可以用于流体和机器之间的能量交换的部分。

实际上，流体流4的总功率不仅包括动态部分，还包括由于压力而产生的部分，因此

P^tot＝P^press+P^cin(1.14)

其中：

-“P^tot”是流体流4的总功率；

-“P^press”是流体流4的压力功率；

-“P^cin”是流体流4的动态功率；

其中，对于流体流4(处于大气压下的空气)的在输送通道13的入口部分14处的功率转化为

$P_A^{\mathrm{tot}}=P_A^{\mathrm{press}}+P_A^{\mathrm{cin}}=p_{\mathrm{atm}}{A}_A{V}_A+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_A{V}_A^2---\left(1.15\right)$

其中：

-“P_A ^tot”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的总功率；

-“P_A ^press”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的压力功率；

-“P_A ^cin”是流体流4在输送通道13的入口部分14处的动态功率；

-“p^atm”是大气压，即：涡轮机1a的外部环境的填充流体22和在入口部分14处的流体流4所承受的压力，并且该压力等于101325Pa。

应当指出的是，可以根据相对压力，即根据“p_atm＝0Pa”，以及根据绝对压力，即根据“p_atm＝101325Pa”，来估计功率的压力部分。

表1.6报告了在(1.15)中表示的、流体流4在输送通道13的入口部分14处的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

根据表1.6中所报告的值，可以指出的是，从绝对意义来说，流体流4在输送通道13的入口部分14处的功率的压力部分大大地高于所述功率的纯动态部分。

如果有人认为大气压值是特别高的值，如所已知的，则这并不应当是意外。

然而，同样真实的是，流体流动的该压力功率值在其保持如此的情况下，对于流体和机器之间的能量交换是不可用的，如已经指出的，仅涉及流动的功率的动态部分的过程。

已经严格基于本研究研发出根据本发明的涡轮机1a的主操作机构，并且因此根据本发明的涡轮机1a的主操作机构使用了一系列的技术改进，这些技术改进的目的在于，在以压力功率为代价的情况下增大与机器相互作用的流体流4的动态功率，使得与没有利用这种类型的改进的现有机器相比，能够在其他条件相同的情况下获得转子2的轴上的更高功率水平。

更具体地，这个目的通过以下方式实现：将流体流4的压力功率的一部分转换成动态功率，以及将流率的、起初在机器外部的部分朝向机器的本体的内部输送。

如之前已经提到的，这些改进基本包括在以压力为代价的情况下增大速率(如所描述的，通过在亚音速条件下应用于会聚管道的柏努利定理)，以及当已经在机器的本体内部引起了比包围机器的流体环境的压力值低的压力值时，通过设置在边缘中的适当的槽，从外部朝向内部吸入给定量的流体流率。

因此，应当清楚的是，在所列出的估值的结尾处，可以得出可用于与机器的运动部分交互作用的动态功率，该动态功率甚至在与槽关闭的前述条件下可利用的动态功率相比是相当高的。

特别地参照图5、图6、图7和图8，假设分配装置3a的输送通道13和转子2的推力管道6的槽23、24和25被认为是打开的，考虑沿与涡轮机1a径向的方向冲击涡轮机1a的不可压缩的流体的流动，其中，假设该不可压缩的流体是非粘性的、不被干扰的、处于稳定状态，并且以不被干扰的平均速度“V₀”运动。

在输送通道13的入口部分14处，入口部分14表示与所述输送通道13相符的控制体积的入口部分，存在与之前所描述的、在(1.1)中表达的和在表1.1中报告的相同的情况。

继续在输送通道13中，在为简单起见以“F₁”表示并且具有面积“A_F1”的第一槽25处，由于所述输送通道13的会聚引起横截面的减小，这引起在所述横截面中具有会聚，其中，为简单起见，所述横截面由“S₁”表示并且具有等于“A₁”的面积：

Q₁＝Q_A；V₁＝Q₁/A₁； $p_A+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_A^2=p_1+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_1^2---\left(1.16\right)$

其中：

-“Q₁”是流体流4在截面“S₁”处的体积流率并且等于“Q_A”；

-“V₁”是流体流4在截面“S₁”处的平均速度；

-“A₁”是截面“S₁”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.094m²(A₁＝0.26m×0.36m＝0.094m²)；

-“p₁”是流体流4在截面“S₁”处的平均压力；

根据上述等式，得到“p₁”的值。

通过沿输送通道13的外部流动的、在无限远处的一点与槽“F₁”之间的一条线应用柏努利定理，获得以下表达式：

$p_{\mathrm{atm}}+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_0^2=p_1+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F1}^2;$ Q_F1＝V_F1A_F1(1.17)

其中：

-“Q_F1”是流过槽“F₁”的填充流体22的体积流率；

-“V_F1”是流过槽“F₁”的填充流体22的平均速度；

-“A_F1”是由槽“F₁”限定的通道截面，并且等于例如0.006m²(A₁＝0.20m×0.03m＝0.006m²)。

同样，继续在输送通道13中，在为简单起见以“F₂”表示并且具有面积“A_F2”的第二槽25处，由于所述输送通道13的会聚引起横截面的进一步减小，这导致在所述横截面中具有会聚，为简单起见，所述横截面由“S₂”表示并且具有等于“A₂”的面积：

Q₂＝Q₁+Q_F1；V₂＝Q₂/A₂； $p_A+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_A^2=p_2+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_2^2---\left(1.18\right)$

Q_F2＝V_F2A_F2(1.19)

其中：

-“Q₂”是流体流4在截面“S₂”处的体积流率；

-“V₂”是流体流4在截面“S₂”处的平均速度；

-“p₂”是流体流4在截面“S₂”处的平均压力；

-“Q_F2”是流过槽“F₂”的填充流体22的体积流率；

-“V_F2”是流过槽“F₂”的填充流体22的平均速度；

-“A₂”是截面“S₂”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.082m²(A₁＝0.24m×0.34m＝0.082m²)；

-“A_F2”是由槽“F₂”形成的通道截面，并且等于例如0.006m²(A₁＝0.20m×0.03m＝0.006m²)

继续在输送通道13中，在第三槽25处，情况是相同的。

为简单起见，三个槽25的组由“F₃”表示并具有面积“A_F3”，由于所述输送通道13的会聚引起横截面的进一步减小，这导致在所述横截面中具有会聚，为简单起见，该横截面由“S₃”表示并且具有等于“A₃”的面积：

Q₃＝Q₂+Q_F2；V₃＝Q₃/A₃； $p_A+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_A^2=p_3+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_3^2---\left(1.20\right)$

$p_{\mathrm{atm}}+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_0^2=p_3+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F3}^2;$ Q_F3＝V_F3A_F3(1.21)

其中：

-“Q₃”是流体流4在截面“S₃”处的体积流率；

-“V₃”是流体流4在截面“S₃”处的平均速度；

-“p₃”是流体流4在截面“S₃”处的平均压力；

-“Q_F3”是流过槽“F₃”的填充流体22的体积流率；

-“V_F3”是流过槽“F₃”的填充流体22的平均速度；

-“A₃”是截面“S₃”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.070m²(A₁＝0.22m×0.32m＝0.082m²)；

-“A_F3”是由槽“F₃”限定的通道截面，并且等于例如0.006m²(A₁＝0.20m×0.03m＝0.006m²)。

在输送通道13的出口部分16处，出口部分16表示与所述输送通道13相符的控制体积的出口部分，适用以下等式：

Q_B＝Q₃+Q_F3；V_B＝Q_B/A_B； $p_A+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_A^2=p_B+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_B^2---\left(1.22\right)$

M_B＝ρQ_BV_B； $P_B^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_B{V}_B^2---\left(1.23\right)$

表1.7报告了在(1.22)和(1.23)中表达的、流体流4在输送通道13的出口部分16处的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

如果现在关于输送通道13的出口部分16的特征量，将由表1.7报告的值与表1.2的值进行比较，可以注意到，在槽25打开的构型中，流动在输送通道13的出口部分16处的流率、平均速度、动量流以及因此的动态功率大大地高于槽25关闭的构型中的相应的量。

因此，实现了下述第一效果：其他条件相同，在输送通道13具有打开的槽25的情况下，具有高于前述情况中的一种的动态功率的流动开始其与转子2的推力管道6的壁的交互作用的过程。

如已经为前述情况所假设的，为了更好地理解流体流4在推力管道6的入口处所具有的动能的量，在此，假设转子2相对于分配装置3a固定，即，不能够相对于分配装置3a旋转。

在推力管道6的入口部分9处，入口部分9表示与所述推力管道6相符的控制体积的入口部分，适用以下等式：

Q_C＝Q_B；V_C＝V_B；p_C＝p_B；M_C＝ρQ_CV_C； $P_C^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^2---\left(1.24\right).$

表1.8报告了在(1.24)中表达的、流体流4在推力管道6的入口部分9处的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

继续在推力管道6内，在为简单起见以“F₄”表示并且具有面积“A_F4”的第一槽23处，由于所述推力管道6的会聚引起横截面的减小，这导致在所述横截面中具有会聚，为简单起见，所述横截面由“S₄”表示并且具有等于“A₄”的面积：

Q₄＝Q_C；V₄＝Q₄/A₄； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_4+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_4^2---\left(1.25\right)$

其中，

-“Q₄”是流体流4在截面“S₄”处的体积流率并且等于“Q_C”；

-“V₄”是流体流4在截面“S₄”处的平均速度；

-“A₄””是截面“S₄”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₄＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“p₄”是流体流4在截面“S₄”处的平均压力；

根据此表达式，获得“p₄”的值。

通过沿输送通道13的、在无限远处的点与截面“S₄”之间的外部流线应用柏努利定理，假设“V₀＝0”，获得以下表达式：

$p_{\mathrm{atm}}=p_4+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F4}^2;$ Q_F4＝V_F4A_F4(1.26)

其中：

-“Q_F4”是流过槽“F₄”的填充流体22的体积流率；

-“V_F4”是流过槽“F₄”的填充流体22的平均速度；

-“A_F4”是由槽“F₄”形成的通道截面，并且等于例如0.002m²(A_F4＝0.10m×0.02m＝0.02m²)。

同样地，继续在推力管道6中，在为简单起见以“F₅”表示并且具有面积“A_F5”的第二槽23处，为简单起见由“S₅”表示并且具有等于“A₅”的面积的横截面，获得以下表达式：

Q₅＝Q₄+Q_F4；V₅＝Q₅/A₅； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_5+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_5^2---\left(1.27\right)$

$p_{\mathrm{atm}}=p_5+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F5}^2;$ Q_F5＝V_F5A_F5(1.28)

其中：

-“Q₅”是流体流4在截面“S₅”处的体积流率；

-“V₅”是流体流4在截面“S₅”处的平均速度；

-“p₅”是流体流4在截面“S₅”处的平均压力；

-“Q_F5”是流过槽“F₅”的填充流体22的体积流率；

-“V_F5”是流过槽“F₅”的填充流体22的平均速度；

-“A₅”是截面“S₅”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₅＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“A_F5”是由槽“F₅”形成的通道截面，并且等于例如0.002m²(A_F5＝0.10m×0.02m＝0.002m²)。

继续在推力管道6中，在分别遇到第三槽23和三个槽24时，适用以下表达式，为简单起见，第三槽23和三个槽24分别以“F₆”、“F₇”、“F₈”和“F₉”表示并且分别具有面积“A_F6、“A_F7”、“A_F8”和“A_F9”，分别具有为简单起见由“S₆”、“S₇”、“S₈”和“S₉”表示并且具有等于“A₆”、“A₇”、“A₈”和“A₉”的面积的横截面，所述表达式为：

Q₆＝Q₅+Q_F5；V₆＝Q₆/A₆； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_6+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_6^2---\left(1.29\right)$

$p_{\mathrm{atm}}=p_6+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F6}^2;$ Q_F6＝V_F6A_F6(1.30)

其中

-“Q₆”是流体流4在截面“S₆”处的体积流率；

-“V₆”是流体流4在截面“S₆”处的平均速度；

-“p₆”是流体流4在截面“S₆”处的平均压力；

-“Q_F6”是流过槽“F₆”的填充流体22的体积流率；

-“V_F6”是流过槽“F₆”的填充流体22的平均速度；

-“A₆”是截面“S₆”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₆＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“A_F6”是由槽“F₆”限定的通道截面，并且等于例如0.002m²(A_F6＝0.10m×0.02m＝0.002m²)；

Q₇＝Q₆+Q_F6；V₇＝Q₇/A₇； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_7+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_7^2---\left(1.31\right)$

$p_{\mathrm{atm}}=p_7+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F7}^2;$ Q_F7＝V_F7A_F7(1.32)

其中：

-“Q₇”是流体流4在截面“S₇”处的体积流率；

-“V₇”是流体流4在截面“S₇”处的平均速度；

-“p₇”是流体流4在截面“S₇”处的平均压力；

-“Q_F7”是流过槽“F₇”的填充流体22的体积流率；

-“V_F7”是流过槽“F₇”的填充流体22的平均速度；

-“A₇”是截面“S₇”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₇＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“A_F7”是由槽“F₇”形成的通道截面，并且等于例如0.002m²(A_F7＝0.10m×0.02m＝0.002m²)；

Q₈＝Q₇+Q_F7；V₈＝Q₈/A₈； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_8+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_8^2---\left(1.33\right)$

$p_{\mathrm{atm}}=p_8+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F8}^2;$ Q_F8＝V_F8A_F8(1.34)

其中：

-“Q₈”是流体流4在截面“S₈”处的体积流率；

-“V₈”是流体流4在截面“S₈”处的平均速度；

-“p₈”是流体流4在截面“S₈”处的平均压力；

-“Q_F8”是流过槽“F₈”的填充流体22的体积流率；

-“V_F8”是流过槽“F₈”的填充流体22的平均速度；

-“A₈”是截面“S₈”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₈＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“A_F8”是由槽“F₈”形成的截面部分，并且等于例如0.002m²(A_F8＝0.10m×0.02m＝0.002m²)。

Q₉＝Q₈+Q_F8；V₉＝Q₉/A₉； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_9+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_9^2---\left(1.35\right)$

$p_{\mathrm{atm}}=p_9+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_{F9}^2;$ Q_F9＝V_F9A_F9(1.36)

其中：

-“Q₉”是流体流4在截面“S₉”处的体积流率；

-“V₉”是流体流4在截面“S₉”处的平均速度；

-“p₉”是流体流4在截面“S₉”处的平均压力；

-“Q_F9”是流过槽“F₉”的填充流体22的体积流率；

-“V_F9”是流过槽“F₉”的填充流体22的平均速度；

-“A₉”是截面“S₉”沿与流动成直角的方向的投影，并且等于例如0.050m²(A₉＝0.20m×0.25m＝0.050m²)；

-“A_F9”是由槽“F₉”形成的通道截面，并且等于例如0.002m²(A_F9＝0.10m×0.02m＝0.002m²)。

在出口部分11处，出口部分11表示与所述推力管道6相符的控制体积的出口部分，适用以下表达式：

Q_D＝Q₉+Q_F9；V_D＝Q_D/A_D； $p_C+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_C^2=p_D+\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{V}_D^2---\left(1.37\right)$

M_D＝ρQ_DV_D； $P_D^{\mathrm{cin}}=\frac{1}{2}\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^2---\left(1.38\right)$

表1.9报告了在(1.37)和(1.38)中表达的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

关于推力管道6的出口部分11的特征量，对在表1.9中报告的值与表1.3的值进行比较，应当指出的是，在槽23、24和25打开的构型中，流动在推力管道6的出口部分11处的流率、平均速度、动量流以及因此的动态功率相当大地高于槽23、24和25关闭的构型中的相应的量。

因此，实现了下述另外的效果：其他条件相同，在推力管道6具有输送通道13的打开的槽23、24和25情况下，具有高于关闭的槽23、24和25的情况中的任一种的动态功率的流动与推力管道6的壁的交互作用。

在假设转子2不能够相对于分配装置3a旋转的条件下，现在计算由流体流4释放到转子2的推力管道6的壁上的推力。

为此，对与所述推力管道6相符的控制体积应用动量方程。沿与转子2相切的方向投影，该方程给出为：

S＝M_C-M_Dcosθ＝ρQ_CV_C-ρQ_DV_Dcosθ＝ρQ_CV_C+ρQ_DV_D(1.38)

通过流动在推力管道6的入口部分9与出口部分11之间改变方向180°以及通过从槽23、24和25进入的填充流体22的流率，获得非常高的推力值，并且特别地，该推力值等于进入推力管道的动量流的两倍以上。

再次，在假设转子2不能够相对于分配装置3a旋转的条件下，通过以下表达式给出被插入以便连带地连接到转子2的轮毂中的可能的轴处的相应的动量：

T_al＝SR(1.39)

表1.10报告了在(1.38)和(1.39)中表达的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

通过对在表1.10中所报告的值与表1.4的值进行比较，可以指出的是，在其中槽23、24和25打开的涡轮机1a的构型中，其他条件相同，则在转子2相对于分配装置3a固定的情况下传输到轴的动量相当大地高于在槽23、24和25关闭的构型中的相应的值。

不同于目前位置所描述的，现在假设从分配装置3a的输送通道13的出口部分16流出的流体流，在转子2围绕其自身的旋转轴线5自由地旋转的情况下，以根据以下表达式的角速度和切向速度进入转子2的推力管道6：

U＝ωR；ω＝2πn/60(1.40)

在转子2的推力管道6的入口部分9处，适用以下表达式：

$V_C^R=V_C-U;$ $M_C=\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^R=\mathrm{\ρ}{Q}_C(V_C-U)---\left(1.41\right)$

在转子2的推力管道6的出口部分11处，适用以下表达式：

$V_D^R=V_D-U;$ $M_D=\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^R=\mathrm{\ρ}{Q}_D(V_D-U)---\left(1.42\right)$

因此，由流体流释放到自由旋转的转子的推力管道6的壁上的旋转推力等于：

$S=M_C-M_D\cos \mathrm{\θ}=\mathrm{\ρ}{Q}_C{V}_C^R+\mathrm{\ρ}{Q}_D{V}_D^R=\mathrm{\ρ}{Q}_C(V_C-U)+\mathrm{\ρ}{Q}_D(V_D-U)---\left(1.43\right)$

由于流体流4在推力管道6的入口和出口之间方向改变180°并且由于从槽23、24和25进入的填充流体22的流率，因此，再次获得非常高的旋转推力的值，并且特别地，该旋转推力的值等于进入自由旋转的转子2的推力管道6的动量流的两倍以上。

鉴于已经描述的，在被插入成以便连带地连接到转子2的轮毂上的可能的轴处的动量以及可以在此处获得的理论功率等于：

T_al＝SR＝ρR[Q_C(V_C-U)+Q_D(V_D-U)](1.44)

P_teor＝SU＝T_alω＝ρU[Q_C(V_C-U)+Q_D(V_D-U)](1.45)

其中，当U＝V_C/2时，获得其最大值。

由于效率“η”，可以在轴处获得不同于表达式(1.45)的有效功率，因此：

P_eff＝ηP_teor(1.46)

为效率所假设的实际值可以是表示为“η＝0.85”。

表1.11报告了在(1.43)至(1.46)中表达的、对应于冲击涡轮机1a的稳态流的一系列平均速度值“V₀”的量的数值。

所报告的数值示例涉及根据本发明的高性能涡轮机的第一实施方式1a。

然而，对于理解根据本发明的高性能涡轮机的第二实施方式1b的操作，相同的数值示例是有效的。明显地，通过相对于分配装置3a来改变分配装置3b的几何形状，最终的数值结果将改变。

在实践中，已经发现，根据本发明的特别是具有增大比功率的高性能涡轮机完全实现了预期的目的和目标，这是因为该涡轮机在其每个操作点处具有可变的流体流率，可变的流体流率特别地相对于从分配装置以及转子的管道二者的入口部分进入的流体流率的值而增大。

如之前所描述的，通过经由适当的开口从周围流体环境吸入流体流率增大机器的不同部分中的流率，并且该吸入通过如下事实成为可能：机器在分配装置和转子的管道二者内的流动压力的值低于表征外部流体环境的压力值的情况下操作。

这样，可以在转子的轴处获得的功率除了依赖于所使用的流体的密度并且减去装置的效率之外，不再仅依赖于在初始部分处的进入流动的流体流率和平均速度，而且还依赖于通过存在于机器的内部和外部之间的压力差而从外部环境吸入的流率值。

在涡轮机的各个部分内的路径中，流动部分的流率和平均速度实际上增大了，并且因此，可以在旋转轴上获得的功率也增大了。

更精确地，通过由流体流在转子的单个推力管道中的所沿行的路径，通过控制体积的入口部分进入的动量流的方向与通过相同控制体积的出口部分排出的动量流的方向之间的角度等于180°。该角度涉及由流体流在其通过推力管道的通道中释放到所述推力管道的壁上的旋转推力的最大值。

由于特定的结构要求，在根据本发明的高性能涡轮机的假设变化中，在入口动量流的方向和出口方向之间的角度可以小于180°，因此产生小于对应于根据本发明的高性能涡轮机的两个实施方式的旋转推力的旋转推力值。

由于行进通过推力管道的流体流是部分真空的内部流动，用于来自外部环境的具有另外的流率的进流的开口槽的存在使得能够利用外部环境的压力能，该压力能增加到与根据本发明的高性能涡轮机交互作用的流体流的动能上。

这样，可以相对于背景技术相当大地提高根据本发明的高性能涡轮机的性能。实际上，就根据本发明的高性能涡轮机的性能而言，其相对于现有类型的涡轮机不仅由于高性能在相对项目方面(relativeterm)突出，而且在绝对项目方面(absoluteterm)也是突出的，这是因为根据本发明的高性能涡轮机能够相对于其总体物理尺寸以及相对于进入分配装置的初始入口部分的流动的能量或功率的值，传输相当高的功率水平，并且这甚至从进入流动速度的相对低的值开始时发生。

因此，对于将在轴上获得的相等的功率，根据本发明的高性能涡轮机的尺寸显著地小于已知类型的涡轮机的尺寸。

因此，除了在构造成本、安装成本和管理成本方面以及占用空间方面的明显节省之外，总体的便利性还与根据本发明的高性能涡轮机的使用相关。

根据本发明的特别是具有增大的比功率的高性能涡轮机易于具有多种修改和变型，这些修改和变型在所附权利要求的范围内。

此外，所有的细节均可以由其他技术等同元素替代。

在实践中，只要所使用的材料适合特定用途，则所使用的材料以及可能的形状和尺寸可以是根据要求和现有技术的任何类型。

本申请要求在意大利专利申请No.MI2009A001997中的公开内容的优先权，该意大利专利申请的内容通过参引并入本文。

尽管在任意权利要求中提到的技术特征跟有参考标记，包括这些参考标记仅为了提高权利要求的可理解性，这些参考标记对由这些参考标记通过示例标示的每个元件的解释没有任何限制作用。

Claims (17)

1.一种高性能涡轮机(1a，1b)，所述涡轮机具有增大的比功率，所述涡轮机(1a，1b)包括转子(2)和分配装置(3a，3b)，所述分配装置(3a，3b)适于将流体流(4)输送到所述转子(2)的元件上，以使所述转子(2)围绕其旋转轴线(5)旋转，所述转子(2)包括多个推力管道(6)，所述多个推力管道(6)适于接收由所述分配装置(3a，3b)输送的所述流体流(4)，以在所述推力管道(6)的周壁上产生旋转推力，所述涡轮机(1a，1b)包括至少一个槽(23，24，25，26)，所述至少一个槽(23，24，25，26)形成在所述推力管道(6)的壁上和/或所述分配装置(3a，3b)的壁上并且适于将所述流体流(4)连接至所述涡轮机(1a，1b)外部的环境，由所述流体流(4)穿过的所述推力管道(6)和所述分配装置(3a，3b)中的至少一个包括沿所述流体流(4)行进的方向会聚的至少一个部分，所述至少一个部分沿所述流体流(4)的行进方向限定在所述至少一个槽(23，24，25，26)的上游，以使由所述流体流(4)穿过的所述推力管道(6)和/或所述分配装置(3a，3b)内的压力至少局部地降低到所述外部环境的填充流体(22)的压力值以下，由此将所述填充流体(22)吸入到由所述流体流(4)穿过的所述推力管道(6)和/或所述分配装置(3a，3b)内，其特征在于，所述槽基本沿关于所述转子(2)的所述旋转轴线(5)的径向方向定向，以使在所述涡轮机外部的所述填充流体通过所述槽而被吸入所述推力管道。

2.根据权利要求1所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述转子(2)包括由第一平坦部(7)和第二平坦部(8)限定的圆形并且基本圆柱形的本体，所述推力管道(6)形成在所述第一平坦部(7)和所述第二平坦部(8)之间、并且根据相对于所述旋转轴线(5)限定的角度顺序相对于彼此均匀地布置。

3.根据权利要求2所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述推力管道(6)中的每一个均从所述转子(2)的入口部分(9)延伸到所述转子(2)的出口部分(11)，所述入口部分(9)形成在所述转子(2)的靠近所述第一平坦部(7)的外侧表面(10)上，所述出口部分(11)形成在所述转子(2)的靠近所述第二平坦部(8)的所述外侧表面(10)上，所述推力管道(6)中的每一个均沿所述流体流(4)的行进方向包括第一曲线部和第二曲线部，所述第一曲线部以与所述转子(2)的旋转方向匹配的曲率基本平行于所述第一平坦部(7)延伸，所述第二曲线部关于所述转子(2)的基本垂直于所述旋转轴线(5)的径向对称平面与所述第一曲线部对称，所述第一曲线部和所述第二曲线部通过直线部相互连接，所述直线部平行于所述旋转轴线(5)延伸并且形成为靠近所述旋转轴线(5)。

4.根据权利要求3所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述第一曲线部和所述第二曲线部分别从所述转子(2)的所述入口部分(9)和所述转子(2)的所述出口部分(11)与所述转子(2)的所述外侧表面(10)基本相切地延伸、并且以相对于所述旋转轴线(5)基本径向的方向终止于所述直线部。

5.根据权利要求3或4所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述推力管道(6)的所述第一曲线部中的每一个均沿着所述流体流(4)的行进方向至少部分地会聚。

6.根据权利要求3或4所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，对于所述推力管道(6)中的每一个，所述涡轮机(1a，1b)包括第一组多个槽(23)，所述第一组多个槽(23)在所述第一曲线部处形成在所述第一平坦部(7)中并且相对于所述旋转轴线(5)基本径向地定向。

7.根据权利要求6所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述涡轮机(1a，1b)包括用于流率调节的装置，所述用于流率调节的装置与所述第一组多个槽(23)在功能上相关联。

8.根据权利要求3或4所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，对于所述推力管道(6)中的每一个，所述涡轮机(1a，1b)包括第二组多个槽(24)，所述第二组多个槽(24)在所述第二曲线部处形成在所述第二平坦部(8)中并且相对于所述旋转轴线(5)基本径向地定向。

9.根据权利要求8所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述涡轮机(1a，1b)包括用于流率调节的装置，所述用于流率调节的装置与所述第二组多个槽(24)在功能上相关联。

10.根据权利要求3所述的涡轮机(1a)，其特征在于，所述分配装置(3a)包括位于所述转子(2)径向外部的、成形为中空圆柱的本体，具有与所述第一平坦部(7)基本共面的面(12)，并且形成有相对于所述旋转轴线(5)基本径向地延伸的多个输送通道(13)，所述输送通道(13)根据相对于所述旋转轴线(5)限定的角度顺序相对于彼此均匀地布置。

11.根据权利要求10所述的涡轮机(1a)，其特征在于，所述输送通道(13)中的每一个均沿着与所述转子(2)的旋转方向一致地相对于径向方向倾斜的方向延伸，用于沿着至少部分地切向于所述转子(2)的方向将所述流体流(4)输送到所述推力管道(6)中，所述输送通道(13)中的每一个均从所述分配装置(3a)的入口部分(14)延伸到所述分配装置(3a)的出口部分(16)，所述分配装置(3a)的所述入口部分(14)形成在所述分配装置(3a)的外侧表面(15)上，所述分配装置(3a)的所述出口部分(16)对应于所述转子(2)的所述入口部分(9)中的一个并且形成在所述分配装置(3a)的内侧表面(17)上，所述输送通道(13)中的每一个均沿所述流体流(4)的行进方向至少部分地会聚。

12.根据权利要求11所述的涡轮机(1a)，其特征在于，对于所述输送通道(13)中的每一个，在所述输送通道(13)的会聚部分处，所述涡轮机(1a)包括第三组多个槽(25)，所述第三组多个槽(25)形成在所述分配装置(3a)的壁中并且与所述旋转轴线(5)基本相切地定向。

13.根据权利要求12所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述涡轮机(1a，1b)包括用于流率调节的装置，所述用于流率调节的装置与所述第三组多个槽(25)在功能上相关联。

14.根据权利要求3或4所述的涡轮机(1b)，其特征在于，所述分配装置(3b)包括基本沿单个方向延伸的多个输送管道(18)，所述输送管道(18)中的每一个均沿着所述流体流(4)的行进方向至少部分地会聚。

15.根据权利要求14所述的涡轮机(1b)，其特征在于，所述输送管道(18)从所述分配装置(3b)的入口部分(19)延伸到所述分配装置(3b)的多个出口部分(20)，用于沿着至少部分地切向于所述转子(2)的方向将所述流体流(4)输送到所述推力管道(6)中，其中，所述分配装置(3b)的所述多个出口部分(20)沿着与所述转子(2)的旋转方向一致地相对于径向方向倾斜的方向对应于所述转子(2)的所述入口部分(9)中的一些。

16.根据权利要求14所述的涡轮机(1b)，其特征在于，对于所述输送管道(18)中的每一个，在所述输送管道(18)的所述会聚部分处，所述涡轮机(1b)包括第四组多个槽(26)，所述第四组多个槽(26)形成在所述分配装置(3b)的壁中并且与所述旋转轴线(5)基本相切地定向。

17.根据权利要求16所述的涡轮机(1a，1b)，其特征在于，所述涡轮机(1a，1b)包括用于流率调节的装置，所述用于流率调节的装置与所述第四组多个槽(26)在功能上相关联。