EP2787168A2 - Strömungsmaschine und Rotor für eine Strömungsmaschine - Google Patents

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EP2787168A2
EP2787168A2 EP20140002196 EP14002196A EP2787168A2 EP 2787168 A2 EP2787168 A2 EP 2787168A2 EP 20140002196 EP20140002196 EP 20140002196 EP 14002196 A EP14002196 A EP 14002196A EP 2787168 A2 EP2787168 A2 EP 2787168A2
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EP
European Patent Office
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rotor
rings
compressor
turbomachine
cavity
Prior art date
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EP20140002196
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English (en)
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EP2787168A3 (de
EP2787168B1 (de
Inventor
Harald Hoell
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Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
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Publication date
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Publication of EP2787168A2 publication Critical patent/EP2787168A2/de
Publication of EP2787168A3 publication Critical patent/EP2787168A3/de
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    • 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
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/026—Shaft to shaft connections
    • 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
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/08—Cooling; Heating; Heat-insulation
    • F01D25/12—Cooling
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/04—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines
    • F01D5/043—Blade-carrying members, e.g. rotors for radial-flow machines or engines of the axial inlet- radial outlet, or vice versa, type
    • F01D5/048—Form or construction
    • 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
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/08—Heating, heat-insulating or cooling means
    • F01D5/085—Heating, heat-insulating or cooling means cooling fluid circulating inside the rotor
    • F01D5/088—Heating, heat-insulating or cooling means cooling fluid circulating inside the rotor in a closed cavity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/40—Transmission of power
    • F05D2260/403—Transmission of power through the shape of the drive components
    • F05D2260/4031—Transmission of power through the shape of the drive components as in toothed gearing

Definitions

  • the invention relates to a rotor for a turbomachine, with a hollow shaft arranged coaxially with respect to its axis of rotation, which is supported on both sides on two axially opposite sections of the rotor, encloses an inner central cavity and is formed in the axial direction of the rotor of a plurality of contiguous rings that the adjacent and adjacent to the sections rings limit the cavity to the outside. Furthermore, the invention relates to a turbomachine with such a rotor.
  • FIG. 4 shows the FIG. 4 a gas turbine 1, which, arranged along a rotatably mounted about an axis 2 rotor 3, a compressor 5, a combustion chamber 6 and a turbine unit 11.
  • the compressor 5 as well as in the turbine unit 11 guide vanes 12, 35 on the housing and blades 15, 37 on the rotor 3 in each case with the formation of blade rings 17, 19, 36, 38 attached.
  • a vane ring 19, 36 forms with the blade ring 17, 38 a compressor stage 21 and a turbine stage 34, wherein a plurality of stages are connected in series.
  • the blades 15 of a ring 17, 38 are fixed to the rotor 3 by means of an annular, centrally perforated disc 26, 39.
  • a central tie rod 7 which braces the turbine disks 39 and compressor disks 26 with each other. Further, for bridging the distance caused by the combustion chamber 6, between the compressor 5 and the turbine unit 11 between the compressor disk 26 of the last compressor stage 21 and the turbine disk 39 of the first turbine stage 34, a hollow shaft 13 is arranged.
  • the compressor 5 sucks in ambient air and compresses it.
  • the compressed air is mixed with a fuel and fed to the combustion chamber 6, in which the mixture is burned to a hot working medium M.
  • the latter flows from the combustion chamber 6 in the turbine unit 11 and drives by means of the blades 15 to the rotor 3 of the gas turbine 1, which drives the compressor 5 and a working machine, for example a generator.
  • the torque acting on the blades of the turbine unit and generated by the working fluid is transmitted to the generator as useful energy and to the compressor as driving energy for compressing the ambient air. Therefore, the hollow shaft must transmit the required for the compression of the ambient air in the compressor drive energy from the turbine disk of the first turbine stage to the compressor disk of the last compressor stage.
  • the combustion chamber of the gas turbine which can heat inadmissible this axial region of the rotor during operation.
  • thermal stresses can occur, which can weaken the strength as well as rigidity of the hollow shaft, so that the mechanical stress occurring can cause premature fatigue of the material of the hollow shaft.
  • a rotor for a compressor which is formed from a plurality of axially adjacent, tensioned compressor disks.
  • the compressor discs have a central opening which forms a hollow shaft.
  • the shows GB 661,078 a hollow shaft for a gas turbine rotor, which is formed from two adjacent pipe sections radially within the combustion chamber.
  • the object of the invention is to provide a rotor for a turbomachine, which has a longer service life and a lower susceptibility to mechanical defects. It is another object of the invention to provide a turbomachine for this purpose.
  • the invention provides in the case of the rotor mentioned at the outset that one of the two sections of the rotor is formed by a compressor disk and the other section is formed by a turbine disk and the rotor has at least one tie rod extending parallel to the axis of rotation, which clamps the disks and the ring extends therethrough, each ring being I-shaped in cross-section, the land of the I-shape extending in the radial direction of the rotor.
  • the invention is based on the consideration that the hollow shaft, which is subject to high mechanical and thermal loads, is replaced in the region of the combustion chamber by a plurality of contiguous and comparatively short rings in the axial direction.
  • the mechanical stresses can be significantly reduced.
  • the stresses and the resulting resulting creep deformations are reduced. This increases the life of each ring.
  • the hollow shaft by transmission of the energy required by the compressor over its axial length especially stressed on torsion.
  • the axial length of a ring over the previous overall lengths of the hollow shaft is greatly shortened, so that each ring is much less stressed to torsion. Therefore, the mechanical loads are further reduced with the invention.
  • one of the two sections is designed as a compressor disk and the other as a turbine disk, the power required to compress the intake ambient air at the compressor is transmitted without loss from the turbine unit to the compressor by means of the rings arranged therebetween.
  • the rings with their webs extending in the radial direction, effect a better thermal insulation of the central hollow space by means of an intermediate further hollow space with respect to a radially outer area, so that colder air is present in the hollow space on the surfaces of the component. Consequently, the areas with particularly high mechanical loads during operation of the turbomachine below a transition temperature required for the creep (activation energy) are operated, so that especially at this point creep can be avoided. Thus, the thermal load of the rings is further reduced, which allows a higher mechanical load.
  • the I-shaped cross section of the rings allows a particularly stiff, lightweight and mechanically resilient design of the ring.
  • the rotor has at least one tie rod extending parallel to the axis of rotation.
  • the sections of the rotor are each formed by a disc, wherein the at least one tie rod for bracing the discs and the rings extends through them.
  • the tie rod extends centrally through the discs and through the rings.
  • the tie rod which is centrally arranged relative to the axis of rotation, can clamp the stacked rings and disks of the compressor and of the turbine unit and at the same time be used for the axial and radial bearing of the rotor.
  • the rotor has a plurality of tie rods spaced apart from the axis of rotation, which extend through the disks and the rings.
  • the application of the multi-piece hollow shaft is thus also applicable to rotors, which provides the tension with multiple tie rods.
  • each ring and each section has positive-locking means for transmitting the torque of the rotor from one of the two sections to the opposite section.
  • a known loss as loss relative movement in the circumferential direction between the immediately adjacent rings or between a ring and a portion can thus be effectively avoided.
  • the means for transmitting the torque at the end faces of the ring and at which the portions are designed as spur toothing in the manner of a Hirth toothing This positive engagement allows a slip-free operation of the rotor.
  • an axially extending flange is arranged at each end of the web, so that between two adjacent rings and between the radially inner flanges and the radially outer flanges, a further cavity is formed.
  • This allows a spatial separation of a region of the combustion chamber radially outer and relatively hot outer region of a closed by the rings central cavity.
  • the heat input from the outer region into the rings, in particular into the radially inner flanges of the rings can be reduced, since the further cavity isolates the central cavity from the outer region, so that colder air is present in the cavity on the surfaces of the component.
  • the further cavities may be in fluid communication with each other via passages located in the webs. Either the connections between two adjacent further cavities leads to a faster and more uniform insulating effect, or they serve as connection channels for the cooling medium, if this compressor side in the form of compressor air in the other cavity can be supplied and removed turbine side. In this case, in the compressor, the compressor air can take place both by removal openings arranged in the rotor or behind the compressor by a suitable device.
  • the cavity can be flowed through in the axial direction by a cooling medium.
  • the rings and the portions for sealing the cavity have labyrinth-like sealing means.
  • the sealing means may be provided on the flanges of the rings, on which no means for transmitting the torque are provided.
  • a flange of the ring may be designed comparatively broad in its radial material thickness, which then transmits the torque, and the other flange be designed comparatively narrow, which then serves only for sealing the cavity to the outside and to form the further cavity.
  • the cooling air cools the rings so that the average component temperature decreases.
  • the invention leads to the solution of the task directed to an initially mentioned turbomachine, that the rotor is designed according to one of claims 1 to 11.
  • turbomachine is designed as a gas turbine and in which the gas turbine along the rotor successively a compressor, at least one combustion chamber and a turbine unit, wherein one of the two sections by a compressor disc arranged in the compressor and the other section is formed by a turbine disk arranged in the turbine unit.
  • FIG. 1 shows a rotor 3 of a gas turbine 1 with a central tie rod 7 in a longitudinal section in the region between compressor 5 and turbine unit 11. From the compressor 5, a flow channel 23 is shown with only the last compressor stage 21. Along the rotatable about the rotation axis 2 rotor 3 follows a compressor outlet 25, a diffuser 27 and a combustion chamber 29. The latter has a combustion chamber 31, which opens into a hot gas duct 33 of a turbine unit 11.
  • rotatable guide vanes 12 are mounted in rings 19. These are upstream of blades 15, which are mounted on the rotor 3 by means of a compressor disk 26.
  • the hot gas passage 33 has vanes 35 and further downstream blades 37.
  • the stationary vanes 35 are connected to the housing of the gas turbine 1, whereas the blades 37 are fixed to a turbine disk 39.
  • the rotor 3 has, between the compressor disk 26 and the turbine disk 39, three axially successive rings 43 instead of the one-piece hollow shaft known from the prior art.
  • each ring 43 is I-shaped in cross section, so that two flanges 45, 46 extending in the axial direction of the tie rod 7 are connected to one another via a web 47 extending in the radial direction.
  • an axially extending central cavity 51 which is suitable for guiding a cooling fluid, for example compressor air.
  • a cooling fluid for example compressor air.
  • the serration is arranged, with which the torque of the rotor 3 is passed from the turbine disk 39 via the rings 43 to the compressor disk 26.
  • the end faces 57 of the turbine disk 39 and the compressor disk 26 likewise have the serration.
  • the radially inner flanges 46 of the rings 43 have on their end faces 59 labyrinth-like seals 62, which seal the cavity 51 against the outer region 61.
  • the outer flanges 45 pass through the torque from one end face 55 to its opposite end face 55, the outer flanges 45 have a greater width in the radial direction than the inner flanges 46, which carry only the seals 62.
  • air is compressed by the compressor 5 in the flow channel 23 of the compressor 5, wherein a proportion of the compressed air as cooling air through disc bores 24 is removed and guided according to the arrows 63 along the tie rod 7 from the compressor-side end of the cavity 51 to the turbine end.
  • Disc bores 24 located in the turbine disk 39 from inner diameter to outer diameter guide the cooling air to the blades 37 of the first turbine stage 34. The cooling air cools the blades 37 and then escapes into the hot gas passage 33.
  • the labyrinth seals 65 and the seals 62 provided between tie rods 7 and disks 26, 39 prevent escape of the cooling air from the cavity 51.
  • FIG. 2 shows a rotor 3 of a gas turbine 1 with a plurality of tie rods 8 in a longitudinal section in the region between the compressor 5 and the turbine unit 11.
  • FIG. 1 shows FIG. 2 the compressor 5, the combustion chamber 6, the turbine unit 11 and the rotor 3 assembled from compressor disks 26, turbine disks 39 and rings 43
  • FIG. 1 shown central tie rod 7 is in FIG. 2 one of a plurality of spaced apart from the axis of rotation 2 decentralized tie rods 8 is shown.
  • the decentralized tie rod 8 is so spaced from the axis of rotation 2 that the webs 47 of the rings 43 are penetrated by him.
  • the distance could be chosen so that the tie rod 8 pierces the flanges 45 of the rings.
  • FIG. 3 a tensioned with a central tie rod rotor, in which, for example in a radially outer flange 45 of the compressor side arranged ring 43 holes 71 may be provided through which still comparatively cool Verreterend Kunststoff in a formed between the radially inner and radially outer flanges 45, 46 cavity 66th
  • holes 71 may be provided through which still comparatively cool Verreterend Kunststoff in a formed between the radially inner and radially outer flanges 45, 46 cavity 66th
  • the cooling air flowing into the further cavity 66 "is guided through passages 72 located in the webs 47 in the direction of the turbine unit and further via disk bores 24 to the turbine blades 27 of the first turbine stage, where it can be used as cooling air.
  • the central cavity 51 serves in this case as a supply channel for cooling air for the turbine blades 37 of the second turbine stage 34th
  • a gap 69 can be made possible between the compressor disk 26 and the radially inner flange 46 of the ring 43 resting against it, in order to bring about a targeted supply of cooling air into a further cavity 66 'radially delimited by the flanges 45, 46.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Rotor (3) für eine Strömungsmaschine,
mit einer zu seiner Drehachse koaxial angeordneten Hohlwelle (13), welche sich beidseitig stirnseitig an zwei axial gegenüberliegenden Abschnitten des Rotors (3) abstützt und einen inneren Hohlraum (51) umschließt. Um einen Rotor (3) für eine Strömungsmaschine anzugeben, der eine höhere Lebensdauer und eine geringere Anfälligkeit gegenüber mechanischen Defekten aufweist, wird vorgeschlagen, dass die Hohlwelle in Axialrichtung des Rotors (3) aus mehreren aneinanderliegenden Ringen (43) gebildet ist und dass die Ringe (43) gegeneinander und gegenüber den Abschnitten den Hohlraum (51) nach außen abdichten.
Ferner betrifft die Erfindung eine Strömungsmaschine mit solch einem Rotor (3).

Description

  • Die Erfindung betrifft einen Rotor für eine Strömungsmaschine, mit einer zu seiner Drehachse koaxial angeordneten Hohlwelle, welche sich beidseitig stirnseitig an zwei axial gegenüberliegenden Abschnitten des Rotors abstützt, einen inneren zentralen Hohlraum umschließt und in Axialrichtung des Rotors aus mehreren aneinander liegenden Ringen gebildet ist, so dass die aneinander liegenden und an den Abschnitten anliegenden Ringe den Hohlraum nach außen begrenzen. Ferner betrifft die Erfindung eine Strömungsmaschine mit solch einem Rotor.
  • Gasturbinen und deren Arbeitsweisen sind allgemein bekannt. Hierzu zeigt die FIG 4 eine Gasturbine 1, welche, entlang eines um eine Drehachse 2 drehgelagerten Rotors 3 angeordnet einen Verdichter 5, eine Brennkammer 6 und eine Turbineneinheit 11 aufweist. In dem Verdichter 5 sowie auch in der Turbineneinheit 11 sind Leitschaufeln 12, 35 am Gehäuse und Laufschaufeln 15, 37 am Rotor 3 jeweils unter Bildung von Schaufelkränzen 17, 19, 36, 38 befestigt. Ein Leitschaufelkranz 19, 36 bildet mit dem Laufschaufelkranz 17, 38 eine Verdichterstufe 21 bzw. eine Turbinenstufe 34, wobei mehrere Stufen hintereinander geschaltet sind. Die Laufschaufeln 15 eines Kranzes 17, 38 sind am Rotor 3 mittels einer ringförmigen, zentral gelochten Scheibe 26, 39 befestigt. Durch die zentrale Öffnung erstreckt sich in Axialrichtung ein zentraler Zuganker 7, der die Turbinenscheiben 39 und Verdichterscheiben 26 miteinander verspannt. Ferner ist, zur Überbrückung der von der Brennkammer 6 hervorgerufenen Distanz, zwischen Verdichter 5 und Turbineneinheit 11 zwischen der Verdichterscheibe 26 der letzten Verdichterstufe 21 und der Turbinenscheibe 39 der ersten Turbinenstufe 34 eine Hohlwelle 13 angeordnet.
  • Beim Betrieb der Gasturbine 1 saugt der Verdichter 5 Umgebungsluft an und verdichtet diese. Die verdichtete Luft wird mit einem Brennstoff vermischt und der Brennkammer 6 zugeführt, in der das Gemisch zu einem heißen Arbeitsmedium M verbrannt wird. Letzteres strömt aus der Brennkammer 6 in die Turbineneinheit 11 und treibt mittels der Laufschaufeln 15 den Rotor 3 der Gasturbine 1 an, welcher den Verdichter 5 und eine Arbeitsmaschine, zum Beispiel einen Generator antreibt.
  • Das auf die Laufschaufeln der Turbineneinheit wirkende und von dem Arbeitsmedium erzeugte Drehmoment wird an den Generator als Nutzenergie und an den Verdichter als Antriebsenergie zum Verdichten der Umgebungsluft weitergegeben. Daher muss die Hohlwelle die für das Verdichten der Umgebungsluft im Verdichter erforderliche Antriebsenergie von der Turbinenscheibe der ersten Turbinenstufe an die Verdichterscheibe der letzten Verdichterstufe übertragen.
  • Diese Anordnung innerhalb der Gasturbine bedingt, dass die Hohlwelle besonders hohen mechanischen Belastungen ausgesetzt ist. Diese Belastungen können zu Kriechverformungen und zu Defekten führen, was dann zu einer Reduzierung der Lebensdauer des Rotors führt.
  • Ferner liegt radial benachbart zur Hohlwelle die Brennkammer der Gasturbine, welche diesen axialen Bereich des Rotors beim Betrieb unzulässig erwärmen kann. Somit können auch thermische Belastungen auftreten, welche die Festigkeit wie auch Steifigkeit der Hohlwelle schwächen können, so dass die auftretende mechanische Belastung eine vorzeitige Ermüdung des Materials der Hohlwelle hervorrufen kann.
  • Zudem ist aus der GB 836,920 ein Rotor für einen Verdichter bekannt, der aus mehreren axial aneinander liegenden, verspannten Verdichterscheiben gebildet wird. Die Verdichterscheiben weisen eine zentrale Öffnung auf, die eine Hohlwelle formen.
  • Ferner zeigt die GB 661,078 eine Hohlwelle für einen Gasturbinenrotor, der aus zwei aneinander liegenden Rohrstücken radial innerhalb der Brennkammer gebildet ist.
  • Die Aufgabe der Erfindung ist es, einen Rotor für eine Strömungsmaschine anzugeben, der eine höhere Lebensdauer und eine geringere Anfälligkeit gegenüber mechanischen Defekten aufweist. Ferner ist es Aufgabe der Erfindung, hierzu eine Strömungsmaschine anzugeben.
  • Die auf den Rotor gerichtete Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind in den Unteransprüchen angegeben.
  • Betreffend den Rotor sieht die Erfindung bei dem eingangs genannten Rotor vor, dass der eine der beiden Abschnitte des Rotors durch eine Verdichterscheibe und der andere Abschnitt durch eine Turbinenscheibe gebildet ist und der Rotor zumindest einen parallel zur Drehachse verlaufenden Zuganker aufweist, welcher zum Verspannen der Scheiben und der Ringe sich durch diese erstreckt, wobei jeder Ring im Querschnitt I-förmig ausgebildet ist, wobei der Steg der I-Form in Radialrichtung des Rotors verläuft.
  • Die Erfindung geht von der Überlegung aus, dass die sowohl mechanisch als auch thermisch hoch belastete Hohlwelle im Bereich der Brennkammer durch mehrere aneinander liegende und in Axialrichtung vergleichsweise kurze Ringe ersetzt wird. Durch diese grundlegende konstruktive Umgestaltung lassen sich die mechanischen Beanspruchungen erheblich reduzieren. In dem Bereich der Ringe mit hohen Materialtemperaturen, die aufgrund der radial weiter außen angeordneten Brennkammer entstehen, werden die Spannungen und die daraus möglicherweise resultierenden Kriechverformungen verringert. Dadurch wird die Lebensdauer jedes Ringes vergrößert.
  • Bisher wurde die Hohlwelle durch Übertragung der vom Verdichter benötigten Energie über ihre axiale Länge besonders auf Torsion beansprucht. Mittels der Erfindung ist die axiale Länge eines Ringes gegenüber den bisherigen Baulängen der Hohlwelle stark verkürzt, so dass jeder Ring wesentlich geringer auf Torsion beansprucht wird. Daher werden mit der Erfindung die mechanischen Belastungen weiter verringert.
  • Da einer der beiden Abschnitte ist als eine Verdichterscheibe und die andere als Turbinenscheibe ausgebildet, wird die zum Verdichten der angesaugten Umgebungsluft am Verdichter erforderliche Leistung verlustfrei von der Turbineneinheit zum Verdichter mittels der dazwischen angeordneten Ringe übertragen.
  • Des Weiteren bewirken die Ringe mit ihren in Radialrichtung sich erstreckenden Stegen durch einen zwischengeschalteten weiteren Hohlraum eine bessere thermische Isolation des zentralen Hohlraums gegenüber einem radial weiter außen liegenden Außenbereich, so dass kältere Luft im Hohlraum an den Oberflächen des Bauteils ansteht. Folglich werden die Bereiche mit besonders hohen mechanischen Belastungen beim Betrieb der Strömungsmaschine unterhalb einer für das Kriechen erforderlichen Übergangstemperatur (Aktivierungsenergie) betrieben, so dass besonders an dieser Stelle Kriechverformungen vermieden werden können. Es wird also die thermische Belastung der Ringe weiter reduziert, welches eine höhere mechanische Belastung ermöglicht.
  • Zudem ermöglicht der I-förmige Querschnitt der Ringe eine besonders steife, leichte und mechanisch belastbare Ausgestaltung des Rings.
  • Darüber hinaus kann dem allgemeinen Bestreben zur Minderung der Herstellungskosten Rechnung getragen werden, da aufgrund der geringeren Beanspruchung ein preiswerterer Werkstoff, beispielsweise 26NiCrMo26145mod für die Ringe eingesetzt werden kann, verglichen mit dem Werkstoff für eine einstückige Hohlwelle aus dem Stand der Technik.
  • Gemäß einer Weiterbildung der Erfindung weist der Rotor zumindest einen parallel zur Drehachse verlaufenden Zuganker auf. Die Abschnitte des Rotors werden jeweils durch eine Scheibe gebildet, wobei der zumindest eine Zuganker zum Verspannen der Scheiben und der Ringe sich durch diese erstreckt. Dieser komponentenartige Aufbau des Rotors ermöglicht im unwahrscheinlichen Falle eines Defektes am Ring oder an einer Scheibe das Ersetzen des betroffenen Bauteils.
  • In einer besonders vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung erstreckt der Zuganker sich zentral durch die Scheiben und durch die Ringe. Somit kann der zu der Drehachse zentrisch angeordnete Zuganker die gestapelten Ringe und Scheiben des Verdichters und der Turbineneinheit verspannen und gleichzeitig zum axialen und radialen Lagern des Rotors verwendet werden.
  • Im Rahmen einer vorteilhaften Weiterbildung weist der Rotor mehrere zur Drehachse beabstandete Zuganker auf, die sich durch die Scheiben und die Ringe erstrecken. Die Anwendung der mehrstückig ausgebildeten Hohlwelle ist somit auch auf Rotoren anwendbar, welche die Verspannung mit mehreren Zugankern vorsieht.
  • Gemäß einer besonders bevorzugten Weiterbildung weist jeder Ring und jeder Abschnitt formschlüssige Mittel zur Übertragung des Drehmoments des Rotors von einem der beiden Abschnitte zum gegenüberliegenden Abschnitt auf. Eine als Schlupf bekannte verlustbehaftete Relativbewegung in Umfangsrichtung zwischen den unmittelbar benachbarten Ringen bzw. zwischen einem Ring und einem Abschnitt kann somit wirksam vermieden werden.
  • Zweckmäßigerweise sind die Mittel zur Übertragung des Drehmoments an den Stirnseiten des Rings und an denen der Abschnitte als Stirnverzahnung nach Art einer Hirthverzahnung ausgebildet. Diese formschlüssige Verzahnung ermöglicht einen schlupffreien Betrieb des Rotors.
  • In einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung ist an jedem Ende des Stegs jeweils ein sich in Axialrichtung erstreckender Flansch angeordnet, so dass zwischen zwei benachbarten Ringen und zwischen deren radial inneren Flanschen und deren radial äußeren Flanschen ein weiterer Hohlraum gebildet ist. Dies ermöglicht eine räumliche Trennung eines im Bereich der Brennkammer radial außen liegenden und vergleichsweise heißen Außenbereichs von einem von den Ringen eingeschlossenen zentralen Hohlraum. Der Wärmeeintrag aus dem Außenbereich in die Ringe, insbesondere in die radial inneren Flansche der Ringe, kann verringert werden, da der weitere Hohlraum den zentralen Hohlraum gegenüber dem Außenbereich isoliert, so dass kältere Luft im Hohlraum an den Oberflächen des Bauteils ansteht.
  • Unabhängig davon, ob der weitere Hohlraum als nicht durchströmter Isolierraum oder zur Führung eines weiteren Kühlfluids genutzt wird, können zumindest teilweise die weiteren Hohlräume über in den Stegen befindlichen Pasagen miteinander in Strömungsverbindung stehen. Entweder führt die Verbindungen zwischen zwei benachbarten weiteren Hohlräumen zu einer schnelleren und gleichmäßigeren Isolierwirkung, oder sie dienen als Verbindungskanäle für das Kühlmedium, wenn dieses in Form von Verdichterluft verdichterseitig in den weiteren Hohlraum zuführbar und turbinenseitig entnehmbar ist. Dabei kann im Verdichter die Verdichterluft sowohl durch im Rotor angeordnete Entnahmeöffnungen erfolgen oder hinter dem Verdichter durch eine geeignete Vorrichtung.
  • Diese Ausgestaltungen führen jeweils zu einer Temperatursenkung des Ringmaterials, so dass schädliche Kriechverformungen vermieden werden.
  • Ferner ist der Hohlraum in Axialrichtung von einem Kühlmedium durchströmbar. Dabei weisen die Ringe und die Abschnitte zum Abdichten des Hohlraums labyrinthartige Dichtmittel auf. Da die Ringe gegeneinander und gegenüber den Abschnitten den Hohlraum nach außen abdichten, kann die Kühlluft vom Verdichter durch den Hohlraum zur Turbineneinheit verlustfrei geleitet werden, ohne dass Leckagen auftreten. Die Dichtmittel können dabei an den Flanschen der Ringe vorgesehen sein, an denen keine Mittel zur Übertragung des Drehmoments vorgesehen sind. Somit kann ein Flansch des Rings in seiner radialen Materialstärke vergleichsweise breit ausgelegt sein, der dann das Drehmoment überträgt, und der andere Flansch vergleichsweise schmal ausgelegt sein, der dann lediglich zum Abdichten des Hohlraums nach außen hin und zur Bildung der weiteren Hohlraums dient.
  • Darüber hinaus kühlt die Kühlluft die Ringe, so dass sich die mittlere Bauteiltemperatur verringert.
  • Die Erfindung führt zur Lösung der auf eine eingangs genannte Strömungsmaschine gerichteten Aufgabe an, dass der Rotor nach einem der Ansprüche 1 bis 11 ausgebildet ist.
  • Besonders vorteilhaft ist die Weiterbildung, bei der die Strömungsmaschine als Gasturbine ausgebildet ist und bei der die Gasturbine entlang des Rotors aufeinander folgend einen Verdichter, zumindest eine Brennkammer und eine Turbineneinheit aufweist, wobei einer der beiden Abschnitte durch eine im Verdichter angeordnete Verdichterscheibe und der andere Abschnitt durch eine in der Turbineneinheit angeordnete Turbinenscheibe gebildet ist.
  • Ferner gelten die für den Rotor beschriebenen Vorteile sinngemäß auch für die Strömungsmaschine.
  • Die Erfindung wird anhand einer Zeichnung erläutert. Es zeigt:
    • FIG 1
    einen Rotor einer Gasturbine mit einem zentralen Zuganker in einem Längsschnitt im Bereich zwischen Verdichter und Turbineneinheit,
    FIG 2
    einen Rotor einer Gasturbine mit mehreren Zugankern in einem Längsschnitt im Bereich zwischen Verdichter und Turbineneinheit,
    FIG 3
    einen alternativ ausgestalteten Rotor einer Gasturbine mit einem zentralen Zuganker in einem Längsschnitt im Bereich zwischen Verdichter und Turbineneinheit und
    FIG 4
    eine Gasturbine nach dem Stand der Technik in einem Längsteilschnitt.
  • Eine gemäß dem vorab beschriebenen Stand der Technik ausgebildete Gasturbine 1 zeigt FIG 4.
  • FIG 1 zeigt einen Rotor 3 einer Gasturbine 1 mit einem zentralen Zuganker 7 in einem Längsschnitt im Bereich zwischen Verdichter 5 und Turbineneinheit 11. Von dem Verdichter 5 ist ein Strömungskanal 23 mit lediglich der letzten Verdichterstufe 21 dargestellt. Entlang des um die Drehachse 2 drehbaren Rotors 3 folgt einem Verdichterausgang 25 ein Diffusor 27 und eine Brennkammer 29. Letztere weist einen Verbrennungsraum 31 auf, der in einen Heißgaskanal 33 einer Turbineneinheit 11 mündet.
  • Im Strömungskanal 23 des Verdichters 5 sind in Kränzen 19 drehfeste Leitschaufeln 12 befestigt. Diesen sind Laufschaufeln 15 vorgeschaltet, welche am Rotor 3 mittels einer Verdichterscheibe 26 montiert sind.
  • Der Heißgaskanal 33 weist Leitschaufeln 35 und weiter stromabwärts Laufschaufeln 37 auf. Die feststehenden Leitschaufeln 35 sind mit dem Gehäuse der Gasturbine 1 verbunden, wohingegen die Laufschaufeln 37 an einer Turbinenscheibe 39 befestigt sind.
  • Der Rotor 3 weist zwischen der Verdichterscheibe 26 und der Turbinenscheibe 39 anstelle der aus dem Stand der Technik bekannten einstückigen Hohlwelle drei axial aufeinander folgende Ringe 43 auf. Dabei ist jeder Ring 43 im Querschnitt I-förmig, so dass zwei in Axialrichtung des Zugankers 7 erstreckende Flansche 45, 46 über einen in Radialrichtung verlaufenden Steg 47 miteinander verbunden sind.
  • Zwischen dem Außenumfang des zentralen Zugankers 7 und einer von den radial inneren Flanschen 46 gebildeten, inneren Oberfläche 49 ist ein sich in Axialrichtung erstreckender zentraler Hohlraum 51 geformt, welcher zur Führung eines Kühlfluids, beispielsweise Verdichterluft, geeignet ist. Bei der in FIG 1 gezeigten Ausgestaltung des Rotors 3 mit einem zentralen Zuganker 7 ist der Hohlraum 51 in Querschnitt ringförmig.
  • An den Stirnseiten 55 der radial außenliegenden Flansche 45 ist die Hirthverzahnung angeordnet, mit welcher das Drehmoment des Rotors 3 von der Turbinenscheibe 39 über die Ringe 43 an die Verdichterscheibe 26 weitergegeben wird. Dazu weisen die Stirnseiten 57 der Turbinenscheibe 39 und der Verdichterscheibe 26 ebenfalls die Hirthverzahnung auf.
  • Die radial innenliegenden Flansche 46 der Ringe 43 weisen an ihren Stirnseiten 59 labyrinthartige Dichtungen 62 auf, welche den Hohlraum 51 gegen den außenliegenden Bereich 61 abdichten.
  • Da die außen liegenden Flansche 45 das Drehmoment von einer Stirnseite 55 zur ihrer gegenüberliegenden Stirnseite 55 durchreichen, weisen die äußeren Flansche 45 in Radialrichtung eine größere Breite auf als die inneren Flansche 46, welche lediglich die Dichtungen 62 tragen.
  • Beim Betrieb der Gasturbine 1 wird Luft vom Verdichter 5 im Strömungskanal 23 des Verdichters 5 verdichtet, wobei ein Anteil der verdichteten Luft als Kühlluft durch Scheibenbohrungen 24 entnommen und gemäß den Pfeilen 63 entlang des Zugankers 7 vom verdichterseitigen Ende des Hohlraums 51 zum turbinenseitigen Ende geführt wird. In der Turbinenscheibe 39 vom inneren Durchmesser bis zum äußeren Durchmesser befindliche Scheibenbohrungen 24 führen die Kühlluft zu den Laufschaufeln 37 der ersten Turbinenstufe 34. Die Kühlluft kühlt die Laufschaufeln 37 und entweicht anschließend in den Heißgaskanal 33.
  • Die zwischen Zuganker 7 und Scheiben 26, 39 vorgesehenen Labyrinthdichtungen 65 und die Dichtungen 62 verhindern ein Entweichen der Kühlluft aus dem Hohlraum 51.
  • FIG 2 zeigt einen Rotor 3 einer Gasturbine 1 mit mehreren Zugankern 8 in einem Längsschnitt im Bereich zwischen Verdichter 5 und Turbineneinheit 11.
  • Wie FIG 1 zeigt FIG 2 den Verdichter 5, die Brennkammer 6, die Turbineneinheit 11 und den aus Verdichterscheiben 26, Turbinenscheiben 39 und Ringen 43 zusammengebauten Rotor 3. Anstelle des in FIG 1 gezeigten zentralen Zugankers 7 ist in FIG 2 einer von mehreren zur Drehachse 2 beabstandeten dezentralen Zugankern 8 gezeigt. Der dezentrale Zuganker 8 ist dabei derart zur Drehachse 2 beabstandet, dass die Stege 47 der Ringe 43 von ihm durchdrungen werden. Alternativ dazu könnte auch der Abstand so gewählt werden, dass der Zuganker 8 die Flansche 45 der Ringe durchbohrt.
  • Im Abweichung zur FIG 1 zeigt FIG 3 einen mit einem zentralen Zuganker verspannten Rotor, in dem beispielsweise in einem radial äußeren Flansch 45 des verdichterseitig angeordneten Rings 43 Bohrungen 71 vorgesehen sein können, durch welche noch vergleichsweise kühle Verdichterendluft in einen zwischen den radial inneren und radial äußeren Flanschen 45, 46 geformten Hohlraum 66" einleitbar ist. Dies führt zu einer gleichmäßigeren und schnelleren Temperierung des Rotors 3, was zur positiven Beeinflussung des von Laufschaufeln und Führungsringen gebildeten Radialspalts genutzt werden kann. Die in die den weiteren Hohlraum 66" einströmende Kühlluft wird durch in den Stegen 47 befindlichen Passagen 72 in Richtung der Turbineneinheit und weiter über Scheibenbohrungen 24 zu den Turbinenschaufeln 27 der ersten Turbinenstufe geführt, wo sie als Kühlluft eingesetzt werden kann.
  • Der zentrale Hohlraum 51 dient für diesen Fall als Versorgungskanal für Kühlluft für die Turbinenschaufeln 37 der zweiten Turbinenstufe 34.
  • Es kann optional ein Spalt 69 zwischen der Verdichterscheibe 26 und dem radial inneren Flansch 46 des an ihr anliegenden Rings 43 ermöglicht sein, um eine gezielte Zuführung von Kühlluft in einen von den Flanschen 45, 46 radial begrenzten weiteren Hohlraums 66' herbeizuführen.

Claims (13)

  1. Rotor (3) für eine Strömungsmaschine,
    mit einer zu seiner Drehachse koaxial angeordneten Hohlwelle , welche sich beidseitig stirnseitig an zwei axial gegenüberliegenden Abschnitten des Rotors (3) abstützt und einen inneren Hohlraum (51) umschließt und in Axialrichtung des Rotors (3) aus mehreren aneinander liegenden Ringen (43) gebildet ist, so dass die aneinander liegenden und an den Abschnitten anliegenden Ringe (43) den Hohlraum (51) nach außen begrenzen, wobei der eine der beiden Abschnitte des Rotors (3) durch eine Verdichterscheibe (26) und der andere Abschnitt durch eine Turbinenscheibe (39) gebildet ist und
    der Rotor (3) zumindest einen parallel zur Drehachse verlaufenden Zuganker (7, 8) aufweist, welcher zum Verspannen der Scheiben (26, 39) und der Ringe (43) sich durch diese erstreckt,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass jeder Ring (43) im Querschnitt I-förmig ausgebildet ist, wobei der Steg (47) der I-Form in Radialrichtung des Rotors (3) verläuft.
  2. Rotor (3) nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Zuganker (7) sich zentral durch die Scheiben (26, 39) und die Ringe (43) erstreckt.
  3. Rotor (3) nach Anspruch 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Rotor (3) mehrere zur Drehachse beabstandete Zuganker (8) aufweist, die sich durch die Scheiben (26, 39) und die Ringe (43) erstrecken.
  4. Rotor (3) nach Anspruch 1, 2 oder 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass jeder Ring (43) und jeder Abschnitt formschlüssige Mittel zur Übertragung des Drehmoments des Rotors (3) von einem der beiden Abschnitte zum gegenüberliegenden Abschnitt aufweist.
  5. Rotor (3) nach Anspruch 4,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Mittel zur Übertragung des Drehmoments an den Stirnseiten (55) des Rings (43) und den der Abschnitte nach Art einer Hirthverzahnung ausgebildet sind.
  6. Rotor (3) nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass an jedem Ende des Stegs (47) jeweils ein sich in Axialrichtung erstreckender Flansch (45, 46) angeordnet, so dass zwischen zwei benachbarten Ringen (43) und zwischen deren radial inneren Flanschen (46) und deren radial äußeren Flanschen (45) ein weiterer Hohlraum (66) zur Führung eines Kühlfluids gebildet ist.
  7. Rotor nach Anspruch 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass zumindest teilweise die Hohlräume (66) über in den Stegen (47) befindlichen Passagen (72) miteinander in Strömungsverbindung stehen.
  8. Rotor nach Anspruch 6 oder 7,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass als Kühlfluid Verdichterluft in den weiteren Hohlraum (66) zuführbar ist und im Bereich der Turbinenstufe entnehmbar ist.
  9. Rotor (3) nach einem der Ansprüche 1 bis 8,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Ringe (43) an ihren gegenüberliegenden Flanschen (45) Bereiche aufweisen, an denen die Hirthverzahnung vorgesehen ist.
  10. Rotor (3) nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Hohlraum (51) in Axialrichtung von einem Kühlfluid durchströmbar ist und
    dass die Ringe (43) und die Abschnitte zum Abdichten des Hohlraums(51) labyrinthartige Dichtmittel aufweisen.
  11. Strömungsmaschine mit einem Rotor (3),
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Rotor (3) nach einem der Ansprüche 1 bis 10 ausgebildet ist.
  12. Strömungsmaschine nach Anspruch 11,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Strömungsmaschine als Gasturbine (1) ausgebildet ist.
  13. Strömungsmaschine nach Anspruch 12,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Gasturbine (1) entlang des Rotors (3) aufeinander folgend einen Verdichter (5), zumindest eine Brennkammer (6) und eine Turbineneinheit (11) aufweist.
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Families Citing this family (26)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1970530A1 (de) * 2007-03-12 2008-09-17 Siemens Aktiengesellschaft Läufer einer thermischen Strömungsmaschine sowie thermische Strömungsmaschine
US20120014790A1 (en) * 2009-04-01 2012-01-19 Wolfgang Zacharias Rotor for a turbomachine
IT1399904B1 (it) * 2010-04-21 2013-05-09 Nuovo Pignone Spa Rotore impilato con tirante e flangia imbullonata e metodo
US9133729B1 (en) * 2011-06-08 2015-09-15 United Technologies Corporation Flexible support structure for a geared architecture gas turbine engine
US20130264779A1 (en) * 2012-04-10 2013-10-10 General Electric Company Segmented interstage seal system
US9032738B2 (en) * 2012-04-25 2015-05-19 Siemens Aktiengeselischaft Gas turbine compressor with bleed path
JP5865204B2 (ja) * 2012-07-20 2016-02-17 株式会社東芝 軸流タービン及び発電プラント
KR101665887B1 (ko) * 2015-09-23 2016-10-12 두산중공업 주식회사 가스터빈의 냉각장치
KR101744411B1 (ko) * 2015-10-15 2017-06-20 두산중공업 주식회사 가스터빈의 냉각장치
JP6554736B2 (ja) * 2015-10-23 2019-08-07 三菱日立パワーシステムズ株式会社 ガスタービンロータ、ガスタービン、及びガスタービン設備
KR101747550B1 (ko) * 2015-12-01 2017-06-27 두산중공업 주식회사 디스크 조립체 및 그를 포함하는 터빈
KR101788413B1 (ko) * 2015-12-01 2017-10-19 두산중공업 주식회사 디스크 조립체 및 그를 포함하는 터빈
FR3047075B1 (fr) * 2016-01-27 2018-02-23 Safran Aircraft Engines Piece de revolution pour banc d'essai de turbine ou pour turbomachine, banc d'essais de turbines comprenant ladite piece, et procede les utilisant
EP3214266A1 (de) 2016-03-01 2017-09-06 Siemens Aktiengesellschaft Rotor einer gasturbine mit kühlluftführung
US10830146B2 (en) * 2016-03-01 2020-11-10 Siemens Aktiengesellschaft Compressor bleed cooling system for mid-frame torque discs downstream from a compressor assembly in a gas turbine engine
EP3219911A1 (de) * 2016-03-17 2017-09-20 Siemens Aktiengesellschaft Rotor einer gasturbine mit verschraubten rotorscheiben
US10024170B1 (en) * 2016-06-23 2018-07-17 Florida Turbine Technologies, Inc. Integrally bladed rotor with bore entry cooling holes
EP3269926B1 (de) * 2016-07-07 2020-10-07 Doosan Heavy Industries & Construction Co., Ltd. Scheibenanordnung und turbine damit
KR101794451B1 (ko) 2016-07-07 2017-11-06 두산중공업 주식회사 디스크 조립체 및 그를 포함하는 터빈
KR101834647B1 (ko) * 2016-07-07 2018-04-13 두산중공업 주식회사 디스크 조립체 및 그를 포함하는 터빈
KR101772334B1 (ko) 2016-07-07 2017-08-28 두산중공업 주식회사 디스크 조립체 및 그를 포함하는 터빈
KR101882107B1 (ko) * 2016-12-22 2018-07-25 두산중공업 주식회사 가스터빈
FR3063775B1 (fr) * 2017-03-07 2022-05-06 Ifp Energies Now Turbopompe pour un circuit fluidique, notamment pour un circuit ferme en particulier de type a cycle de rankine
EP3754168B1 (de) * 2018-02-20 2023-03-29 Mitsubishi Heavy Industries Engine & Turbocharger, Ltd. Auflader
US10794190B1 (en) 2018-07-30 2020-10-06 Florida Turbine Technologies, Inc. Cast integrally bladed rotor with bore entry cooling
US11428104B2 (en) 2019-07-29 2022-08-30 Pratt & Whitney Canada Corp. Partition arrangement for gas turbine engine and method

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB661078A (en) 1948-07-27 1951-11-14 Westinghouse Electric Int Co Improvements in or relating to gas turbine power plants
GB836920A (en) 1957-05-15 1960-06-09 Napier & Son Ltd Rotors for multi-stage axial flow compressors or turbines

Family Cites Families (26)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB599809A (en) 1945-01-15 1948-03-22 Bristol Aeroplane Co Ltd Improvements in axial flow compressors, turbines and the like
US2452782A (en) * 1945-01-16 1948-11-02 Power Jets Res & Dev Ltd Construction of rotors for compressors and like machines
BE534314A (de) * 1953-12-24
US2858101A (en) * 1954-01-28 1958-10-28 Gen Electric Cooling of turbine wheels
DE1023933B (de) * 1954-03-08 1958-02-06 Canadian Patents Dev Wellenkupplung, insbesondere fuer Gasturbinentriebwerke
US2741454A (en) * 1954-09-28 1956-04-10 Clifford R Eppley Elastic fluid machine
US3059901A (en) * 1958-04-01 1962-10-23 Carrier Corp Rotor construction
DE2250484A1 (de) * 1972-10-14 1974-04-18 Bulawin Stator der mehrstufen-stroemungsmaschine
US4292008A (en) * 1977-09-09 1981-09-29 International Harvester Company Gas turbine cooling systems
US4173120A (en) * 1977-09-09 1979-11-06 International Harvester Company Turbine nozzle and rotor cooling systems
US4184797A (en) * 1977-10-17 1980-01-22 General Electric Company Liquid-cooled turbine rotor
DE3606597C1 (de) * 1986-02-28 1987-02-19 Mtu Muenchen Gmbh Schaufel- und Dichtspaltoptimierungseinrichtung fuer Verdichter von Gasturbinentriebwerken
JPS63253125A (ja) * 1987-04-08 1988-10-20 Hitachi Ltd ガスタ−ビンの冷却空気求心加速装置
US5054996A (en) * 1990-07-27 1991-10-08 General Electric Company Thermal linear actuator for rotor air flow control in a gas turbine
FR2685936A1 (fr) * 1992-01-08 1993-07-09 Snecma Dispositif de controle des jeux d'un carter de compresseur de turbomachine.
JP3149774B2 (ja) * 1996-03-19 2001-03-26 株式会社日立製作所 ガスタービンロータ
US5755556A (en) * 1996-05-17 1998-05-26 Westinghouse Electric Corporation Turbomachine rotor with improved cooling
JP3621523B2 (ja) * 1996-09-25 2005-02-16 株式会社東芝 ガスタービンの動翼冷却装置
JP3634871B2 (ja) * 1996-11-29 2005-03-30 株式会社日立製作所 ガスタービン
US6053701A (en) * 1997-01-23 2000-04-25 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Gas turbine rotor for steam cooling
DE69934570T2 (de) * 1999-01-06 2007-10-04 General Electric Co. Deckplatte für einen Turbinenrotor
DE60026236T2 (de) * 1999-08-24 2006-11-23 General Electric Co. Dampfkühlungssystem für eine Gasturbine
US6287079B1 (en) * 1999-12-03 2001-09-11 Siemens Westinghouse Power Corporation Shear pin with locking cam
JP3361501B2 (ja) * 2000-03-02 2003-01-07 株式会社日立製作所 閉回路翼冷却タービン
JP3762661B2 (ja) * 2001-05-31 2006-04-05 株式会社日立製作所 タービンロータ
JP2003206701A (ja) * 2002-01-11 2003-07-25 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービンのタービンローターおよびガスタービン

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB661078A (en) 1948-07-27 1951-11-14 Westinghouse Electric Int Co Improvements in or relating to gas turbine power plants
GB836920A (en) 1957-05-15 1960-06-09 Napier & Son Ltd Rotors for multi-stage axial flow compressors or turbines

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Publication number Publication date
US7585148B2 (en) 2009-09-08
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EP2787168B1 (de) 2016-01-06
EP1577493A1 (de) 2005-09-21
JP2007529668A (ja) 2007-10-25
WO2005093219A1 (de) 2005-10-06
EP1725741A1 (de) 2006-11-29
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CN101010486B (zh) 2011-06-01

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