ТУРБИНА И СПОСОБ РАСШИРЕНИЯ РАБОЧЕЙ ТЕКУЧЕЙ СРЕДЫ
TURBINE AND METHOD FOR EXPANSION OF WORKING FLUID

Область техники, к которой относится изобретение
Настоящее изобретение относится к турбине, в которой текучая среда расширяется в центробежном и центростремительном направлениях, а также опционально и в осевом направлении, а также к способу расширения рабочей текучей среды в такой турбине, в частности органической текучей среды в цикле Ренкина.
Уровень техники
В каждом цикле Ренкина для определенной текучей среды в субкритической области изоэнтропический перепад энтальпии (то есть максимальная работа на единицу массы, которую может произвести расширяющаяся рабочая текучая среда и выраженная, например, в кДж/кг), происходящий вследствие упомянутого расширения в турбине, в наибольшей степени зависит от свойств текучей среды и в целом представляет собой функцию разницы температур испарения и конденсации текучей среды. С другой стороны, свойства самой рабочей текучей среды имеют большое влияние на перепад энтальпии, который больше для текучих сред с простым молекулярным составом и низкой молекулярной массой.
Вычисление значения изоэнтропического перепада энтальпии является широко известной частью анализа циклов Ренкина. Конструктором турбины выполняется расчет, в котором в качестве исходных значений используются состав рабочей текучей среды, входные значения температуры, расхода, давления и титра текучей среды, а также значение давления на выпуске. На основе этих данных может быть вычислено значение изоэнтропического перепада энтальпии посредством известных методов. Таким образом, такое значение следует рассматривать в качестве характеризующего параметра в расчете турбины.
Эти же данные используются в расчете турбине и в случае, когда турбина включена в силовой цикл, отличный от цикла Ренкина (например, цикл Калины или цикл Брайтона), и даже если турбина не является частью цикла, а участвует в термодинамическом процессе иной природы (например, когда на конце распределительного канала расположен детандер природного газа).
Другим параметром, который возможно вычислить на основе вышеупомянутых данных, является коэффициент расширения, определяемый и как отношение впускного и выпускного давлений, и как коэффициент объемного расширения, то есть соотношение между объемным расходом на впускном участке и объемным расходом на выпускном участке турбины.
Аббревиатура ORC (с английского - «Organic Rankine cycle», то есть «органический цикл Ренкина»), как известно, обозначает термодинамические циклы Ренкина, в которых применяется органическая рабочая текучая среда, предпочтительно с высокой молекулярной массой, намного большей, чем у водяного пара, применяемого в большинстве силовых циклов Ренкина.
Установки ORC применяются, например, для комбинированного производства электрической и тепловой энергии из твердой биомассы; в качестве альтернативного варианта также применяется тепло отработавших газов, рекуперация теплоты от первичных двигателей или источники геотермального тепла.
Например, установка ORC, питаемая биомассой, обычно содержит:
камеру сгорания, питаемую горючей биомассой;
теплообменник, обеспечивающий передачу части тепла от паров и газов сгорания к теплопередающей текучей среде (например, диатермическому маслу), передаваемой по промежуточному контуру;
теплообменник, обеспечивающий передачу части тепла от промежуточной теплопередающей текучей среды к рабочей текучей среде, предназначенной для испарения;
турбину, питаемую рабочей текучей средой в парообразном состоянии; и
электрогенератор, приводимый в действие турбиной для производства электроэнергии.
В камере сгорания теплопередающая текучая среда, например, диатермическое масло, нагревается обычно до температуры, равной примерно 300°C. Теплопередающая текучая среда циркулирует по замкнутому контуру, проходя через упомянутый теплообменник, в котором обеспечена возможность испарения органической рабочей текучей среды. Рабочая текучая среда в парообразном состоянии расширяется в турбине, производя механическую энергию, которую после преобразуют в электрическую посредством генератора, соединенного с валом этой турбины. При завершении соответствующего расширения, рабочая текучая среда в парообразном состоянии конденсируется в соответствующем конденсаторе, отдавая тепло охлаждающей текучей среде, обычно воде, применяемой в выпускном потоке упомянутой установки в качестве теплоносителя при температуре 80°C-90°C, например, для центрального теплоснабжения. Рабочую текучую среду подают в теплообменник, через который проходит теплопередающая текучая среда, что обеспечивает замыкание цикла.
В целом, настоящее изобретение может быть применено в циклах Ренкина (ORC типа или же парового типа), в циклах Калины или в производственных процессах в целом, включающих расширение рабочей текучей среды, в случаях, когда значение изоэнтропического перепада энтальпии турбины велико по отношению к квадрату скорости вращения турбины - то есть, согласно настоящему изобретению, в случаях, когда значение перепада энтальпии в турбине, вращающейся со скоростью 1500 оборотов в минуту (и, таким образом, обеспеченной возможностью соединения напрямую с четырехполюсным электрогенератором с частотой 50 Гц) составляет более 40 кДж/кг или 160 кДж/кг для турбины, вращающейся со скоростью 3000 оборотов в минуту и так далее; и, в частности, может быть применено в циклах, характеризующихся большим значением коэффициента объемного расширения рабочей текучей среды, то есть более 50 согласно настоящему изобретению.
В турбинах с мощностью на валу около 20 МВт предпочтительно применение так называемой «консольной» конструкции, при которой подшипники, обеспечивающие опору вала, расположены в той же части относительно вала, где расположен отвод выработанной энергии. В сущности, это является более простым решением с точки зрения реализации, требующим лишь одно вращающееся уплотнение, и также является экономически выгодным и более просто в обслуживании в сравнении с решением, в котором ротор расположен между подшипниками.
В патентных документах WO 2010/106569 и WO 2010/106570, принадлежащих заявителю, раскрыты консольные конструкции.
В патентном документе EP 2699767, принадлежащем Exergy S.p.A., описана радиальная центробежная турбина для применения в органических циклах Ренкина.
В патентном документе WO 2013/108099, также принадлежащем заявителю, описан третий вид конструкции турбины, которая может быть рассмотрена как ближайший аналог настоящего изобретения. В частности, в WO 2013/108099 описана турбина только с одним валом, в которой текучая среда расширяется на радиальных центробежных ступенях и осевых ступенях последовательно. Между радиальными ступенями и осевой ступенью расположена по меньшей мере одна решетка лопаток, называемых угловыми лопатками, обеспечивающих изменение направления движения рабочей текучей среды. Перепад энтальпии рабочей текучей среды, расширяющейся через угловые лопатки, составляет по меньшей мере 50% от среднего перепада энтальпии, соответствующего завершению расширения текучей среды во всей турбине. С конструктивной точки зрения, радиальные ступени могут быть установлены на валу на одном конце, и осевые ступени могут проходить по существу консольным способом так, что турбина имеет чрезвычайно малый размер в сравнении с прочими известными решениями, а подшипники, редуктор и электрогенератор установлены на той же стороне и легко доступны для проведения технического обслуживания. С термодинамической точки зрения, эта конструкция обеспечивает больший перепад энтальпии в узле угловых лопаток и на осевых лопатках, следующих за ней.
Раскрытие сущности изобретения
Технической проблемой, на решение которой направлено настоящее изобретение, заключается в раскрытии турбины с малым размером и консольной конструкцией, конструктивно простой и отличающейся распределением перепада энтальпии по оптимальному количеству ступеней и высокой эффективностью ступеней первого расширения рабочей текучей среды, на которых объемный расход текучей среды обычно мал, и высокая эффективность труднодостижима.
Другая задача настоящего изобретения состоит в том, чтобы раскрыть турбину, которая механически устойчива и обладает низкой стоимостью, а также обеспечивает возможность эффективной компенсации осевого усилия, прикладываемого ротором к валу.
Таким образом, настоящее изобретение в своем первом аспекте относится к турбине согласно пункту 1 формулы изобретения.
В частности, настоящее изобретение относится к турбине для расширения сжимаемой рабочей текучей среды, например газа или пара, которая содержит множество ступеней, образованных решетками статорных и роторных лопаток. Турбина предпочтительно содержит только один вал, на который опираются решетки роторных лопаток. Очевидно, что статорные лопатки опираются на неподвижную часть турбины, например на ее кожух.
Упомянутый вал имеет продольную ось X-X, являющуюся осью вращения, и радиально опирается на по меньшей мере два подшипника. В случае необходимости, может быть также обеспечено наличие одного или более упорного подшипника.
По меньшей мере одна группа ступеней, называемых центробежными ступенями, проходит в направлении по существу радиальном относительно оси X-X, что обеспечивает возможность центробежного расширения рабочей текучей среды.
Турбина предпочтительно содержит группу ступеней, называемых центростремительными ступенями и проходящих в радиальном направлении относительно оси X-X. На центростремительных ступенях рабочая текучая среда испытывает первое расширение в центростремительном направлении. Кроме того, все решетки роторных лопаток своими концами прикреплены к ротору, но не на участке между подшипниками, то есть, согласно так называемой консольной конструкции, особенно преимущественно обеспечивая тем самым возможность проведения технического обслуживания.
Предлагаемое решение обеспечивает возможность достижения высокой эффективности без усложнения конструкции турбины, которая остается простой в обслуживании и стоимость производства которой остается низкой. В сущности, добавление центростремительных ступеней выше по потоку от центробежных ступеней, где объемный расход рабочей текучей среды обычно средний, обеспечивает возможность осуществления первого расширения в радиально наружном положении, но только не сильно выходящем за пределы соответствующего положения на первых центробежных ступенях, что обеспечивает сохранение высокой эффективности, поскольку среднее значение диаметра проходного сечения влечет за собой сравнительно большую высоту лопаток. Таким образом, так называемые вторичные потери и потери от утечек на концах лопаток или в соответствующем лабиринтном уплотнении являются допустимыми; при этом турбина сохраняет компактность и устойчивость, поскольку центростремительные ступени проходят по существу радиально с минимальными габаритами в осевом направлении. В упомянутой турбине использование располагаемого перепада энтальпии является более эффективным, чем в решениях, известных из уровня техники и в которых избыточен коэффициент расширения одной из ступени ступеней и/или избыточна аэродинамическая нагрузка на лопатки; при этом предлагаемое решение обеспечивает возможность распределения перепада энтальпии по большему числу ступеней, практически с такими же габаритами, как в известных решениях.
Эти преимущества особенно очевидны в случае, когда турбина задействована в цикле, отличающемся высоким (относительно скорости вращения) перепадом энтальпии, в частности более 40 кДж на килограмм рабочей текучей среды, применяемой в агрегате со скоростью вращения 1500 оборотов в минуту.
Кроме того, центробежные ступени расположены снаружи, то есть на диаметре большем, чем диаметр узла, составленного из вала и подшипников; это обеспечивает возможность частичного разбора турбины, например посредством частичного снятия вала и/или подшипников для доступа к другим роторным дискам, а также возможность проведения осмотров или технического обслуживания без необходимости полного разбора турбины.
Другим преимуществом предлагаемого решения является то, что центростремительные ступени оказывают малое влияние на осевое усилие, прикладываемое к валу, то есть они не увеличивают его существенно в сравнении с прочими ступенями, что обеспечивает возможность сохранения простоты конструкции упорных подшипников.
В турбине, в зависимости от ее размеров, содержится, например, от 1 до 10 центростремительных ступеней.
Решетки роторных лопаток центростремительных ступеней предпочтительно установлены на первом опорном диске, который в свою очередь прикреплен к валу, при этом решетки роторных лопаток центробежных ступеней установлены на втором опорном диске. Второй опорный диск прикреплен к концу вала, а первый опорный диск прикреплен ко второму опорному диску, на который он опирается. Эта компоновка не только особенно компактна, но и обеспечивает возможность осуществления вышеупомянутой консольной конструкции.
В предпочтительном варианте осуществления второй опорный диск и вал, а также первый опорный диск и второй опорный диск соединены посредством самоцентрирующихся V-образных зубьев, выполненных на этих компонентах.
Второй опорный диск предпочтительно присоединен к одному концу вала с увеличенным поперечным сечением и расположен в промежуточном положении между этим концом и подшипниками.
В одном из вариантов осуществления между центростремительными ступенями и центробежными ступенями выполнен по существу U-образный в меридиональном сечении канал. Этот U-образный канал частично определен первым опорным диском, и частично - кожухом турбины или другим неподвижным компонентом. В этом U-образном канале рабочая текучая среда меняет направление своего расширения на обратное.
Также возможны и другие варианты осуществления турбины. Например, в одном из вариантов осуществления ниже по потоку (относительно направления расширения) от центробежных ступеней могут быть выполнены одна или более осевые ступени, проходящие в осевом направлении относительно оси X-X и обеспечивающие возможность осевого расширения рабочей текучей среды.
В дополнение или в качестве альтернативы, выше по потоку (относительно направления расширения рабочей среды) от центростремительных ступеней могут быть выполнены одна или более дополнительные центробежные ступени. В этом случае, решетки роторных лопаток центробежных ступеней могут быть установлены ниже по потоку от центростремительных ступеней, например на втором опорном диске.
В одном из вариантов осуществления, содержащих осевые ступени, решетки роторных лопаток этих ступеней опираются на первый опорный диск, то есть на тот же диск, на котором установлены роторные лопатки центробежных ступеней. Одна и более решетки роторных лопаток осевых ступеней могут опираться на третий опорный диск, прикрепленный к концу вала с увеличенным поперечным сечением на стороне, противоположной первому опорному диску.
Например, на центростремительных и центробежных ступенях может быть обеспечен подвод или отбор рабочей текучей среды. Аналогичным образом, подвод или отбор рабочей текучей среды может быть обеспечен на центробежных и осевых ступенях.
Другая задача настоящего изобретения состоит в том, чтобы раскрыть способ расширения рабочей текучей среды в турбине, обеспечивающий возможность оптимизации распределения перепада энтальпии текучей среды по различным ступеням турбины с сохранением компактности конструкции турбины и простоты технического обслуживания.
Таким образом, настоящее изобретение в своем втором аспекте относится к способу расширения сжимаемой рабочей текучей среды, например газа или пара, в турбине, согласно пункту 14 формулы изобретения.
В частности упомянутый способ содержит этапы, на которых:
- подготавливают турбину согласно настоящему изобретению, то есть имеющую вышеописанные характеристики;
- подают рабочую текучую среду в турбину и осуществляют по меньшей мере одно первое расширение в центростремительном направлении, изменяют направление текучей среды на обратное и осуществляют второе расширение в центробежном направлении.
Преимущества, обеспечиваемые упомянутым способом совпадают с преимуществами вышеописанной турбины.
Рабочая текучая среда предпочтительно имеет органическую природу и ее расширение осуществляется в цикле Ренкина или же в цикле Калины или в термодинамическом цикле в целом, обеспечивающем расширение рабочей текучей среды. В качестве альтернативного варианта, упомянутый способ может относиться к расширению любой текучей среды в любом процессе, например в процессе сжижения и/или регазификации натурального газа.
Упомянутое решение описано выше посредством раскрытия характеризующих его вариантов осуществления без учета превышения общего располагаемого перепада энтальпии и превышения порогового значения, характеризующего турбину без учета осевой части, то есть порогового значения «коэффициента изоэнтропы k», как описано далее.
В целом, под «коэффициентом изоэнтропы k» ступени подразумевается соотношение
(is)
(is)
2
k=Δh/(u/2),
(is)
где Δh - изоэнтропийный перепад энтальпии, доступный на этой ступени, а u - окружная скорость решетки роторных лопаток на этой ступени, рассчитанная для среднего значения диаметра этой решетки.
Вышеупомянутое характеризующее пороговое значение рассчитывается следующим образом:
(is)
(is, rad)
1
2
(2) k'=Δh/(u/2),
(is, rad)
1
где Δh - полный перепад энтальпии, происходящий на радиальных ступенях турбины, вычисленный, как разница между полным перепадом энтальпии в турбине и перепадом энтальпии, происходящим на осевом участке ниже по потоку от радиального участка, а u - окружная скорость, вычисленная для среднего значения диаметра первой осевой ступени.
Пороговое значение, соответствующее предлагаемому решению и рассчитанное по формуле (2), преимущественно равно 7 (семи).
Фактически, в описанном способе оценки радиальные ступени рассмотрены не по отдельности, а рассмотрены их характеристики в целом с учетом физического лимита на количество ступеней, размещенных последовательно. Соответствующие энтальпии следует рассматривать, как общие энтальпии и не как статичные энтальпии.
Если рассматривать предлагаемое решение в качестве модификации известной из уровня техники радиально-осевой турбины, вычисление порогового значения может быть выполнено посредством известных методов с учетом особенностей рабочей текучей среды турбины, соответствующих рабочих параметров и условий на впуске и выпуске турбины (поддающихся измерению); причем полный перепад энтальпии в осевой части может быть вычислен посредством точного измерения геометрических характеристик осевых решеток или из соответствующих файлов системы автоматизированного проектирования (включающих данные о решетке угловых лопаток, обеспечивающих изменение направления потока с радиального на осевое, при ее наличии).
Краткое описание чертежей
Дополнительные особенности настоящего изобретения очевидны из дальнейшего описания, сопровождающегося ссылками на приложенные чертежи, на которых:
на фиг. 1 показано частичное поперечное сечение первого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 2 показано частичное поперечное сечение второго варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 3 показано частичное поперечное сечение третьего варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 4 показано частичное поперечное сечение четвертого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 4А на виде в аксонометрии показана деталь с фиг. 4;
на фиг. 5 показано частичное поперечное сечение пятого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 6 показано частичное поперечное сечение шестого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 7 показано частичное поперечное сечение седьмого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 8 показано частичное поперечное сечение восьмого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 9 показано частичное поперечное сечение девятого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению;
на фиг. 10 показано частичное поперечное сечение десятого варианта осуществления турбины согласно настоящему изобретению.
Осуществление изобретения
На фиг. 1 на виде в частичном осесимметричном сечении показана турбина 1 (согласно настоящему изобретению) для расширения сжимаемой рабочей текучей среды, например, органической текучей среды в цикле Ренкина.
Упомянутая турбина содержит вал 2, продольная ось вращения которого обозначена, как X-X, наружный кожух 3 (или спиральный кожух) и множество ступеней расширения.
В частности, турбина 1 содержит группу центростремительных ступеней 4, обеспечивающих возможность осуществления первого расширения рабочей текучей среды в радиальном направлении к оси X-X, и группу центробежных ступеней 5, обеспечивающих возможность осуществления второго расширения рабочей текучей среды в радиальном направлении от оси X-X.
Центростремительные ступени 4 и центробежные ступени 5 образованы решетками статорных лопаток и решетками роторных лопаток. Например, статорные и роторные лопатки двух решеток ступени 4 и 5 показаны с числовым обозначением 41, 42 и 51, 52 соответственно.
Центростремительные ступени 4 отличаются увеличивающимся наклоном лопаток с приближением к оси Х-Х. Таким образом, обеспечено ограничение значения движущей составляющая скорости единицы массы в процессе изменения направления расширении потока на обратное перед его вхождением в центробежные ступени 5. В частности, сначала движущая составляющая является радиально центростремительной, после - осевой (в середине упомянутого процесса изменения направления на обратное), и в конце - центробежной.
Изменение направления на обратное осуществляется в канале 6. Непосредственно выше по потоку от канала 6 могут быть выполнены статорные лопатки с функцией выпрямления потока перед упомянутым изменением направления.
Роторные или статорные реверсивные лопатки могут также быть выполнены и в канале 6, в котором осуществляется изменение направления потока с центростремительного на центробежное на соответствующей решетке, выполненной вращающейся или неподвижной. В данном случае, решетки как роторного, так и статорного типов отличаются тем, что коэффициент расширения (в отношении давления) превышает 10% от значения среднего коэффициента расширения всех радиальных ступеней, включая вышеупомянутые реверсивные решетки, таким образом, что упомянутое расширение обеспечивает вращение потока, что обеспечивает снижение потерь.
Роторные решетки центростремительных ступеней 4 и центробежных ступеней 5 установлены на соответствующих опорных дисках 7 и 8 в соответствие с упомянутой консольной конструкцией.
Вал 2 опирается по меньшей мере на два подшипника 9 таким образом, что конец 21 упомянутого вала, имеющий утолщенное относительно центральной части упомянутого вала сечение, проходит относительно подшипников 9 консолеобразно. Кроме того, все роторные решетки 42, 52 и прочие решетки различных ступеней 4, 5 опираются на конец 21 упомянутого вала и расположены между опорными дисками 7 и 8.
В частности опорный диск 7 присоединен к концу 21 вала 2 посредством самоцентрирующихся V-образных зубьев, как и диск 8, который прикреплен к диску 7 также посредством самоцентрирующихся V-образных зубьев.
На практике такая конструкция обеспечивает возможность частичного разбора турбины 1 посредством снятия вала 2 с подшипников 9 и «вскрытия» ступеней 4 и 5.
Диск 8 содержит лабиринтное уплотнение 10 относительно спирального кожуха, что обеспечивает ограничение текучей среды под избыточным давлением и образование камеры A; причем, эта камера выполнена с возможностью быть соединенной с остальными частями турбины 1 или установкой, в которой функционирует турбина 1 (то есть, выпускным отверстием турбины или же конденсатора, в цикле Ренкина) при соответствующем пониженном давлении для обеспечения компенсации осевой нагрузки на диски 7 и, следовательно, на соответствующие роторные решетки.
Упомянутое соединение камеры A может быть осуществлено напрямую через соответствующие отверстия, например отверстия H или K (обозначения соответствуют различным возможным решениям), или же может быть осуществлено через один или более каналов, которые также могут быть выполнены с клапанным управлением для регулирования компенсационного эффекта (управление входными клапанами предпочтительно обеспечивает возможность управления впускным и выпускным давлениями турбины, величиной нагрузки на вал, величиной осевой нагрузки на подшипники и текущим значением вырабатываемой мощности).
В качестве дополнительного варианта, лабиринт Z может отсутствовать, и в этом случае камера A соединена напрямую с выпуском через отверстие S.
Как показано на фиг. 1, между лабиринтами Q и R расположена камера B, подвод к которой обеспечен посредством отверстия Y, расположенного в соответствующем положении на траектории расширения.
На фиг. 2 показан второй вариант осуществления, дополнительно содержащий (в сравнении с турбиной 1 с фиг. 1) осевые ступени 11, расположенные ниже по потоку от центробежных ступеней 5. Между центробежными ступенями 5 и осевыми ступенями 11 выполнены лопатки 12, называемые угловыми, статорными или роторными лопатками, которые предпочтительно аналогичны лопаткам, описанным в патентном документе WO 2013/108099.
Кроме того, роторные решетки осевых ступеней 11 установлены на опорном диске 7.
Также, ниже по потоку от осевой ступени выполнен лабиринт 10bis, при этом упомянутый канал ниже по потоку от осевых ступеней снабжен внутренним кольцом W, обеспечивающим возможность эффективного распределения восстановленной части кинетической энергии на выходе осевой решетки. Также, посредством отверстий J обеспечено сохранение значения давления в камере C на уровне значения выпускного давления.
На фиг. 3 показан вариант осуществления, содержащий еще одну осевую ступень 13 (в сравнении с турбиной 1 с фиг. 2). Осевая ступень 13 опирается на другой диск 14, прикрепленный непосредственно к концу 21 вала 2 посредством V-образных зубьев с другой стороны относительно диска 7.
На фиг. 4 показан еще один вариант осуществления, дополнительно содержащий (в сравнении с вариантом осуществлением, показанным на фиг. 3), статорную решетку 15 выше по потоку от центростремительных роторных ступеней 4. Статорная решетка 15 оснащена направляющими лопатками с различными углами наклона, как и в известных из уровня техники решениях, что обеспечивает изменение площадей каналов между лопаток для воздействие на расход текучей среды, проходящей через турбину.
Дополнительной причиной наличия статорной решетки с переменным углом наклона является возможность быстрой остановки потока текучей среды через турбину в случае непредвиденного выключения нагрузки (например, в подключенном к турбине генераторе переменного тока). По этой же причине, решетка лопаток с переменным углом наклона может быть добавлена выше по потоку от центростремительных статорных, а не роторных лопаток.
Это решение позволяет избежать увеличения скорости вращения вала турбины вследствие упомянутого выключения нагрузки прежде чем соответствующие клапана турбины, расположенные выше по потоку, смогут обеспечить отсечение потока и до направления потока по каналам в турбине при завершении расширения.
На фиг. 5 показан вариант осуществления, дополнительно содержащий (в сравнении с вариантом осуществления, показанным на фиг. 3) камеру P для подвода или отбора рабочей текучей среды, добавляемой или отбираемой через подводящий или отводящий канал 16 ниже по потоку от центробежных ступеней 5 и выше по потоку от угловых лопаток 12.
На фиг. 6 показан шестой вариант осуществления турбины 1, содержащий (в изображенном примере) пять центробежных ступеней 5, угловые лопатки 12, осевые ступени 13 и радиальных выпуск для рабочей текучей среды. В этом варианте осуществления вал 2 проходит со стороны, противоположной стороне подвода рабочей текучей среды, который в упомянутой турбине осуществлен спереди, то есть в осевом направлении.
Перегородка F отделяет камеру L (не отмечена на чертежах), приведенную в сообщение с областью низкого давления, так, что по аналогии с вышеупомянутыми вариантами осуществления обеспечивается возможность компенсации осевой нагрузки.
На фиг. 7 показан седьмой вариант осуществления, в котором текучая среда входит в турбину спереди в осевом направлении, и в котором выше по потоку от центростремительных ступеней 4 выполнены дополнительные центробежные ступени 18.
На фиг. 8 показан восьмой вариант осуществления, оснащенный центростремительными ступенями 4, центробежными ступенями 18, 5 и осевыми ступенями. Как показано на соответствующем чертеже, в дополнении к уже упомянутому соединению P, возможность подвода или отбора текучей среды обеспечивают дополнительные соединения, обозначенные на чертежах буквами M и N.
i
На фиг. 9 показан девятый вариант осуществления, отличающийся от первого варианта осуществления тем, что в канале 6 расположены прикрепленные к спиральному кожуху 3 статорные лопатки S, обеспечивающие возможность изменения направления расширения рабочей текучей среды с радиально центростремительного на радиально центробежное.
i
На фиг. 10 показан десятый вариант осуществления изобретения, отличающийся от первого варианта осуществления тем, что в канале 6 расположены прикрепленные к диску 8 роторные лопатки R, обеспечивающие возможность изменения направления расширения рабочей текучей среды с радиально центробежного на радиально центростремительное.