В существующей технической литературе автором не найдено методики проектирования параметров комбинированных турбин, с целью повышения частоты вращения выходного вала, то актуальным является создание таких методик.
Наиболее близкой являются работы [1-2] по гидродинамической передаче (ГДП) где рассматриваются передача мощности с ведущего вала на ведомый без жестких связей за счет взаимодействия лопастных систем с рабочей жидкостью.
ГДП – это система содержащая подсистемы насосное (Н), турбинное (Т) колеса и неподвижный реактор (Р). Реактор соединен с неподвижным корпусом и участвует в динамическом взаимодействии с потоком жидкости, изменяя его направление. При этом взаимодействии на реакторе возникает крутящий момент , поэтому в ГДП момент на входном валу не равен моменту на выходном валу.
Известны работа рассматривающая гидродинамическую передачу для обоснования параметров на входе и на выходе из насосного и турбинного колеса, реактора.
Известны исследования течения жидкости в осевых поворотно-лопастных гидротурбинах, которая имеет сложную пространственную структуру [3-4].
Однако анализ представленных работ показывает, что за счет изменения угла поворота лопастей, получают адаптированные гидротурбины к условиям эксплуатации.
Поэтому для рационального проектирования новых гидротурбин необходимо знать характеристики пространственного течения во всех элементах проточной части.
Нами представлен другой подход, где объемно-шнековая гидротурбина адаптирована к идеальному процессу пространственного течения жидкости.
Предлагаемая комбинированная шнековая гидротурбина сшита условно из трех частей в котором учитываются все процессы объемного течения жидкости, в частности:
– режим входа в гидротурбину, т.е. изначально течение имеет вращательное течение, обусловленным углом наклона направляющих, соответственно верхняя часть турбины выполнена виде спиральной камеры;
– режим плавного перехода для ускорения турбины, т.е. течение полностью подготавливается к переходу от потенциальной энергии в кинетическую энергию;
– режим закрутки, т.е. острый угол турбины полностью ускоряет вращательный момент.
Классически высота напора в поворотно-лопастных гидротурбинах имеет решающее значение для получения мощности, а в шнековой гидротурбине наиболее оптимально происходит течение жидкости, т.е. высота напора уменьшается на порядок, что обуславливает повышение энергетической эффективности микроГЭС.
Общий вид расположение шнековой турбины в спиральной камере в соответствии с рис. 1. Для шнековой турбины расчет и построение параллелограммов и треугольников сложен, так как турбина работает в радиальной и осевой плоскостях. Для упрощения турбину разбиваем на две части активную, где нет поворота и реактивная часть, где есть поворот лопатки по оси турбины в соответствии с рис. 2.
Турбина работает за счёт уменьшения её рабочим колесом момента количества движения протекающей через колесо жидкости. При входе в колесо этот момент равен:
, (1)
а при выходе 
, (2)
где q – расход через каналы колеса; v1 и v2 – абсолютные скорости жидкости при входе в колесо и при выходе из него; R1 и R2 – радиусы входа и выхода; a, и a2 –углы между абсолютными скоростями жидкости и окружными скоростями колеса та Vi же в соответствии с рис. 2–5. Эти моменты могут быть больше (направлены по вращению колеса) или меньше нуля (направлены напротив).
Передаваемый колесу момент
(3)
уравновешивается в установившемся режиме полезными и вредными сопротивлениями на валу турбины. Так как q = Q – Qу, где Qy – расход в обход рабочих каналов колеса, а объёмный к. п. д.
; (4)
. (5)
Умножение М на угловую скорость даёт мощность, передаваемую водой шнеквой турбине; умножая её дальше на механический к. п. д. получают полезную мощность микроГЭС.
. (6)
Подстановка 
дает основное уравнение турбины (уравнение Эйлера)
. (7)
Из формулы видно, что рабочим процесс определяется только углами и соотношениями скоростей при входе и выходе из колеса. Промежуточная часть канала во избежание лишних потерь должна лишь плавно изменять скорости по величине и направлению.
Абсолютные скорости v1 и v2 увязываются с составляющими их относительными:
W1=q/F1 и W2=q/F2,
где Ft и F2 – соответствующие поперечные сечении) и окружными u1 =pi×D1×n/60 – и u2=pi×D2 n/60 в параллелограммы или треугольники. Направления u – по касательным к окружностям, направления W – по направлениям каналов. Относительный путь струи соответствует каналу, абсолютный строится по сумме относительных и переносных перемещений; он касается направлений v1 и v2.
Рис. 1. Расположение шнековой турбины в спиральной камере: 1 – спиральная камера; 2 – шнековая турбина
Рис. 2. Расположение секущих плоскостей на шнековой турбине: 1 – секущая плоскость 3; 2 – секущая плоскость 1; 3 – внутренняя кромка спиральной камеры; 4 – секущая плоскость 2; 5 – шнековая турбина
Рис. 3. Треугольник скоростей на входе шнековой турбины
Рис. 4. Треугольник скоростей на выходе из шнековой турбины в плоской части и на входе шнековой турбины в реактивной части
Рис. 5. Треугольник скоростей на выходе из шнековой турбины в реактивной части
Ударные потери в шнековой турбине
Полагаем, что определяющими будут гидравлические потери на удар, связанные с вихреобразованием при отрыве потока жидкости от лопастей при отклонении направления потока от его направления в режиме безударного входа на кромку лопастей. Величину ударных потерь на входе в ТК можно оценить следующим образом:
, (8)
где fi – коэффициент ударных потерь решетки турбинного колеса; dv – разница окружных составляющих собой скорости при отклонениях направления потока от его направления в режиме безударного входа.
Запишем:
Проекция абсолютной сорости на окружное направление по углу натекания:
; (9)
Проекция абсолютной сорости на окружное направление по углу решетки:
. (10)
Следовательно,
(11)
Откуда несложно получить:
. (12)
Обозначим
(13)
И тогда окончательно запишем:
. (14)
Рис. 6. Схема последовательного расположения лопастных колес в развертке на плоскость
По рассчитанным ранее параметрам на входе и выходе лопастных колес для средней линии тока составим схему их последовательного расположения в развертке на плоскость в соответствии с рис. 6.
Однако для окончательного выбора проточной части одних расчетных методов исследования недостаточно, поскольку они описывают рабочий процесс гидротурбины приближенно. В связи с этим в инженерной практике большое значение придается экспериментальному исследованию моделей и натурных гидромашин. Лабораторные испытания моделей и их модификаций позволяют в конечном итоге решить задачу создания эффективной проточной части гидротурбины для заданных условий. Экспериментальные данные используют также для дальнейшего уточнения и совершенствования методов расчета проточной части гидротурбин.
Выводы
1. Предложена методика проектирования шнековой турбины для повышения частоты вращения выходного вала.
2. Установлено, что рабочий процесс определяется только углами и соотношениями скоростей при входе и выходе из шнековой турбины.
3. По расчетным параметрам на входе и выходе лопасти шнековой турбины для средней линии тока составлено схема их последовательного расположения в развертке на плоскости.
4. Получены параметры треугольников скоростей на входе и на выходе из турбинного колеса