RU2269631C1

RU2269631C1 - Turbodrill turbine

Info

Publication number: RU2269631C1
Application number: RU2004125248/03A
Authority: RU
Inventors: Валерь н Петрович Шумилов (RU); Валерьян Петрович Шумилов; Владимир Николаевич Мартынов (RU); Владимир Николаевич Мартынов
Original assignee: Общество с ограниченной ответственностью "Научно-производственная Компания "РАНКО"
Priority date: 2004-08-19
Filing date: 2004-08-19
Publication date: 2006-02-10

Abstract

FIELD: oil and gas well drilling equipment, particularly axial flow turbine of multistage turbodrill.

SUBSTANCE: turbodrill turbine comprises stator with blade ring and inner rim, rotor with blade ring and hub. Design angles of stator flow inlet and outlet directions α₂ and α₁ and rotor flow inlet and outlet directions β₂ and β₁ are related by theoretical correlations with peripheral velocity determined in idle and optimal (shock-free) mode of turbine operation. Stator and rotor blade ring blades defining above design angles as distinct from prior art turbines are formed so that shock-free regime of flow around the stator and the rotor is realized at different peripheral velocities, wherein above shock-free regime of stator flow-around is performed in retardation mode, shock-free regime of rotor flow-around is performed in runaway mode thereof. Above stator and rotor angles are correlated as α₁<α₂≤π/2 and β₂<β₁≤π/2 (in the case of positive reactive turbine) and β₁<β₂≤π/2 (for negative reactive turbine). The stator rim has surface of lesser diameter having conoid shape and converging towards lower cross-section thereof so that minimal annular gap defined by rotor hub is 0.05-0.3, preferably 0.1-0.2 of radial stator blade height and inner blade ring surface of lesser diameter has conoid shape and is converged to upper section so that radial rotor blade height ratio in lower and upper sections is equal to 0.7 - 0.95.

EFFECT: increased axial support resistance along with increased performance.

5 cl, 8 dwg

Description

Настоящее предлагаемое изобретение относится к техническим средствам, предназначенным для бурения нефтяных и газовых скважин, и, в частности, к исполнению главного узла конструкций многоступенчатых турбобуров - осевой турбины.The present invention relates to technical means intended for drilling oil and gas wells, and, in particular, to the execution of the main assembly of multistage turbodrills - an axial turbine.

Известна конструкция аксиальной турбины многоступенчатого турбобура, профиль лопаток которой обеспечивает их безударное обтекание (оптимальный режим) на частотах вращения вала, меньших, чем на экстремальном режиме (режиме максимума мощности). Такие турбины называются высокоциркулятивными и отличительной особенностью их является зависимость линии давления от частоты вращения с возрастанием ее к режиму холостого вращения и падением к тормозному режиму (см. "Гидромашины и компрессоры". Касьянов В.М., М.: Недра, 1970, стр.28-35). Применение высокоциркулятивных турбин на практике (так называемые турбины с наклонной линией давления) обеспечивало некоторую возможность регулирования режима работы турбобура по давлению на поверхности и, кроме этого, при применении специальных устройств, в частности клапана, производился сброс части жидкости мимо турбины, что ограничивало разгонную частоту вращения вала турбобура и долота. Этим достигалось повышение главного параметра турбины - отношения тормозного момента к разгонной частоте вращения, т.е. увеличение крутизны моментной характеристики.The design of the axial turbine of a multi-stage turbodrill is known, the profile of the blades of which ensures their shock-free flow around (optimal mode) at shaft rotation frequencies lower than in extreme mode (maximum power mode). Such turbines are called highly circulating and their distinctive feature is the dependence of the pressure line on the speed with increasing it to the idle mode and falling to the braking mode (see. "Hydraulic machines and compressors". Kasyanov VM, M .: Nedra, 1970, p. .28-35). The use of high-circulation turbines in practice (the so-called turbines with an inclined pressure line) provided some possibility of regulating the mode of operation of the turbodrill by pressure on the surface and, in addition, when using special devices, in particular, a valve, a part of the liquid was discharged past the turbine, which limited the acceleration frequency rotations of a shaft of a turbodrill and a bit. This achieved an increase in the main parameter of the turbine - the ratio of the braking torque to the accelerating speed, i.e. an increase in the steepness of the moment characteristic.

Основным недостатком высокоциркулятивных турбин является то, что существенный поворот струи в сильноизогнутом лопаточном аппарате при возможно минимизированной его осевой высоте (одно из важнейших требований к конструкции многоступенчатого турбобура) связан с увеличенными потерями энергии и снижением КПД по сравнению с нормально- и низкоциркулятивными турбинами, оптимальный режим которых соответственно совпадает с экстремальным по частоте вращения и превышает его. Другим, не менее серьезным недостатком высокоциркулятивных турбин является сложность изготовления их методом точного литья, в большей степени необходимым именно для такой формы профиля лопаток, но связанного для них с повышенной трудоемкостью, стоимостью, а зачастую и невозможностью его осуществления особенно при малых осевых габаритах проточной части турбины. К тому же использование высокоциркулятивных турбин с клапаном было прекращено из-за низкой надежности конструкций клапанов. В то же время из всех широко опробованных систем регулирования характеристик турбобуров указанный метод был наиболее лаконичным, не требуя сложных и громоздких устройств, таких как системы гидроторможения, компаунды в виде турбины с винтовым двигателем и т.п. (в том числе и редукторный турбобур).The main disadvantage of high-circulation turbines is that a significant rotation of the jet in a strongly curved blade apparatus with its possible axial height (one of the most important requirements for the design of a multi-stage turbodrill) is associated with increased energy losses and reduced efficiency compared to normal and low-circulation turbines, the optimal mode which respectively coincides with the extreme speed and exceeds it. Another, no less serious drawback of high-circulation turbines is the difficulty of manufacturing them by precision casting, which is more necessary for this particular shape of the blade profile, but associated with increased labor intensity, cost, and often the impossibility of its implementation, especially with small axial dimensions of the flow part turbines. In addition, the use of high circulation turbines with a valve was discontinued due to the low reliability of valve designs. At the same time, of all the widely tested systems for regulating the characteristics of turbodrills, this method was the most concise, without requiring complex and bulky devices, such as hydraulic braking systems, compounds in the form of a turbine with a screw engine, etc. (including gear turbodrill).

Известно, какую роль в формировании выходной характеристики турбобура играют утечки промывочной жидкости в кольцевых зазорах турбины (см. "Теория и расчет осевых многоступенчатых турбин турбобуров". Г.А.Любимов и Б.Г.Любимов. Гостоптехиздат 1963, стр.56-64). С точки зрения минимизации утечек эти зазоры пытаются максимально уменьшить, но с другой стороны - увеличить, исходя из технологических требований бурения на загрязненных или содержащих плакирующий наполнитель растворах (см. Патент РФ №2174584, кл. Е 21 В 4/02, 19.12.2000).It is known what role leaching fluid leaks in the turbine annular gaps play in the formation of the turbo-drill output characteristic (see. "Theory and Calculation of Axial Multistage Turbo-Drill Turbines". G. A. Lyubimov and B. G. Lyubimov. Gostoptekhizdat 1963, pp. 56-64 ) From the point of view of minimizing leaks, these gaps are trying to minimize, but on the other hand, increase, based on the technological requirements of drilling on contaminated or cladding filler solutions (see RF Patent No. 2174584, CL E 21 B 4/02, 12/19/2000 )

Последний из перечисленных источников также является аналогом изобретения. В нем описана турбинная ступень с увеличенным радиальным зазором между лопатками ротора и ступицей статора, укладывающимся в пределы диапазона значений от 0,1 до 0,2 от радиальной высоты лопаток роторного венца, и, кроме того, углы наклона хорд лопаток статора и ротора к плоскости, перпендикулярной оси турбины, различаются на угол более чем 20° при соответствующих их значениях не более 50° и не менее 70°.The last of these sources is also an analogue of the invention. It describes a turbine stage with an increased radial clearance between the rotor blades and the stator hub, falling within the range of values from 0.1 to 0.2 of the radial height of the rotor blade blades, and, in addition, the angles of inclination of the chords of the stator and rotor blades to the plane perpendicular to the axis of the turbine differ by an angle of more than 20 ° at their respective values of not more than 50 ° and not less than 70 °.

Утверждая, что названные признаки способствуют уменьшению до возможного минимума гидравлической осевой нагрузки на ротор турбобура, авторы, вообще говоря, игнорируют хорошо известные из теории турбин связи конструктивных параметров профилей лопаток осевых турбин с коэффициентами активности и реактивности, которыми и определяются составляющие гидравлической нагрузки на статор и ротор турбины от эффективно (полезно) сработанного в ней напора. Снижение до минимума осевой гидравлической нагрузки на ротор достигается в турбинах с коэффициентом активности, близким к 1 (а реактивности - к 0). При этом величина угла установки хорды лопатки является прямым следствием выбранной величины степени активности (реактивности) ступени и определяется непосредственно расчетом с использованием известных из теории формул. Однако, не оспаривая защищаемые объекты, отмечаем, что в такой конструкции турбины не достигается цель повышения крутизны моментной характеристики, так как даже при увеличенном радиальном зазоре между роторным венцом и статорной ступицей в указанном патенте ни один из конструктивных признаков не позволяет осуществить искусственное изменение моментной характеристики турбины в сторону увеличения отношения тормозного момента к разгонной частоте вращения.Claiming that these features contribute to reducing the hydraulic axial load on the turbodrill rotor to the minimum possible, the authors, generally speaking, ignore the well-known from the theory of turbines connections of the structural parameters of the axial turbine blade profiles with activity and reactivity coefficients, which determine the components of the hydraulic load on the stator and turbine rotor from the effective (useful) pressure generated in it. The axial hydraulic load on the rotor is minimized in turbines with an activity coefficient close to 1 (and reactivity to 0). Moreover, the angle of installation of the chord of the blade is a direct consequence of the selected value of the degree of activity (reactivity) of the stage and is determined directly by calculation using formulas known from theory. However, without disputing the protected objects, we note that in such a turbine design the goal of increasing the steepness of the torque characteristic is not achieved, since even with an increased radial clearance between the rotor ring and the stator hub in this patent, none of the design features allows an artificial change in the torque characteristic turbines in the direction of increasing the ratio of braking torque to the accelerating speed.

В этом отношении представляет интерес патент РФ №2032063, кл. Е 21 В 4/00, 09.04.92, принимаемый за прототип изобретения. Здесь описана турбина турбобура, содержащая статор и ротор с профилированными лопатками с различными углами наклона лопаток к плоскости, перпендикулярной оси турбины, с различными углами входных и выходных кромок ротора и статора, с различными формами рабочих поверхностей лопаток ротора и статора, имеющая наружный и внутренний ободы статора и различные радиальные высоты лопаток ротора и статора. Защищаемые в патенте признаки порой противоречивы и неясно сформулированы (так, например, кромки лопаток не могут быть наклонены к плоскости, в которой они лежат, см. п.3). Но главное, в указанном патенте при четко сформулированной цели создания турбины турбобура с режимом максимума мощности, контролируемым по линии давления и повышенном при этом параметре - отношение момента к частоте вращения, не решен и не описан ни один конструктивный признак, позволяющий увеличить крутизну моментной характеристики турбобура. Утверждается, что достигается высокое значение параметра М/n. Однако, во-первых, не показано, за счет чего это происходит, а во-вторых, этот параметр не определяет крутизну моментной характеристики, имея различную величину от 0 на разгонных оборотах до

при заторможенной турбине. Крутизна моментной характеристики определяется, строго говоря, производной dM/dn, или, для линейной зависимости M(n), - отношением тормозного момента к холостым оборотам, т.е. М_т/n_х. Как следует из уравнения Эйлера для осевых турбин (см. стр.5), при равных расчетных диаметрах турбин, расходах и плотности промывочной жидкости эта величина постоянная и не зависит от типа и профиля лопаток.In this regard, of interest is the patent of the Russian Federation No. 2032063, class. E 21 B 4/00, 04/09/92, taken as a prototype of the invention. A turbo-drill turbine is described herein, comprising a stator and a rotor with profiled blades with different angles of inclination of the blades to a plane perpendicular to the axis of the turbine, with different angles of the input and output edges of the rotor and stator, with different shapes of the working surfaces of the rotor and stator blades, having an outer and an inner rim stator and various radial heights of rotor blades and stator. The features protected in the patent are sometimes contradictory and unclearly formulated (for example, the edges of the blades cannot be inclined to the plane in which they lie, see Section 3). But the main thing is that in this patent, with the clearly formulated goal of creating a turbo-drill turbine with a maximum power mode controlled along the pressure line and increased with this parameter - the ratio of torque to speed, not a single design feature has been described and it is possible to increase the steepness of the torque characteristics of the turbo-drill . It is argued that a high value of the parameter M / n is achieved. However, firstly, it is not shown why this happens, and secondly, this parameter does not determine the steepness of the moment characteristic, having a different value from 0 at accelerating revolutions to

with a braked turbine. The steepness of the moment characteristic is determined, strictly speaking, by the derivative dM / dn, or, for the linear dependence M (n), by the ratio of braking moment to idle speed, i.e. M _t / n _x . As follows from the Euler equation for axial turbines (see page 5), for equal calculated turbine diameters, flow rates and density of the flushing fluid, this value is constant and does not depend on the type and profile of the blades.

По причине недостаточной крутизны моментной характеристики серийные конструкции турбобуров все более отстают от требований бурения современными как шарошечными, так и PDC долотами, для которых пониженные частоты вращения (для первых) и повышенные величины моментов (для вторых) так или иначе связаны с необходимостью увеличения параметра М_т/n_х сравнимо с тем, как это свойственно современным объемным двигателям или редукторным турбобурам, но без известных недостатков, присущих этим машинам, а именно недостаточной стойкости рабочих органов винтовых двигателей особенно при повышенных температурах или недостаточной надежности и сложности редукторных турбобуров.Due to the insufficient steepness of the torque characteristic, serial designs of turbodrills are increasingly lagging behind the requirements of drilling with modern cone and PDC bits, for which lower rotational speeds (for the first) and higher moment values (for the second) are somehow connected with the need to increase the parameter M _t / n _{x is} comparable to how it is typical of modern volumetric engines or gear turbodrills, but without the known drawbacks inherent in these machines, namely the insufficient durability of working bodies in screw engines, especially at elevated temperatures or insufficient reliability and complexity of gear turbodrills.

Технической задачей, на решение которой направлено настоящее предлагаемое изобретение, является требование создания турбинного привода долота для бурения, характеризующегося необходимой крутизной моментной характеристики как для шарошечных, так и для PDC долот при существенном снижении нагрузки на опоры вала от действия перепада давления в турбине и, кроме этого, требование обеспечить необходимое качество и доступную стоимость турбинных ступеней турбобура.The technical problem to which the present invention is directed is the requirement to create a turbine drive of a drill bit for drilling, characterized by the necessary steepness of the torque characteristic for both roller cone and PDC bits with a significant reduction in the load on the shaft bearings from the pressure drop in the turbine and, in addition to of this, the requirement to provide the necessary quality and affordable cost of the turbine stages of the turbodrill.

Решение технической задачи достигается тем, что турбина турбобура содержит статор с лопаточным венцом с внутренним ободом и ротор с лопаточным венцом и ступицей, лопатки статорного и роторного венцов имеют конструктивные углы, измеренные от плоскости, перпендикулярной продольной оси турбины, до касательных к профилям лопаток на входе (α₂ - статора и β₁ - ротора) и выходе (α₁ - статора и β₂ - ротора) потока, связанные соотношениями:The solution to the technical problem is achieved by the fact that the turbo-drill turbine contains a stator with a blade rim with an inner rim and a rotor with a blade rim and a hub, the blades of the stator and rotor rims have structural angles measured from a plane perpendicular to the longitudinal axis of the turbine to tangent to the blade profiles at the inlet (α ₂ - stator and β ₁ - rotor) and output (α ₁ - stator and β ₂ - rotor) of the flow, connected by the relations:

при

, где u_x - окружная скорость на расчетном диаметре турбины при ее с холостом вращении, c_z - осевая скорость потока через лопаточный венец, u_б.p - окружная скорость лопаток ротора на расчетном диаметре, при которой происходит их безударное обтекание, u_б.ст - то же для безударного обтекания лопаток статора, [А] - допустимая величина, находящаяся в диапазоне (0,5...5,0), и при заданном значении u_x at

, where u _x is the peripheral speed at the calculated diameter of the turbine when it is idle, c _z is the axial flow velocity through the blade, u _b.p is the _peripheral speed of the rotor blades at the calculated diameter at which they flow _{without impact} , u _{b. st} - the same for shock-free flow around the stator blades, [A] is an allowable value in the range (0.5 ... 5.0), and for a given value u _x

0<u_б.ст<u_x/2≤u_б.p<u_x, причем α₁<α₂<π/2, при этом β₂<β₁≤π/2 и в формулах (1)-(3) знак (+), а при β₁<β₂≤π/2 знак (-) в тех же формулах, кроме того, поверхность меньшего диаметра внутреннего обода статорного венца выполнена коноидальной формы с сужением к нижнему сечению так, что наименьший радиальный зазор между этой поверхностью и роторной ступицей укладывается в пределы от 0,05 до 0,3, предпочтительно от 0,1 до 0,2 от радиальной высоты лопаток статора и к тому же внутренняя поверхность меньшего диаметра роторного венца выполнена коноидальной формы с сужением к верхнему сечению, причем соотношение радиальных высот лопаток в нижнем и верхнем сечениях роторного венца укладывается в пределы от 0,7 до 0,95.0 <u _b.st <u _x / 2≤u _b.p <u _x , with α ₁ <α ₂ <π / 2, with β ₂ <β ₁ ≤π / 2 and in formulas (1) - ( 3) the sign (+), and for β ₁ <β ₂ ≤π / 2 the sign (-) in the same formulas, in addition, the surface of the smaller diameter of the inner rim of the stator rim is made conoidal in shape with narrowing to the lower section so that the smallest radial the gap between this surface and the rotor hub falls within the range from 0.05 to 0.3, preferably from 0.1 to 0.2 of the radial height of the stator blades, and the inner surface of the smaller diameter of the rotor crown is made conoidal with narrower iem to the upper section, the ratio of the radial heights of the vanes in the upper and lower sections of the rotor ring is placed in the range from 0.7 to 0.95.

Сущность изобретения заключается в том, что профили лопаток статора и ротора выполняются такими, что режимы их безударного обтекания в отличие от практически всех обычно используемых в турбобурах турбин не совпадают, т.е. частоты вращения, при которых статор и ротор работают в безударном режиме, различны (u_б.ст≠u_б.р) и безударное обтекание лопаток статора имеет место при низких оборотах турбины (левее экстремального режима), а безударное обтекание лопаток ротора - в области повышенных оборотов (правее экстремального режима). В силу этого лопатки статорного и роторного венцов выполняются без вышеназванных недостатков лопаточных систем высокоциркулятивных турбин (сильная изогнутость профиля), и при этом в силу заданного соотношения величин окружных скоростей безударного обтекания лопаток статора и ротора на статорном венце доля эффективно срабатываемого давления турбины существенно больше, чем на роторном, а перепад давления на статоре возрастает с ростом частоты вращения, обеспечивая возможность автоматического регулирования моментной характеристики турбины. Достигается это путем выполнения профилированного канала для сброса части рабочего потока мимо лопаток статора в кольцевой зазор между лопаточным венцом статора и соответствующей ему ступицей ротора при возрастании перепада давления на лопаточном венце статора в области разгонных оборотов и минимизации этих утечек жидкости при снижении этого перепада давления в области низких оборотов, близких к тормозному режиму. Таким образом, турбинная ступень а, следовательно, и многоступенчатый турбобур развивают тормозной момент, соответствующий расчетному (технологически необходимому для промывки скважины) расходу жидкости, и имеют сниженные разгонные обороты, соответствующие существенно меньшему расходу жидкости, т.е. реализуется требование повышения крутизны моментной характеристики турбобура. Кроме этого, турбинная ступень, имея высокую степень активности вплоть до возможности выполнения ее отрицательно-реактивной, благоприятно влияет на работу опор турбобура: - в режимах холостого вращения и при промывках скважины, - при большой моментоемкости долота, в том числе и с долотами PDC, - в конструкциях с независимой подвеской валов секций, а также и в режимах низких скоростей вращения при росте гидравлической нагрузки на ротор, сопоставимой с возрастающей нагрузкой на долото (разгрузка осевой опоры).The essence of the invention lies in the fact that the profiles of the stator and rotor blades are made such that their shock-free flow regimes do not coincide, in contrast to almost all turbines commonly used in turbodrills, i.e. the rotational speeds at which the stator and rotor operate in _shock-free mode are different (u _bst ≠ u _bp ) and _shock-free flow around stator blades occurs at low turbine speeds (to the left of the extreme mode), and _shock-free flow around rotor blades - in the region increased revolutions (to the right of the extreme mode). Due to this, the blades of the stator and rotor crowns are performed without the above-mentioned disadvantages of the blade systems of highly circulating turbines (strong curvature of the profile), and at the same time, due to the given ratio of the values of the peripheral velocities of the shockless flow around the stator and rotor blades on the stator crown, the proportion of effectively activated turbine pressure is significantly larger than on the rotor, and the pressure drop across the stator increases with increasing speed, providing the ability to automatically control the torque characteristic t urbines. This is achieved by performing a profiled channel to discharge part of the working flow past the stator vanes into the annular gap between the stator vanes and the corresponding rotor hub with increasing pressure drop across the stator vanes in the region of accelerating revolutions and minimizing these fluid leaks while decreasing this pressure drop in the region low revolutions close to the braking mode. Thus, the turbine stage and, consequently, the multistage turbo-drill develop a braking torque corresponding to the calculated (technologically necessary for flushing the well) fluid flow rate and have reduced acceleration revolutions corresponding to a significantly lower fluid flow rate, i.e. the requirement to increase the steepness of the torque characteristic of the turbodrill is implemented. In addition, the turbine stage, having a high degree of activity up to the possibility of performing it negatively reactive, favorably affects the operation of the turbodrill supports: - in idle rotation and when flushing the well, - with a high torque of the bit, including with PDC bits, - in designs with independent suspension of the shafts of the sections, as well as in low-speed rotation modes with an increase in the hydraulic load on the rotor, comparable to the increasing load on the bit (unloading axial support).

Изобретение поясняется фигурами, на которых:The invention is illustrated by figures in which:

фиг.1 - продольное сечение части турбобура с размещенными в ней ступенями турбин,figure 1 is a longitudinal section of a part of the turbodrill with the steps of the turbines located in it,

фиг.2 - лопаточный венец статора (фрагмент),figure 2 - scapular crown of the stator (fragment),

фиг.3 - лопаточный венец ротора положительной реактивности (фрагмент),figure 3 - the blade rim of the rotor of positive reactivity (fragment),

фиг.4 - лопаточный венец ротора отрицательной реактивности (фрагмент),figure 4 - the blade rim of the rotor of negative reactivity (fragment),

фиг.5 - полигон скоростей турбины положительной реактивности,figure 5 - range speed turbines positive reactivity,

фиг.6 - полигон скоростей турбины отрицательной реактивности,6 is a range of speeds of the turbines of negative reactivity,

фиг.7 - зависимости давления в турбине он частоты вращения,Fig.7 - dependence of the pressure in the turbine he rotational speed,

фиг.8 - энергетические характеристики турбобура.Fig - energy characteristics of the turbodrill.

В корпусе турбобура 1 (фиг.1) размещены статоры 2 многоступенчатой турбины с лопаточными венцами 3 и внутренним ободом 4. На валу турбобура 5 размещены роторы 6 со ступицами 7 и лопаточными венцами 8. Поверхность 9 обода 4 выполнена коноидальной формы с сужением к нижнему сечению. Внутренняя поверхность 10 венца 8 выполнена коноидальной формы с сужением к верхнему сечению. На лопаточных венцах 3 статора размещены лопатки 11 (фиг.2), касательные к профилю - к входным (а₂) и выходным (a₁) участкам профиля или к средней линии (а₀) - которые на входе в межлопаточный канал образуют угол α₂, а на выходе - α₁ с плоскостью, перпендикулярной оси 0-0 турбины. Углы лопаток статора находятся в соотношении α₁<α₂≤π/2. На лопаточных венцах 8 ротора размещены лопатки 12 (фиг.3) или 13 (фиг.4), касательными к профилю - к входным (b₁) и выходным (b₂) участкам профиля или к средней линии (b₀) - которые на входе в межлопаточный канал образуют угол β₁, а на выходе β₂ с плоскостью, перпендикулярной оси 0-0 турбины. Различие между лопатками по типам 12 и 13 заключается в том, что для первых β₂<β₁≤π/2 (положительная реактивность), для вторых β₁<β₂≤π/2 (отрицательная реактивность). Кольцевой канал 14 между поверхностью ступицы 7 и коноидальной поверхностью 9 с сужением по осевой длине к нижнему сечению характеризуется величиной δ_с минимального радиального зазора, укладывающейся в пределы 0,05...0,3 от радиальной высоты (L_к) лопатки статора 11, что определяет величину площади живого сечения этого канала. Внутренняя коноидальная поверхность 10 роторного венца определяет соотношение радиальных высот лопаток нижнего и верхнего сечений роторного венца в пределах 0,7...0,95.In the housing of the turbo-drill 1 (Fig. 1), the stators 2 of the multi-stage turbine with blade rims 3 and the inner rim 4 are placed. The rotors 6 with the hubs 7 and blade rims 8 are placed on the turbo-drill shaft 5. The surface 9 of the rim 4 is made conoidal in shape with narrowing to the lower section . The inner surface 10 of the crown 8 is made conoidal in shape with a narrowing to the upper section. The blades 11 of the stator are placed on the blade crowns 3 (Fig. 2), tangent to the profile - to the input (a ₂ ) and output (a ₁ ) sections of the profile or to the midline (a ₀ ) - which form an angle α at the entrance to the interscapular canal ₂ , and at the exit - α ₁ with a plane perpendicular to the axis 0-0 of the turbine. The angles of the stator blades are in the ratio α ₁ <α ₂ ≤π / 2. On the blade crowns 8 of the rotor there are blades 12 (Fig. 3) or 13 (Fig. 4), tangent to the profile - to the input (b ₁ ) and output (b ₂ ) sections of the profile or to the midline (b ₀ ) - which are at the entrance to the interscapular canal form an angle β ₁ , and at the exit β ₂ with a plane perpendicular to the axis 0-0 of the turbine. The difference between the blades in types 12 and 13 is that for the first β ₂ <β ₁ ≤π / 2 (positive reactivity), for the second β ₁ <β ₂ ≤π / 2 (negative reactivity). The annular channel 14 between the surface of the hub 7 and the conoidal surface 9 with a narrowing along the axial length to the lower section is characterized by a value of δ _{with a} minimum radial clearance falling within 0.05 ... 0.3 of the radial height (L _to ) of the stator blade 11, which determines the size of the living section of this channel. The inner conoidal surface 10 of the rotor rim determines the ratio of the radial heights of the blades of the lower and upper sections of the rotor rim within 0.7 ... 0.95.

Установление величин углов профилей лопаток статора и ротора производится из следующих соображений.The establishment of the values of the angles of the profiles of the stator and rotor blades is made from the following considerations.

Вращающий момент одной ступени осевой турбины турбобура по формуле Эйлера определяется какThe torque of one stage of the axial turbine of the turbodrill according to Euler's formula is defined as

M=ρQr(c_1u-c_2u),M = ρQr (c _1u -c _2u ),

где ρ - плотность рабочей жидкости, Q - ее объемный расход, r - средний (расчетный) радиус турбины, c_1u и c_2u - проекции абсолютных скоростей потока жидкости на входе и выходе ротора на направление его окружной скорости u.where ρ is the density of the working fluid, Q is its volumetric flow rate, r is the average (calculated) radius of the turbine, c _1u and c _2u are the projections of the absolute velocities of the fluid flow at the inlet and outlet of the rotor in the direction of its peripheral speed u.

При остановленной турбине (u=0) тормозной момент ступениWhen the turbine is stopped (u = 0), the braking torque of the stage

M_т=ρQru_x,M _t = ρQru _x ,

где u_x - окружная скорость холостого вращения, определяемая из полигонов скоростей (фиг.5 и 6):where u _x is the peripheral idle speed, determined from the speed polygons (figure 5 and 6):

u_x=c_z(ctgα₁±ctgβ₂),u _x = c _z (ctgα ₁ ± ctgβ ₂ ),

где c_z - осевая скорость потока через лопаточные венцы турбины, знак (+) соответствует положительно-реактивной турбине (фиг.5), знак (-) - для отрицательно-реактивной турбины (фиг.6).where c _z is the axial flow velocity through the turbine blade crowns, the sign (+) corresponds to a positive-reactive turbine (Fig. 5), the sign (-) - for a negative-reactive turbine (Fig. 6).

Из практики конструирования турбин турбобуров приемлемые значения КПД турбин (более 45%) в рабочих режимах достигаются, еслиFrom the practice of designing turbo-drill turbines, acceptable turbine efficiency (more than 45%) in operating modes is achieved if

, где диапазон величины А - в пределах (0,5...5,0).

where the range of A is within (0.5 ... 5.0).

При оптимальном режиме работы турбины (с окружной скоростью, при которой КПД достигает максимума) направления скоростей потока на входе лопаток статора (абсолютная скорость c₂) и ротора (относительная скорость w₁) совпадают с направлениями, соответствующими конструктивным углам лопаток статора (α₂) и ротора (β₁), что определяет режим безударного обтекания. Как правило, для всех применяемых на практике турбин этот режим наступает для статора и ротора при одной и той же окружной скорости оптимального режима турбины и определяется из полигона скоростей какWith an optimal turbine operation mode (with a peripheral speed at which the efficiency reaches its maximum), the directions of the flow velocities at the inlet of the stator vanes (absolute speed c ₂ ) and the rotor (relative speed w ₁ ) coincide with the directions corresponding to the design angles of the stator vanes (α ₂ ) and rotor (β ₁ ), which determines the mode of shockless flow. As a rule, for all turbines used in practice, this mode occurs for the stator and rotor at the same peripheral speed of the optimal turbine mode and is determined from the speed range

u_опт=c_z(ctgα₁±ctgβ₁)=c_z(ctgα₂±ctgβ₂).u _opt = c _z (ctgα ₁ ± ctgβ ₁ ) = c _z (ctgα ₂ ± ctgβ ₂ ).

Если рассматривать это двойное равенство раздельно, то можно записать:If we consider this double equality separately, then we can write:

u_б.р=c_z(ctgα₁±ctgβ₁) - окружная скорость режима безударного обтекания лопаток ротора,u _bp = c _z (ctgα ₁ ± ctgβ ₁ ) is the peripheral speed of the shock-free flow regime around the rotor blades,

u_б.ст=с_z(ctgα₂±ctgβ₂) - окружная скорость режима безударного обтекания лопаток статора.u _bst = s _z (ctgα ₂ ± ctgβ ₂ ) is the peripheral speed of the shockless flow regime around the stator blades.

В изобретении конструктивные углы лопаток статорных и роторных венцов выбраны так, что u_б.р≠u_б.ст (фиг.5 и 6), при этом режим безударного обтекания лопаток статора смещен в зону низких скоростей вращения вплоть до тормозного режима, для ротора же, наоборот, режим безударного обтекания смещен в зону разгонных оборотов турбины, т.е.In the invention, the structural angles of the blades of the stator and rotor crowns are selected so that u _bp ≠ u _bst (Figures 5 and 6), while the _shock- free flow around the stator blades is shifted to the zone of low rotation speeds up to the braking mode, for the rotor on the contrary, the shock-free flow regime is shifted to the turbine acceleration zone, i.e.

0≤u_б.ст<u_x/2≤u_б.p≤u_x,0≤u _b.st <u _x / 2≤u _b.p ≤u _x ,

при этом конструктивные углы лопаток статора находятся в соотношении:while the design angles of the stator blades are in the ratio:

α₁<α₂π/2,α ₁ <α ₂ π / 2,

а конструктивные углы лопаток ротора - в соотношениях:and the structural angles of the rotor blades in the ratios:

β₂<β₁≤π/2 для положительно-реактивной турбины (фиг.3),β ₂ <β ₁ ≤π / 2 for a positive-jet turbine (figure 3),

β₁<β₂≤π/2 для отрицательно-реактивной турбины (фиг.4).β ₁ <β ₂ ≤π / 2 for a negative jet turbine (Fig. 4).

Работа турбины турбобура.Work turbine turbodrill.

Поток промывочной жидкости (бурового раствора) с объемным расходом Q при заданных диаметральных размерах проточной части турбины определяет осевую скорость в лопаточных венцах статора и ротора c_z. С использованием вышеприведенных формул и задаваемого допустимого значения максимальной частоты вращения вала турбобура (n_х) с соответствующим ей значением окружной скорости u_x установлены величины конструктивных углов лопаток статора и ротора и режимы их безударного обтекания, при которых входные потери давления минимальны. Как видно из графика (фиг.7), потери давления (кривая Р_уд.ст) на ударных режимах обтекания лопаток статора (при n> n_c.ст) возрастают благодаря возрастанию разницы (угол атаки) между углами (α′₂, α′′2,...) входа потока в лопаточный аппарат статора (абсолютные скорости с′₂, с′′₂,...) и конструктивным углом лопатки статора (α₂). Наряду с этим величина перепада давления на статоре изменяется с изменением частоты вращения вала в соответствии с кривой эффективно срабатываемого в ступени турбины напора (Р_эф), доля которого приходящаяся на статор (Р_эф.ст), определяется степенью (коэффициентом) активности турбины, которая на всех режимах существенно превышает степень (коэффициент) ее реактивности. Это видно также и из соотношения проекций средних абсолютных скоростей (c_mu) и средних относительных скоростей (w_mu) на направление окружной скорости. Причем как для положительно-реактивной, так и для отрицательно-реактивной турбин чем выше абсолютная величина этого соотношения, тем доля срабатываемого эффективного напора в статоре больше. Таким образом перепад давления на статоре в зависимости от частоты вращения вала турбины как сумма его составляющих (Р_уд.ст+Р_эф.ст) представляет падающую к тормозному режиму линию Р_ст(n).The flow of flushing fluid (drilling fluid) with a volumetric flow rate Q for a given diametrical dimensions of the flow part of the turbine determines the axial speed in the blade crowns of the stator and rotor c _z . Using the above formulas and a set allowable value of the maximum rotational speed of the turbo-drill shaft (n _x ) with the corresponding peripheral speed value u _x , the values of the design angles of the stator and rotor blades and the modes of their shock-free flow around which the input pressure losses are minimal are established. As can be seen from the graph (Fig. 7), the pressure loss (curve P _beats ) for shock modes past the stator vanes (for n> n _c.st ) increases due to an increase in the difference (angle of attack) between the angles (α ′ ₂ , α ′ ′ 2, ...) of the flow inlet into the stator blade apparatus (absolute speeds с ′ ₂ , с ′ ′ ₂ , ...) and the design angle of the stator blade (α ₂ ). In addition, the magnitude of the pressure drop across the stator changes with a change in the shaft rotation frequency in accordance with the curve of the pressure (P _eff ) that is effectively activated in the turbine stage, the proportion of which falls on the stator (P _eff ), is determined by the degree (coefficient) of turbine activity, which in all modes, significantly exceeds the degree (coefficient) of its reactivity. This is also seen from the ratio of the projections of the average absolute velocities (c _mu ) and average relative velocities (w _mu ) on the direction of the peripheral speed. Moreover, for both positive-reactive and negative-reactive turbines, the higher the absolute value of this ratio, the greater the proportion of the effective pressure that is triggered in the stator. Thus, the pressure drop across the stator, depending on the frequency of rotation of the turbine shaft, as the sum of its components (P _beats + _Peff ) represents the line P _article (n) falling to the braking mode.

В то же время в роторе имеет место противоположный процесс увеличения ударных потерь (Р_уд.р) с приближением к тормозному режиму благодаря возрастанию разницы (угол атаки) между углами (β′₁, β′′₁,...) входа в лопаточный аппарат ротора (относительные скорости w′₁, w′′₁,...) и конструктивным углом (β₁), которые суммируются с срабатываемой на роторе долей эффективного напора (Р_эф-Р_эф.ст), образуя линию Р_р(n) зависимости перепада давления на роторе от частоты вращения вала турбины, возрастающую к тормозному режиму.At the same time, in the rotor there is an opposite process of increasing shock losses (P _beats ) with approaching the braking mode due to an increase in the difference (angle of attack) between the angles (β ′ ₁ , β ′ ′ ₁ , ...) of the blade entrance the rotor apparatus (relative velocities w ′ ₁ , w ′ ′ ₁ , ...) and the design angle (β ₁ ), which are summed with the effective pressure fraction (R _eff _{-R eff.st} ) that is activated on the rotor, forming a line Р _р ( n) the dependence of the differential pressure on the rotor on the frequency of rotation of the turbine shaft, increasing to the braking mode.

Перепад давления на роторе (Р_р) определяет величину осевой нагрузки опоры турбобура, которая, как следует из вышесказанного, существенно снижена в области высоких частот вращения (при промывке и проработке ствола скважины), что обеспечивает повышение долговечности опор турбобура. В области низких оборотов вала турбобура, как правило, осевые нагрузки на долото существенно увеличены, поэтому равнодействующая сил, действующих на опору от гидрвлической нагрузки турбины и нагрузки на долото, снижена вплоть до нуля, что также способствует не только повышению долговечности опор, но и уменьшению потерь на трение в опоре, высвобождая значительную долю вырабатываемого турбиной момента для эффективной работы долота.The pressure drop across the rotor (P _p ) determines the axial load of the turbo-drill support, which, as follows from the foregoing, is significantly reduced in the region of high rotational speeds (during flushing and drilling of the wellbore), which increases the durability of the turbo-drill supports. In the area of low revolutions of the turbo-drill shaft, as a rule, the axial loads on the bit are significantly increased, therefore the resultant of the forces acting on the support from the hydraulic load of the turbine and the load on the bit is reduced to zero, which also contributes not only to increase the durability of the supports, but also to reduce friction losses in the support, releasing a significant proportion of the moment generated by the turbine for efficient operation of the bit.

Общий перепад давления на турбобуре (Р_т) как сумма перепадов давлений на роторе и статоре мало зависит от частоты вращения вала, возрастая либо к холостым оборотам, либо оставаясь почти постоянной величиной Р_т(n), что не приводит к перегрузке буровых насосов, способствуя нормальному ведению процесса бурения в отличие, например, от бурения винтовым двигателем, при котором увеличение нагрузки на долото сопровождается значительным ростом давления насосов. Этим же недостатком характеризуются низкоциркулятивные турбины, используемые с целью разгрузки опор турбобура, - чрезмерное возрастание давления на стояке при торможении на забое чревато прорывом диафрагм или другими проблемами с буровым насосом.The total pressure drop on the turbodrill (P _t ) as the sum of the pressure drops on the rotor and stator does not depend much on the shaft speed, increasing either to idle speed or remaining almost constant P _t (n), which does not lead to overloading of the mud pumps, contributing to normal conduct of the drilling process, unlike, for example, drilling with a screw motor, in which an increase in the load on the bit is accompanied by a significant increase in the pressure of the pumps. The same drawback is characterized by low-circulation turbines used to unload turbodriller supports - an excessive increase in pressure on the riser during braking at the bottom is fraught with a breakdown of the diaphragms or other problems with the mud pump.

При фактически таком же, как и в нормальных серийных турбинах, уровне нагружения буровых насосов в новой турбине реализуется недостижимое для серийных турбин качество - существенное увеличение крутизны моментной характеристики. Это достигается благодаря смещению режима безударного обтекания лопаток статора в зону низких частот вращения и выполнению профилированного радиального зазора между ободом статора и ступицей ротора.With virtually the same level of loading of mud pumps as in normal serial turbines, the new turbine achieves an unattainable quality for serial turbines - a significant increase in the steepness of the torque characteristic. This is achieved by shifting the shock-free flow around the stator blades to the zone of low rotational speeds and performing a profiled radial clearance between the stator rim and the rotor hub.

При сильно возрастающей зависимости Р_ст(n) в кольцевом канале 14 с определенной площадью сечения возникают утечки промывочной жидкости (q), сжижающие расход жидкости через лопаточный венец статора. Выполнение радиального зазора между коноидальной поверхности обода статора и ступицей ротора с величиной δ_с, укладывающейся в пределы 0.05...0,3 от радиальной высоты лопатки статора, обеспечивает функциональную зависимость утечки от частоты вращения вала турбины q(n). Величины утечек в радиальных зазорах серийных турбин, как следует из проводившихся ранее исследований, в зависимости от величины радиального зазора и перепада давления могут быть весьма существенными и, как правило, это отрицательно сказывается на энергетической характеристике турбины, т.к. снижаются ее показатели на всех режимах. В предложенной турбине утечки возрастают с ростом частоты вращения, таким образом отсекая правую (высокооборотную) зону моментной характеристики. Для примера, расчетом для турбины в габарите 195 мм установлено соотношение δ/L_к=(0,1...0,2), определяющее требуемое изменение утечки в статоре (от 1,5 до 7,5 л/с при расходе Q=32 л/с) с ростом частоты вращения турбины (от 100...150 до 600...900 об/мин). Это позволяет обеспечить выходную моментную характеристику турбобура, приведенную на графике (фиг.8).With a greatly increasing dependence P _st (n) in the annular channel 14 with a certain cross-sectional area, leaks of flushing fluid (q) occur, which liquefy the fluid flow through the stator blade. Performing a radial clearance between the conoidal surface of the stator rim and the rotor hub with a value of δ _s falling within 0.05 ... 0.3 of the radial height of the stator blade provides a functional dependence of the leakage on the turbine shaft rotation frequency q (n). The leakage values in the radial clearances of serial turbines, as follows from previous studies, depending on the magnitude of the radial clearance and pressure drop can be very significant and, as a rule, this negatively affects the energy characteristic of the turbine, because its performance decreases in all modes. In the proposed turbine, the leakage increases with increasing speed, thus cutting off the right (high-speed) zone of the torque characteristic. For example, by calculating for a turbine with a dimension of 195 mm, the ratio δ / L _k = (0.1 ... 0.2) is established, which determines the required change in leakage in the stator (from 1.5 to 7.5 l / s at flow rate Q = 32 l / s) with increasing turbine speed (from 100 ... 150 to 600 ... 900 rpm). This allows you to provide the output torque characteristic of the turbodrill, shown in the graph (Fig. 8).

Следует иметь в виду, что проходящая мимо лопаток статора часть промывочной жидкости (утечка) не получает закрутки и не работает в каналах ротора, создавая лишь дополнительные, хотя и небольшие, потери напора. С целью снижения этих потерь внутренняя поверхность венца ротора профилируется коноидальной формы, обеспечивающей плавное вхождение этой части потока на лопатки ротора. Но поскольку радиальный зазор в роторе δ_р выполняется так, как принято в серийных турбинах, утечка жидкости в роторе минимизирована, а момент, вырабатываемый ротором, определяется фактическим расходом (Q-q) и соответствующими ему скоростями в лопаточном аппарате статора. Коноидальная форма поверхности 10, обеспечивая плавность входа утечек статора в лопаточный аппарат ротора, создает также и максимально возможное радиальное стеснение его проточной части с целью увеличения расчетного диаметра турбины, что достигается, кроме допустимого изменения других диаметральных размеров, также и при соотношении радиальных высот нижнего и верхнего сечений лопаточного венца ротора в диапазоне величин (0,7...0,95).It should be borne in mind that the part of the flushing fluid passing by the stator blades (leakage) does not get a twist and does not work in the rotor channels, creating only additional, although small, pressure losses. In order to reduce these losses, the inner surface of the crown of the rotor is profiled in a conoidal shape, ensuring a smooth entry of this part of the flow onto the rotor blades. But since the radial clearance in the rotor δ _p is performed as is customary in serial turbines, the fluid leakage in the rotor is minimized, and the moment generated by the rotor is determined by the actual flow rate (Qq) and the corresponding velocities in the stator blade apparatus. The conoidal shape of the surface 10, providing a smooth entry of stator leaks into the rotor blade apparatus, also creates the maximum possible radial tightness of its flow part in order to increase the design diameter of the turbine, which is achieved, in addition to the permissible change in other diametrical dimensions, also with a ratio of the radial heights of the lower and upper sections of the rotor blade rim in the range of values (0.7 ... 0.95).

Качественное описание этих процессов иллюстрируется примером на графике фиг.8. Здесь построена серия моментных характеристик турбобура (линии M1, М2,..., М5) и соответствующих им линий давления (Р1, Р2,..., Р5) для турбобура наиболее распространенного диаметра 195 мм с новой турбиной на расходах Q от 24 до 32 л/с, но при отсутствии утечек жидкости в статоре. При выполнении этой турбины по вышеописанной схеме (с радиальным зазором в статоре) результирующая моментная характеристика при работе на постоянном расходе 32 л/с представлена линией М(n) и соответствующей ей линией давления Р(n). Если в зависимости от литражности турбобуров крутизна моментной характеристики в условных единицах составляет величину М_т/n_х от 0,5 до 0,65, то в тех же осевых и диаметральных габаритах и практически без удорожания конструкции она может быть увеличена более чем на 30% (до 0,9) при сохранении величины тормозного момента, соответствующей максимальному литражу, и снижении разгонной (и рабочей) частоты вращения до величины, соответствующей минимальному литражу. При этом возрастающая к тормозу линия давления не превосходит значений допустимого рабочего давления при максимальном литраже (по линии Р5).A qualitative description of these processes is illustrated by an example in the graph of Fig. 8. Here, a series of torque characteristics of a turbo-drill (lines M1, M2, ..., M5) and their corresponding pressure lines (P1, P2, ..., P5) for a turbo-drill of the most common diameter of 195 mm with a new turbine at flow rates Q from 24 to 32 l / s, but in the absence of fluid leaks in the stator. When performing this turbine according to the above-described scheme (with a radial clearance in the stator), the resulting torque characteristic when operating at a constant flow rate of 32 l / s is represented by the line M (n) and the corresponding pressure line P (n). If, depending on the displacement of the turbodrills, the steepness of the moment characteristic in arbitrary units is M _t / n _x from 0.5 to 0.65, then in the same axial and diametrical dimensions and practically without a rise in price of the structure, it can be increased by more than 30% (to 0.9) while maintaining the value of the braking torque corresponding to the maximum displacement and reducing the acceleration (and working) speed to a value corresponding to the minimum displacement. In this case, the pressure line increasing towards the brake does not exceed the values of the permissible working pressure at the maximum displacement (along line P5).

Описанная выше турбина турбобура применима в конструкциях турбобуров для бурения::The turbo-drill turbine described above is applicable in the design of turbo-drills for drilling:

- современными малооборотными шарошечными долотами, позволяя обеспечить сниженную частоту вращения на рабочих и холостых режимах до величин соответственно 200 и 400 об/мин при значениях рабочего и тормозного момента, соответствующих более высокообортным режимам (например, в габарите 195 мм соответственно 3000 и 6000 Н·м), и при значениях давления на насосах, не превышающих допустимого;- modern low-speed roller cone bits, allowing to provide a reduced speed at operating and idle modes to values of 200 and 400 rpm, respectively, with values of working and braking torque corresponding to higher-speed modes (for example, in 195 mm, respectively 3000 and 6000 N · m ), and with pressure values on the pumps not exceeding the permissible;

- современными долотами с алмазотвердосплавным вооружением (PDC), обеспечивая при частотах вращения в диапазоне 250-500 об/мин величину удельного момента на долоте не менее 400 Н·м/т,- modern bits with diamond carbide weapons (PDC), providing at rotational speeds in the range of 250-500 rpm the value of the specific moment on the bit is not less than 400 N · m / t,

работа турбобура, оснащенного новой турбиной, характеризуется повышенной стойкостью его осевых опор, разгруженных при разгонных и уравновешенных (фактически разгруженных) в рабочем низкооборотном режиме, при этом турбина характеризуется простотой геометрических форм, не привносящих дополнительных сложностей в существующую технологию изготовления серийных турбин.the work of a turbo-drill equipped with a new turbine is characterized by increased stability of its axial bearings, unloaded during acceleration and balanced (actually unloaded) in a low-speed operating mode, while the turbine is characterized by the simplicity of geometric shapes that do not introduce additional difficulties into the existing technology for manufacturing serial turbines.

Claims

1. A turbo-drill turbine comprising a stator including a blade wreath with an inner rim, a rotor comprising a blade wreath and a hub, while the blades of the stator and rotor crowns have structural angles measured from a plane perpendicular to the longitudinal axis of the turbine to tangent to the blade profiles at the inlet (α ₂ -stator and β _1- rotor) and output (α ₁ -stator and β _2- rotor) of the flow, which are connected by the relations:

u _x = c _z (ctgα ₁ ± ctgβ ₂ ); (one)

u _bp = c _z (ctgα ₁ ± ctgβ ₁ ); (2)

u _b.st. = c _z (ctgα ₂ ± ctgβ ₂ ); (3)

at

where u _x is the peripheral speed at the design diameter of the turbine when it is idle;

c _z is the axial flow velocity through the scapular crown;

u _b.r is the _peripheral speed of the rotor blades at the design diameter at which their _shock - _free flow takes place;

u _b.st - the same for _shock - _free flow around the stator blades;

[A] is an allowable value in the range (0.5-5.0), characterized in that for a given value u _x

0 ≤ u _bst <u _x / 2, with α ₁ <α ₂ ≤π / 2;

u _x / 2 ≤u _b.p <u _x .

2. The turbo-drill turbine according to claim 1, characterized in that β ₂ <β ₁ ≤π / 2, which corresponds to the sign (+) in formulas (1) - (3).

3. The turbo-drill turbine according to claim 1, characterized in that β ₁ <β ₂ ≤π / 2, which corresponds to the sign (-) in formulas (1) - (3).

4. The turbo-drill turbine according to claim 1, characterized in that the surface of the smaller diameter of the inner rim of the stator rim is made conoidal with narrowing to the lower section, and the smallest radial clearance between the surface and its corresponding rotary hub fits within the range from 0.05 to 0 , 3, preferably from 0.1 to 0.2 of the radial height of the stator rim blades.

5. The turbo-drill turbine according to claim 1, characterized in that the inner surface of the smaller diameter of the rotor crown is made conoidal in shape with narrowing to the upper section, and the ratio of the radial heights of the blades in the lower and upper sections of the rotor ring is in the range from 0.7 to 0, 95.