CN107002556B - 轴流式涡轮及增压机 - Google Patents

轴流式涡轮及增压机 Download PDF

Info

Publication number
CN107002556B
CN107002556B CN201580032222.4A CN201580032222A CN107002556B CN 107002556 B CN107002556 B CN 107002556B CN 201580032222 A CN201580032222 A CN 201580032222A CN 107002556 B CN107002556 B CN 107002556B
Authority
CN
China
Prior art keywords
annular wall
wall surface
axial turbine
movable blade
clearance
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201580032222.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN107002556A (zh
Inventor
平谷文人
横山隆雄
和田康弘
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Heavy Industries Ltd filed Critical Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Publication of CN107002556A publication Critical patent/CN107002556A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN107002556B publication Critical patent/CN107002556B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • F01D5/20—Specially-shaped blade tips to seal space between tips and stator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/08—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between rotor blade tips and stator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/08—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between rotor blade tips and stator
    • F01D11/14—Adjusting or regulating tip-clearance, i.e. distance between rotor-blade tips and stator casing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/28—Arrangement of seals

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

轴流式涡轮具备：在外周具有多个可动叶片的转子；以及设置于所述转子的外周侧，且具有与所述可动叶片的叶尖面相对的环状壁面的静止部件。在所述轴流式涡轮停止时，所述可动叶片的后缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙比所述可动叶片的前缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙大。

Description

轴流式涡轮及增压机
技术领域
本发明涉及在转子的外周排列了多个可动叶片的轴流式涡轮及增压机。
背景技术
一般地，轴流式涡轮利用在壳体内沿轴向流动的流体，从而使安装有可动叶片的转子旋转。
在这样的轴流式涡轮中，壳体侧的静止部件与可动叶片之间的叶尖间隙的泄漏流成为性能下降的主要的原因。通常，在考虑到涡轮运转中的热变形、离心变形、振动、松动的影响等基础上，叶尖间隙被设定为静止部件与可动叶片不接触。
因此，为了改善轴流式涡轮的性能，要求降低叶尖间隙。
例如，在专利文献1中记载了如下结构：与可动叶片的顶端相对的静止部件包含倾斜功能材料，该倾斜功能材料以无论流体的温度如何上升都将叶尖间隙保持为规定的值的方式热变形。另外，倾斜功能材料是将线膨胀系数低的材料与线膨胀系数高的材料复合化的材料，具有随着厚度方向位置x变大而线膨胀系数变大的性质。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开平6-159099号公报
发明要解决的问题
然而，近年来，以涡轮性能的进一步提高为目的，轴流式涡轮有动作流体进一步高温化、或转速上升的倾向。因此，轴流式涡轮的可动叶片的热变形、离心变形变得显著。轴流式涡轮的可动叶片由于具有复杂的曲面形状，因此可动叶片的变形量也不均匀，在考虑到这样的可动叶片的变形量的基础上以不产生摩擦的方式设定了叶尖间隙的情况下，根据部位而需要过量地设置叶尖间隙。由此，局部的泄漏流增大，泄漏流引起的损失会增大。
在这点上，在专利文献1中，通过倾斜功能材料谋求运转中的叶尖间隙的降低，但需要新追加部件，结构复杂化，另外还有可能大幅增加成本。
发明内容
鉴于上述的情况，本发明的至少一实施方式的目的在于提供一种轴流式涡轮及增压机，其具有简单的结构，且能够有效抑制叶尖间隙的泄漏流引起的损失。
用于解决课题的手段
(1)本发明的至少一实施方式的轴流式涡轮具备：
转子，在该转子的外周具有多个可动叶片；以及
静止部件，该静止部件设置于所述转子的外周侧，且具有与所述可动叶片的叶尖面相对环状壁面，
该轴流式涡轮的特点在于，
在所述轴流式涡轮停止时，所述可动叶片的后缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙比所述可动叶片的前缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙大。
本发明者们的深入研究的结果发现，轴流式涡轮的叶尖间隙的变化受可动叶片的热变形及离心变形的影响较大。考虑到这些，本发明者们进行了变形分析的结果发现，尤其是可动叶片的后缘侧的变形量比前缘侧的变形量大。
因此，上述实施方式的轴流式涡轮在轴流式涡轮停止时，可动叶片的后缘侧的叶尖面与环状壁面之间的间隙比可动叶片的前缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙大。因此，在轴流式涡轮运转时，在因热、离心力而可动叶片变形时，变形量较大的后缘侧比前缘侧接近环状壁面，因此预先较大设定的后缘侧的间隙变窄，接近变形量较小的前缘侧的间隙。由此，能够适当地保持叶尖间隙，能够以简单的结构，有效地抑制因叶尖间隙的泄漏流引起的损失。
(2)在几个实施方式中，在上述(1)的结构中，所述轴流式涡轮额定运转时的前缘侧的所述间隙与后缘侧的所述间隙的差比所述轴流式涡轮停止时小。
由此，能够使运转中的叶尖面与环状壁面之间的间隙关于流体的流动方向均匀化。另外，在本说明书中，使间隙“均匀化”不仅是间隙为均匀的情况，也意味使间隙接近均匀的状态。
(3)在几个实施方式中，在上述(1)或(2)的结构中，所述叶尖面是如下倾斜面：至少在所述轴流式涡轮停止时，相对于与所述叶尖面相对的所述环状壁面具有大于零的倾斜角，并且所述间隙从所述可动叶片的前缘侧向后缘侧渐渐变大。
由此，能够容易实现可动叶片的后缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙比可动叶片的前缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙大的结构。另外，即使不从已经设置的结构中变更设置有环状壁面的静止部件侧，也能够实现上述结构，在该情况下，易于应用到已经设置的轴流式涡轮。
(4)在几个实施方式中，在上述(1)至(3)的任一项的结构中，所述环状壁面是如下倾斜面：至少在所述轴流式涡轮停止时，相对于与所述环状壁面相对的所述叶尖面具有大于零的倾斜角，并且所述间隙从所述可动叶片的前缘侧向后缘侧渐渐变大。
由此，能够容易实现可动叶片的后缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙比可动叶片的前缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙大的结构。另外，即使不从已经存在的结构中变更可动叶片，也能够实现上述结构，在该情况下，容易制作可动叶片。
(5)在几个实施方式中，在上述(1)至(4)的任一项的结构中，在所述环状壁面中，在所述转子的轴向上的所述可动叶片的前缘与后缘之间的位置上形成有台阶，在所述环状壁面中，与比所述台阶靠前缘侧的一方相比，比所述台阶靠后缘侧的一方位于所述轴流式涡轮的径向外侧。
(6)在一实施方式中，在上述(5)的结构中，在所述环状壁面中，在包含所述可动叶片的后缘的位置在内的轴向范围内形成有凹部，形成所述凹部的前缘侧的壁面构成所述台阶。
根据上述(5)或(6)的结构，通过环状壁面的台阶，能够容易实现可动叶片的后缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙比可动叶片的前缘侧处的叶尖面与环状壁面之间的间隙大的结构。另外，即使不设置微小的倾斜角而仅通过环状壁面的台阶，也能够实现上述结构，在该情况下，不需要用于是指微小的倾斜角的加工，环状壁面的加工较容易。
(7)本发明的至少一实施方式的增压机的特征在于，具备：
上述(1)至(6)的任一项所述的轴流式涡轮，该轴流式涡轮由来自内燃机的排气所驱动；以及
压缩机，该压缩机构成为由所述轴流式涡轮所驱动，且对供给至所述内燃机的进气进行压缩。
由此，由于能够抑制因轴流式涡轮的泄漏流引起的损失，因此提高增压机的效率。
发明效果
根据本发明的至少一实施方式，预先较大设定的后缘侧的间隙变窄，能够在流体的流动方向上使运转时的间隙均匀化。
附图说明
图1是表示一实施方式的增压机的整体结构的剖视图。
图2是表示一实施方式的轴流式涡轮的可动叶片及静止部件的局部剖视图。
图3是表示其他实施方式的轴流式涡轮的可动叶片及静止部件的局部剖视图。
图4是表示其他实施方式的轴流式涡轮的可动叶片及静止部件的局部剖视图。
图5是表示其他实施方式的轴流式涡轮的可动叶片及静止部件的局部剖视图。
图6是表示可动叶片的翼型的一例的图。
图7表示通过分析得到的可动叶片的变形，(a)是表示轴流式涡轮的停止时的变形前的可动叶片的图，(b)是表示轴流式涡轮的运转时的变形时的可动叶片的图。
具体实施方式
以下，参照附图对用于实施本发明的几个方式进行说明。但是，作为实施方式而记载的或附图所示的结构部件的尺寸、材质、形状及其相对的配置等不旨在限定本发明的范围，仅为说明例。
首先，参照图1，对具有本实施方式的轴流式涡轮2的增压机1进行说明。图1是表示一实施方式的增压机1的整体结构的剖视图(纵剖视图)，示出船用的排气涡轮增压机作为一例。另外，增压机1的种类及应用处不限定于此。
如图1所示，一实施方式的增压机1具备轴流式涡轮2和压缩机3，该轴流式涡轮2构成为由来自内燃机(例如船用柴油机)的排气所驱动，该压缩机3构成为由该轴流式涡轮2所驱动，且对供给至内燃机的进气进行压缩。
作为具体的结构例，在轴流式涡轮2与压缩机3之间设置有轴承台4。轴流式涡轮2的涡轮壳体21、轴承台4与压缩机3的压缩机壳体31通过紧固部件(例如螺栓)等的连结单元而一体地构成。轴承台4收容有止推轴承41及径向轴承42、43。通过这些止推轴承41及径向轴承42、43而将转子5支承为旋转自如。在转子5的一端侧连结轴流式涡轮2的可动叶片10，在另一端侧连结压缩机3的叶轮32。
轴流式涡轮2包含：转子5(实际上为转子5的一端侧)；植入设置在转子5的外周的多个可动叶片10；以及设置于转子5和可动叶片10的外周侧的涡轮壳体21。静止部件22经由支承部件26而安装于涡轮壳体21。通过包含涡轮壳体21及静止部件22的静止系部件，从而在排气的流动方向上依次形成有供排气流动的入口通路27、轴向通路28以及出口通路29。轴向通路28位于入口通路27与出口通路29之间，并沿着转子5的旋转轴O延伸。在该轴向通路28设置有可动叶片10。另外，在可动叶片10的入口侧设置有涡轮喷嘴(静止叶片)25。
在该轴流式涡轮2中，来自内燃机(未图示)的排气从入口通路27被导入，通过在轴向通路28流动的排气使连结于可动叶片10的转子5旋转。通过了可动叶片10的排气通过出口通路29被排出。另外，后述轴流式涡轮2的具体的结构。
压缩机3是离心压缩机，包含转子5(实际为转子5的另一端侧)、设置于转子5的外周的叶轮32、设置于转子5及叶轮32的外周侧的压缩机壳体31。通过包含压缩机壳体31的静止系部件而形成空气入口37及出口涡管38。在空气入口37与出口涡管38之间，在空气的流动方向上依次配置叶轮32与扩散器36。叶轮32具有固定于转子5的外周的圆盘状的轮毂33和固定于轮毂33且相对于该轮毂33放射状地排列的多个翼片(叶片)34。
在该压缩机3中，从空气入口37导入的空气在通过叶轮32、扩散器36及出口涡管38时被升压。由压缩机3压缩的空气被送至内燃机(未图示)。
在此，参照图2～图7，详述本实施方式的轴流式涡轮2。图2～图5是分别表示各实施方式的轴流式涡轮2的可动叶片10及静止部件22的局部剖视图。图6是表示可动叶片10的翼型的一例的图。图7是表示通过分析得到的可动叶片的变形的图。另外，在图2～图5中，实线所示的可动叶片10表示轴流式涡轮2的停止时的状态，虚线所示的可动叶片10’表示轴流式涡轮2的运转时(例如额定运转时)的状态。在图6及图7中，示出如图1所示的增压机1所应用的轴流式涡轮2的可动叶片10作为一例。然而，本实施方式的轴流式涡轮2不限定于该类型。
如图2～图5所示，几个实施方式的轴流式涡轮2包含：植入设置于转子5(参照图1)的外周的多个可动叶片10；以及静止部件22，其设置于转子5的外周侧，具有与可动叶片10的叶尖面11相对的环状壁面23。在这些图中，可动叶片10的下方的基部(未图示)安装于转子5，在可动叶片10的上方设置有叶尖面11。
可动叶片10沿转子5的外周面在周向上等间隔地设置有多个。可动叶片10配置为从转子5侧向半径方向外方延伸。另外，在本实施方式中，半径方向外方是指，从以转子5的旋转轴O(参照图1)为中心的轴流式涡轮2的半径方向内侧(转子5侧)朝向外侧(静止部件22侧)的方向。
在静止部件22的环状壁面23与可动叶片10的叶尖面11之间设有叶尖间隙(以下简称为间隙)20。通常，间隙20被设定为轴流式涡轮2运转时可动叶片10与静止部件22不接触。
如图6所示，在一实施方式中，可动叶片10的翼型具有：在动作流体的流动方向上位于上游侧的前缘12和位于下游侧的后缘13。在前缘12与后缘13之间，在一侧形成腹面(压力面)14，在另一侧形成背面(负压面)15。另外，翼型以弧线(翼型中心线)与动作流体的流动方向所成角度渐渐增大的方式弯曲。
在这样的翼型中，通常，以降低冲流造成的损失为目的，减小可动叶片10的后缘13的厚度。另一方面，在轴流式涡轮2中，有动作流体进一步高温化，或转速上升的倾向。因此，轴流式涡轮2的可动叶片的热变形、离心变形变得显著。另外，可动叶片10由于形状由复杂的曲面形成，因此各部位的变形量也不均匀。因此，在考虑了这样的可动叶片10的变形量的基础上以不产生摩擦的方式，设定图2～图5所示的间隙20的情况下，根据部位而需要过量地设置叶尖间隙部位。由此，间隙20的泄漏流引起的损失会增大。
以降低泄漏流引起的损失为目的，本发明者们反复研究了可动叶片10的变形，发现如下结果：轴流式涡轮2的间隙20的变化主要由可动叶片10的热变形及离心变形引起而产生。进一步，本发明者们进行了可动叶片10的变形分析，结果得到图7所示的分析结果。另外，在该变形分析中，作为影响可动叶片10的形状的因素，将作用于可动叶片10的离心力(离心变形)和可动叶片10的温度(热变形)纳入分析条件。图7(a)表示轴流式涡轮2的停止时的变形前的可动叶片10，图7(b)表示轴流式涡轮2的运转时的变形时的可动叶片10’。
若对比这些图，则发现可动叶片10、10’的后缘13侧的变形量比前缘12侧大。因此，例如，在以后缘13侧不与静止部件22接触的方式设定了间隙20的情况下，在轴流式涡轮2运转时，前缘12侧的间隙20的余量比后缘13侧大，泄漏流与该余量对应地增加，涡轮性能下降。
因此，在如图2～图5所示的本实施方式中，在轴流式涡轮2停止时，以可动叶片10的后缘13侧的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20比可动叶片10的前缘12侧的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20大的方式，形成可动叶片10。
具体而言，后缘13处的间隙d2与前缘12处的间隙d1的关系为d2＞d1。另外，在图2～图5中，将后缘13处的间隙d2与前缘12处的间隙d1作为比较对象来分别进行例示，但成为比较对象的两个间隙d1、d2的位置不限定于此。即，可动叶片10的后缘13侧的区域的任一位置处的间隙d2与可动叶片10的前缘12侧的区域的任一位置处的间隙d1具有上述的关系(d2＞d1)即可。例如，在后缘13的叶尖面11设置有假定与环状壁面23接触而向半径方向外方隆起的缘部(凹槽等)的情况下，该缘部处的间隙20比前缘12侧的间隙20小，但只要后缘13侧的其他部位处的间隙d2比前缘12侧的间隙d1大则包含在本实施方式内。
根据上述实施方式，在轴流式涡轮2停止时，可动叶片10的后缘13侧处的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20(d2)比可动叶片10的前缘12侧处的间隙20(d1)大。因此，在轴流式涡轮2运转时，在由于热、离心力而变形的可动叶片10’中，变形量较大的后缘13侧比前缘12侧更靠近环状壁面23，因此预先较大设定的后缘13侧的间隙20(d2)变窄，而接近变形量较小的前缘12侧的间隙20(d1)。由此，能够适当地保持间隙20，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
在该情况下，轴流式涡轮2额定运转时的前缘12侧与后缘13侧的间隙20的差比轴流式涡轮2停止时的前缘12侧与后缘13侧的间隙20的差小。具体而言，轴流式涡轮2额定运转时的间隙20的差(d2-d1)的绝对值比轴流式涡轮2停止时的间隙20的差(d2-d1)的绝对值小。
在轴流式涡轮2到达额定运转时，对可动叶片10’作用接近最大的离心力，另外，观察到可动叶片10’温度上升到接近最高温度。因此，在轴流式涡轮2额定运转时，以可动叶片10’的前缘12侧与后缘13侧的间隙20的差(d2-d1)变小的方式构成，从而能够使轴流式涡轮2运转时的叶尖面11’与环状壁面23之间的间隙20在流体的流动方向上均匀化。另外，在本实施方式中，使间隙20“均匀化”不仅是指间隙20为均匀的情况，还意味使间隙20接近均匀的状态。
以下，分别对图2～图5的各实施方式进行具体的说明。
如图2所示，在一实施方式中，可动叶片10的叶尖面11是如下倾斜面：至少在轴流式涡轮2停止时，相对于环状壁面23具有大于零的倾斜角θ1，并且间隙20从前缘12侧向后缘13侧渐渐变大。例如，在环状壁面23与转子5的旋转轴O(参照图1)平行地形成的情况下，可动叶片10的叶尖面11相对于转子5的旋转轴O具有大于零的倾斜角θ1。另外，环状壁面23也可以相对于转子5的旋转轴O倾斜。在该情况下，叶尖面11相对于转子5的旋转轴O的角度与倾斜角θ1不一致。
环状壁面23也可以形成为：在流体的流动方向上的可动叶片10的叶尖面11延伸的范围内，不存在凹凸、台阶，沿流动方向的截面成为直线状。或者，虽未图示，但环状壁面23也可以以具有微小的曲率而弯曲的方式(例如为如与环状壁面23相比曲率中心位于半径方向内方或半径方向外方这样的曲线状)形成。
另一方面，如图所示，由倾斜面形成的叶尖面11也可以形成为：沿着流体的流动方向的截面成为直线状。或者，虽未图示，但叶尖面11也可以以具有微小的曲率而弯曲的方式(例如为如沿着环状壁面23那样的曲线状)形成。即，在本实施方式中，叶尖面11的倾斜面也包含弯曲面。
由此，能够容易实现可动叶片10的后缘13侧的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20比可动叶片10的前缘12侧处的叶尖面11大的结构。因此，在轴流式涡轮2运转时的可动叶片10’中，变形量较大的后缘13侧的叶尖面11’比前缘12侧更向环状壁面23接近，因此能够适当地保持间隙20，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
另外，即使不从已经设置的结构中变更设置有环状壁面23的静止部件22侧，也能够实现上述结构，在该情况下，容易应用于已经设置的轴流式涡轮2。
如图3所示，在其他实施方式中，环状壁面23为如下倾斜面：至少在轴流式涡轮2停止时，相对于叶尖面11具有大于零的倾斜角θ2，并且间隙20从前缘12侧向后缘13侧渐渐变大。例如，在可动叶片10的叶尖面11与转子5的旋转轴O(参照图1)平行地形成的情况下，环状壁面23相对于转子5的旋转轴O也具有大于零的倾斜角θ2。另外，可动叶片10的叶尖面11也可以相对于转子5的旋转轴O倾斜。在该情况下，环状壁面23相对于转子5的旋转轴O的角度与倾斜角θ2不一致。
可动叶片10的叶尖面11也可以形成为沿着流体的流动方向的截面成为直线状。或者，虽未图示，但叶尖面11也可以以具有微小的曲率而弯曲的方式(例如为与叶尖面11相比曲率中心位于半径方向内方或半径方向外方这样的曲线状)形成。
另一方面，如图所示，由倾斜面形成的环状壁面23也可以形成为：在流体的流动方向上的可动叶片10的叶尖面11延伸的范围内，不存在凹凸、台阶，沿流动方向的截面成为直线状。或者，虽未图示，但环状壁面23也可以以具有微小的曲率而弯曲的方式(例如为如沿着叶尖面11那样的曲线状)形成。即，在本实施方式中，环状壁面23的倾斜面也包含弯曲面。
由此，能够容易实现可动叶片10的后缘13侧处的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20比可动叶片10的前缘12侧的叶尖面11大的结构。因此，在轴流式涡轮2运转时的可动叶片10’中，变形量较大的后缘13侧的叶尖面11’比前缘12侧更向环状壁面23接近，因此能够适当地保持间隙20，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
另外，即使不从已经存在的结构中变更可动叶片10，也能够实现上述结构，在该情况下，能够容易地制作可动叶片10。
如图4所示，在其他实施方式中，在环状壁面23中，在转子5的轴向(或流体的流动方向)上的可动叶片10的前缘12与后缘13之间的位置上形成有台阶23a。在该环状壁面23中，与比台阶23a靠前缘12侧的环状壁面23b相比，比台阶23a靠后缘13侧的环状壁面23c一方位于轴流式涡轮2的径向外侧。另外，台阶23a以转子5的旋转轴O为中心沿周向环状地形成。在该图所示的例中，台阶23a在转子5的轴向上设置有一处。但是，台阶23a只要在转子5的轴向上至少设置一处即可，例如，也可以在转子5的轴向上设置多个台阶23a。在该情况下，对于多个台阶23a各自而言，也可是与比台阶23a靠前缘12侧的环状壁面23b相比，使比台阶23a靠后缘13侧的环状壁面23c一方位于轴流式涡轮2的径向外侧。即，也可以使环状壁面23从前缘12侧向后缘13侧，阶梯状地扩径。
根据上述结构，通过环状壁面23的台阶23a，能够容易实现可动叶片10的后缘13侧处的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20比可动叶片10的前缘12侧的叶尖面11大的结构。因此，在轴流式涡轮2运转时的可动叶片10’中，变形量较大的后缘13侧的叶尖面11’比前缘12侧更向环状壁面23接近，因此能够适当地保持间隙20，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
另外，即使不设置微小的倾斜角而仅通过环状壁面23的台阶23a，也能够实现上述结构，在该情况下，不需要用于设置微小的倾斜角的加工，环状壁面23的加工较容易。
如图5所示，在其他实施方式中，在环状壁面23中，在转子5的轴向(或流体的流动方向)上的可动叶片10的前缘12与后缘13之间的位置上形成有台阶23a。在该环状壁面23中，与比台阶23a靠前缘12侧相比，比台阶23a靠后缘13侧一方位于轴流式涡轮2的径向外侧。另外，在环状壁面23中，在包含可动叶片10的后缘13的位置在内的轴向范围内形成有凹部23d，形成凹部23d的前缘12侧的环状壁面23构成所述台阶23a。该凹部23d沿以转子5的旋转轴O为中心的周向而环状地形成。具体而言，在转子5的轴向(或流体的流动方向)上，形成凹部23d的前缘侧的台阶23a位于前缘12与后缘13之间，形成凹部23d的后缘侧的台阶23e与后缘13相比位于下游侧。进一步，前缘侧的台阶23a与后缘侧的台阶23e之间的环状壁面23成为向半径方向外方凹陷的形状。另外，比凹部23d靠流动方向上游侧的环状壁面23b与比凹部23d靠流动方向下游侧的环状壁面23f在沿着流体的流动方向的截面中可以形成于同一直线上，也可以形成于不同直线上。
根据上述结构，通过环状壁面23的凹部23d，能够容易实现可动叶片10的后缘13侧处的叶尖面11与环状壁面23之间的间隙20比可动叶片10的前缘12侧的叶尖面11大的结构。因此，在轴流式涡轮2的运转时的可动叶片10’中，变形量较大的后缘13侧的叶尖面11’比前缘12侧更向环状壁面23接近，因此能够适当地保持间隙20，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
另外，即使不设置微小的倾斜角而仅通过环状壁面23的台阶23d，也能够实现上述结构，在该情况下，不需要用于设置微小的倾斜角的加工，环状壁面23的加工较容易。
如上所述，根据本发明的实施方式，在轴流式涡轮2运转时，在因热、离心力而可动叶片10变形时，变形量较大的后缘13侧比前缘12侧更向环状壁面23接近，因此预先较大设定的后缘13侧的间隙20变窄，能够在流体的流动方向上使运转时的间隙20均匀化。由此，能够以简单的结构，有效地抑制因间隙20的泄漏流引起的损失。
本发明不限于上述的实施方式，也包含对上述实施方式施加变形的方式、适当组合这些方式的方式。
在上述实施方式中，作为一例，对以增压机1作为本实施方式的轴流式涡轮2的应用处进行了说明，但本实施方式的轴流式涡轮2的应用处不限定于增压机1。例如，实施方式的轴流式涡轮2也能够应用于燃气涡轮、蒸气涡轮等的涡轮那样的其他旋转机械。
例如，“在某方向上”、“沿着某方向”、“平行”、“正交”、“中心”、“同心”或者“同轴”等表示相对的或者绝对的配置的表述不仅严格地表示那样的配置，还表示存在公差、或者具有能够得到相同的功能的程度的角度或距离而相对地位移的状态。
例如，“同一”、“相等”和“均质”等表示事物处于相等的状态的表达不仅表示严格相等的状态，还表示存在公差、或者存在能够得到相同的功能的程度的差的状态。
例如，表示四边形、圆筒形等形状的表达不仅表示几何学上严格意思上的四边形、圆筒形等形状，在能够得到相同的效果的范围内，还表示包含凹凸部或倒角部等在内的形状。
另一方面，“具备”、“包含”或者“具有”一个结构要素这样的表达并不是将其他的结构要素的存在排除的排他性的表达。
符号说明
1 增压机
2 轴流式涡轮
3 压缩机
4 轴承台
5 转子
10，10’ 可动叶片
11，11’ 叶尖面
12 前缘
13 后缘
20 间隙
21 涡轮壳体
22 静止部件
23 环状壁面
23a 台阶
23d 凹部
26 支承部件
27 入口通路
28 轴向通路
29 出口通路
31 压缩机壳体
32 叶轮
33 轮毂
36 扩散器
37 空气入口
38 出口涡管
O 转子的旋转轴
d1，d2 叶尖间隙
θ1，θ2 倾斜角

Claims (6)

1.一种轴流式涡轮，具备：
转子，在该转子的外周具有多个可动叶片；以及
静止部件，该静止部件设置于所述转子的外周侧，且具有与所述可动叶片的叶尖面相对的环状壁面，
该轴流式涡轮的特征在于，
在所述轴流式涡轮停止时，所述可动叶片的后缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙比所述可动叶片的前缘侧处的所述叶尖面与所述环状壁面之间的间隙大，
所述轴流式涡轮额定运转时的前缘侧的所述间隙与后缘侧的所述间隙的差比所述轴流式涡轮停止时小。
2.根据权利要求1所述的轴流式涡轮，其特征在于，
所述叶尖面是如下倾斜面：至少在所述轴流式涡轮停止时，相对于与所述叶尖面相对的所述环状壁面具有大于零的倾斜角，并且所述间隙从所述可动叶片的前缘侧向后缘侧渐渐变大。
3.根据权利要求1所述的轴流式涡轮，其特征在于，
所述环状壁面是如下倾斜面：至少在所述轴流式涡轮停止时，相对于与所述环状壁面相对的所述叶尖面具有大于零的倾斜角，并且所述间隙从所述可动叶片的前缘侧向后缘侧渐渐变大。
4.根据权利要求1所述的轴流式涡轮，其特征在于，
在所述环状壁面中，在所述转子的轴向上的所述可动叶片的前缘与后缘之间的位置上形成有台阶，
在所述环状壁面中，与比所述台阶靠前缘侧的一方相比，比所述台阶靠后缘侧的一方位于所述轴流式涡轮的径向外侧。
5.根据权利要求4所述的轴流式涡轮，其特征在于，
在所述环状壁面中，在包含所述可动叶片的后缘的位置在内的轴向范围内形成有凹部，
形成所述凹部的前缘侧的壁面构成所述台阶。
6.一种增压机，其特征在于，具备：
权利要求1-5中任一项所述的轴流式涡轮，该轴流式涡轮由来自内燃机的排气所驱动；以及
压缩机，该压缩机构成为由所述轴流式涡轮所驱动，且对供给至所述内燃机的进气进行压缩。
CN201580032222.4A 2014-10-24 2015-08-18 轴流式涡轮及增压机 Active CN107002556B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2014-216774 2014-10-24
JP2014216774A JP6374760B2 (ja) 2014-10-24 2014-10-24 軸流タービン及び過給機
PCT/JP2015/073125 WO2016063604A1 (ja) 2014-10-24 2015-08-18 軸流タービン及び過給機

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN107002556A CN107002556A (zh) 2017-08-01
CN107002556B true CN107002556B (zh) 2021-06-08

Family

ID=55760652

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201580032222.4A Active CN107002556B (zh) 2014-10-24 2015-08-18 轴流式涡轮及增压机

Country Status (4)

Country Link
JP (1) JP6374760B2 (zh)
KR (1) KR101935646B1 (zh)
CN (1) CN107002556B (zh)
WO (1) WO2016063604A1 (zh)

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3324003B1 (en) * 2016-11-18 2020-03-18 Ansaldo Energia Switzerland AG Blade to stator heat shield interface in a gas turbine
JP6770594B2 (ja) * 2017-02-08 2020-10-14 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 遠心圧縮機及びターボチャージャ
JP2018178725A (ja) * 2017-04-03 2018-11-15 いすゞ自動車株式会社 タービンハウジングおよびターボチャージャー
DE102017209632A1 (de) * 2017-06-08 2018-12-13 Siemens Aktiengesellschaft Herstellungs- oder Reparaturverfahren für eine Strömungsmaschine, Strömungsmaschine sowie Betriebsverfahren dazu
JP7223570B2 (ja) 2018-12-06 2023-02-16 三菱重工業株式会社 タービン動翼、タービン及びチップクリアランス計測方法
WO2021199718A1 (ja) 2020-03-30 2021-10-07 株式会社Ihi 二次流れ抑制構造
CN112032105B (zh) * 2020-11-05 2021-01-29 中国航发上海商用航空发动机制造有限责任公司 转子叶尖间隙控制方法及利用该方法制造的转子叶片
CN115324657A (zh) * 2022-10-12 2022-11-11 中国航发四川燃气涡轮研究院 涡轮工作叶片叶冠冷却结构

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62186004A (ja) * 1986-02-10 1987-08-14 Toshiba Corp 軸流タ−ビン
WO2007032311A1 (ja) * 2005-09-14 2007-03-22 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. ガスタービンの翼端隙間管理構造
JP2010203250A (ja) * 2009-02-27 2010-09-16 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン翼
CN102200036A (zh) * 2010-03-22 2011-09-28 通用电气公司 用于带护罩的燃气涡轮机叶片的主动顶隙控制和相关方法
CN102947598A (zh) * 2010-06-17 2013-02-27 斯奈克玛 压缩机和具有最佳效率的涡轮发动机
CN103370497A (zh) * 2011-02-16 2013-10-23 丰田自动车株式会社 旋转机器

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59157539U (ja) * 1983-04-06 1984-10-23 マツダ株式会社 タ−ボ過給機
JPS61162542U (zh) * 1985-03-28 1986-10-08
JPH06159099A (ja) 1992-11-25 1994-06-07 Toshiba Corp 軸流流体機械
JPH10311205A (ja) * 1997-05-14 1998-11-24 Toshiba Corp 軸流タービン
JP3801367B2 (ja) * 1998-10-08 2006-07-26 三菱重工業株式会社 排気ガスタービン過給機
JP2005163692A (ja) * 2003-12-04 2005-06-23 Toyota Motor Corp 作動流体逃がし通路を有する排気タービン
JP2010242520A (ja) * 2009-04-01 2010-10-28 Ihi Corp 可変容量型タービン及び可変容量型ターボチャージャ
JP2012036783A (ja) * 2010-08-05 2012-02-23 Ihi Corp ラジアルタービンインペラ
JP5374563B2 (ja) * 2011-10-03 2013-12-25 三菱重工業株式会社 軸流タービン
JP5916377B2 (ja) * 2011-12-27 2016-05-11 三菱重工業株式会社 過給機用タービン及び過給機の組立方法
JP2013204422A (ja) * 2012-03-27 2013-10-07 Ihi Corp タービン
JP6328877B2 (ja) * 2012-12-25 2018-05-23 株式会社Ihi 遠心式過給機
JP6012519B2 (ja) * 2013-03-21 2016-10-25 三菱重工業株式会社 タービン、及びこれを備えた回転機械
JP2015059525A (ja) * 2013-09-19 2015-03-30 三菱重工業株式会社 排気タービン過給機

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62186004A (ja) * 1986-02-10 1987-08-14 Toshiba Corp 軸流タ−ビン
WO2007032311A1 (ja) * 2005-09-14 2007-03-22 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. ガスタービンの翼端隙間管理構造
JP2010203250A (ja) * 2009-02-27 2010-09-16 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン翼
CN102200036A (zh) * 2010-03-22 2011-09-28 通用电气公司 用于带护罩的燃气涡轮机叶片的主动顶隙控制和相关方法
CN102947598A (zh) * 2010-06-17 2013-02-27 斯奈克玛 压缩机和具有最佳效率的涡轮发动机
CN103370497A (zh) * 2011-02-16 2013-10-23 丰田自动车株式会社 旋转机器

Also Published As

Publication number Publication date
JP6374760B2 (ja) 2018-08-15
KR20170007476A (ko) 2017-01-18
CN107002556A (zh) 2017-08-01
KR101935646B1 (ko) 2019-01-04
JP2016084730A (ja) 2016-05-19
WO2016063604A1 (ja) 2016-04-28

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN107002556B (zh) 轴流式涡轮及增压机
US7458771B2 (en) Retaining of centering keys for rings under variable angle stator vanes in a gas turbine engine
US9810238B2 (en) Turbocharger with turbine shroud
US10941662B2 (en) Turbine wheel for a turbo-machine
JP6234600B2 (ja) タービン
WO2018147162A1 (ja) 軸流機械の翼
JP2011137458A (ja) タービンエンジンにおける圧縮機の動作に関するシステム及び装置
US20180163731A1 (en) Centrifugal compressor and turbocharger
US11125235B2 (en) Centrifugal compressor with diffuser with throat
CN111911455A (zh) 离心压缩机的叶轮、离心压缩机以及涡轮增压器
US11092068B2 (en) Variable geometry turbocharger
US11339680B2 (en) Radial inflow turbine and turbocharger
US11401828B2 (en) Asymmetric turbomachinery housing for thermal expansion
CN111448374B (zh) 涡轮及涡轮增压器
RU2728549C1 (ru) Аэродинамический профиль компрессора

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant