JP2005061407A - タービンロータブレードおよび冷却回路の入口の配置方法 - Google Patents

Abstract

【課題】 利用可能な冷却空気をより効果的かつ効率的に利用する冷却設計を提供する。
【解決手段】 冷却空気が流入可能な内部キャビティ（３２）、外側壁（２４）、およびこの壁に埋設された第１、第２、および第３の冷却回路（２２）を含むタービンブレード（２７）が提供される。冷却回路（２２）は、各々の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供するために、冷却回路（２２）をキャビティ（３２）と接続する入口をそれぞれ含む。冷却回路（２２）は、さらに、各々の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する出口開口部をそれぞれ含む。これらの冷却回路（２２）は、冷却空気が入口開口部から出口開口部に移動するにつれて冷却空気の温度を増加させるように構成されている。
【選択図】 図２

Description

本発明は、主に、ガスタービンエンジンに関し、特に、エアフォイル用の改良された冷却機構に関する。

どのようなガスタービンエンジンの設計でも、最も重要な問題は効率である。歴史的には、効率を増加させる基本的な技術の１つは、エンジン内のガス通路の温度を上昇させることである。高温耐性合金で製造された内部冷却部品を使用することで、温度の上昇に対応してきた。例えば、タービンのステータベーンおよびブレードは、一般に圧縮機空気を利用して冷却される。この圧縮機空気は、高圧であるが、ブレードやベーンを通過するコアガス流れよりも低温である。このような冷却用の圧縮機抽気は、燃焼器内で燃焼を維持するために利用することができない。高圧によって、部品に空気を通過させるために必要なエネルギが提供されるが、圧縮機抽気に加えられた仕事の大きな割合が冷却プロセスで失われる。失われた仕事は、エンジンの推力を増加させることはなく、エンジンの総合効率に悪影響を及ぼす。よって、当業者であれば分かるように、高温のコアガス通路から得られる効率と、同時に生じるタービン部品を冷却する必要性およびこのような冷却を行うために抽気によって失われる効率と、の間には、対立関係がある。従って、利用される冷却空気の冷却効率を最大化することは非常に重要である。冷却空気を燃焼の維持のために利用できないことによるエンジン性能の犠牲を最少にするために、ブレードおよびベーンの冷却機構は、圧縮機の冷却抽気の利用を最適化する必要がある。

図１３に示したような従来技術の冷却可能なエアフォイルは、典型的に、冷却空気が供給される複数の内部キャビティを含む。冷却空気は、エアフォイル（またはプラットフォーム）の壁を通過して、この過程でエアフォイルから熱エネルギを奪う。冷却空気がエアフォイルの壁を通過する方法は、冷却プロセスの効率にとって重要である。いくつかの例では、冷却空気は、壁を対流冷却するとともに外側の冷却空気フィルムを形成するように、直線状または末広の冷却開口部を通って流れる。エアフォイルのそばを通過する高温のコアガスの自由流れ内ですぐに失われる冷却空気の量を最小にするために、一般に上記の冷却開口部にわたる圧力降下を最小にすることが必要である。一般に、複数の計量孔によって接続されたエアフォイル内の複数のキャビティによって、圧力降下が最小に保たれる。しかし、エアフォイル壁にわたる圧力降下が小さすぎると高温コアガスが流入するおそれがある。いずれにせよ、冷却開口部における短い滞留時間および冷却開口部の寸法によって、この種類の対流冷却は比較的非効率的なものとなっている。

非効率的な冷却の１つの原因は、壁の冷却に冷却空気フィルムを使用する実施例における不充分なフィルム特性に見いだすことができる。しかし、多くの場合には、壁面に沿ってフィルム冷却を行うことが望ましい。壁面に沿って移動するフィルム冷却空気は、冷却の均一性を増すとともに通過する高温のコアガスから壁を遮断する。しかし、当業者であれば分かるように、ガスタービンの乱流環境では、フィルム冷却を行うとともに維持するのは困難である。多くの場合には、フイルム冷却用の空気は、壁を貫通する冷却開口部から抽気される。“抽気”という用語は、エアフォイルの内部キャビティの外に冷却空気を移動させる圧力差が小さいことを表している。開口部を使用して冷却フィルムを形成することに関連する問題の１つは、開口部にわたる圧力差に対するフィルムの反応性が高いことである。開口部にわたる圧力差が大きすぎると、冷却空気のフィルムの形成が促進されず、むしろ通過するコアガス内に空気が噴射してしまう。圧力差が小さすぎると、開口部を通過する冷却流がごくわずかになってしまい、ひどい場合には、高温のコアガスが流入してしまう。いずれの場合もフィルム冷却効率に悪影響が及ぼされる。フィルム冷却を行うために開口部を使用することに関連する他の問題は、冷却空気が連続的な線に沿ってではなく、不連続に放出されることである。開口部の間の間隙およびこれらの間隙のすぐ下流の領域は、開口部および開口部のすぐ下流の空間よりも少ない冷却空気にさらされるので、熱劣化を受けやすい。

タービンエンジンのブレード設計者や技術者は、エアフォイルの寿命を延長するとともにエンジンの運転コストを減少させるために、エアフォイルを冷却するより効率的な方法を開発しようと常に努力している。これを達成するために利用される冷却空気は、総合的な燃料消費量の観点からコストが高い。従って、タービンブレードの寿命を延長するだけでなく、エンジン効率を改善することでさらにエンジンの運転コストを低下させるために、タービンエアフォイルの冷却に利用可能な冷却空気のより効果的でかつ効率的な利用が望ましい。従って、当該技術において、利用可能な冷却空気をより効果的かつ効率的に利用し、特にロータ入口温度を増加させるか、または同じロータ入口温度で要求される冷却流を減少させる冷却設計が引き続き求められている。さらに、当該技術において、ブレード外に熱を運ぶために要求される冷却空気が、新規でかつ改良された冷却設計に流入するのを容易にすることが求められている。

本発明は、高温環境にさらされる冷却を要する壁を冷却する新規でかつ効果的な方法を用いるミクロ回路冷却装置を提供する。例示的な実施例では、冷却される壁はガスタービンエンジンに設けられており、より詳細にはエアフォイル壁である。本発明は、従来技術の冷却機構に比べて、特に、壁面で同じ金属温度を達成するために比較的少ない圧縮機冷却空気が要求されるという利点を提供する。圧縮機抽気流れが少ないと、タービン効率が増加するという追加の利点が得られる。

簡単に言うと、冷却空気が流入可能な内部キャビティ、外側壁、およびこの壁に埋設された第１、第２、および第３の冷却回路を含むタービンブレードが提供される。冷却回路は、各々の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供するために、冷却回路をキャビティと接続する入口をそれぞれ含む。冷却回路は、さらに、各々の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する出口開口部をそれぞれ含む。これらの冷却回路は、冷却空気が入口開口部から出口開口部に移動するにつれて冷却空気の温度を増加させるように構成されている。例示的な実施例では、入口は、壁の内側面において、キャビティ内に流れる冷却空気に加わるコリオリ力によって生じる反対方向で回転する流れの循環方向と一致している。

冷却回路の入口をタービンブレードの壁に配置する本発明の方法に関する実施例が提供され、このタービンブレードは、入口と流体的に連通する内部キャビティの端部から冷却空気が流入可能な内部キャビティを有する。この方法は、キャビティ内の冷却空気流の方向を特定し、タービンブレードの回転によって生じる冷却空気におけるコリオリ流れ効果を考慮して、壁の内側面において、コリオリ力によってキャビティの内部の冷却空気流に生じる反対方向に回転する流れの循環方向と一致するように入口を配置することを含む。

図１を参照すると、ガスタービンエンジン１０は、ファン１２、圧縮機１４、燃焼器１６，タービン１８、およびノズル２０を含む。燃焼器１６および燃焼器の後方では、コアガスの温度が非常に高いために、コアガスにさらされる多くの部品が冷却される。例えば、タービン１８内の最初のロータ段およびステータベーン段は、タービン１８を通過するコアガスよりも高圧かつ低温で圧縮機１４から抽気される冷却空気を使用して冷却される。図１の装置の使用は、説明の目的のためだけであり、発電や航空機で使用されるガスタービンで用いることができる本発明を限定するものではない。

図２を参照すると、エアフォイル２６を有するタービンブレード２７の説明図が示されており、エアフォイル２６は、その壁２４に設けられた複数の本発明のミクロ回路（冷却回路）２２を含んでいる。ブレード２７は、エアフォイル２６内に内部キャビティ（キャビティ）３２を含むように鋳造される。ブレード２７は、ファーツリー３１の径方向上側に設けられるとともに、正圧面２８と負圧面３０とを備える。側壁２８，３０は、軸方向で反対側に位置する前縁３４および後縁３６でそれぞれ接続されているとともに、エアフォイル２６が一体のプラットフォーム４０と接触する根部３８からエアフォイル２６を閉じる先端部４２まで長手方向すなわち径方向に延在する。内部キャビティ３２は、従来の形態のマルチパス蛇行チャネルとすることができ、冷却空気は典型的にエンジン１０（図１参照）の圧縮機１４（図１参照）から抽気された空気の一部である。エアフォイル２６は、複数の内部通路（通路）３２ａ〜３２ｅを有することが好ましい。これらの通路３２ａ〜３２ｅは、長手方向に配置されており、隣接する通路は蛇行冷却回路の少なくとも一部を画成するように接続されている。各々の通路３２ａ〜３２ｅは、固有の断面を有しているが、冷却通路の断面はどのような形状を有してもよい。

詳細な例を提供するために、本発明のミクロ回路２２は、ここでは、一方の面がコアガス流れＧにさらされており、他方の面が冷却空気にさらされている、図２のタービンブレード２７のエアフォイル２６などの壁２４に設けられている。これにより、ミクロ回路２２は、壁２４から冷却空気（空気）に熱エネルギを伝達する。しかし、本発明のミクロ回路２２は、タービンブレードに限定されるものではなく、冷却を要する高温環境にさらされた（燃焼器、燃焼器ライナ、オグメンタライナ、ノズル、プラットフォーム、ブレードシール、ベーン、ロータブレードなどの）他の壁に使用することもできる。

図２，３を参照して、ミクロ回路２２についてさらに詳述する。図３は、本発明のミクロ回路冷却機構の拡大図である。ミクロ回路によって、調整可能でかつ効率が高い対流冷却が提供される。高性能の冷却形態では、効率が高い対流冷却とともに、高いフィルム効果が要求される。図２は、エアフォイル２６の壁２４に埋設された本発明のミクロ回路２２を示している。ミクロ回路は、部品に機械加工または鋳造することができる。好適実施例では、ミクロ回路は、耐火金属製の型として形成され、鋳造前に鋳型内に配置される。モルブデン（Ｍｏ）とタングステン（Ｗ）を含む種々の耐火金属は、ニッケル基超合金の典型的な鋳造温度を超える融点を有する。これらの耐火金属は、鍛錬した薄いシートまたはその他の形状で、タービンおよび燃焼器の冷却設計における特有の冷却通路を形成するために必要な寸法に製造可能である。このようなミクロ回路は、特に、燃焼ライナ、タービンベーン、タービンブレード、タービンシュラウド、ベーン端壁、およびエアフォイル端部を含むがこれらに限定されない部分に組込むことができる。これらの部品は、好ましくは、部分的にまたは全体的にニッケル基合金またはコバルト基合金で形成される。薄い耐火金属シートやフォイルは、充分な延性を有し、複雑な形状に曲げたり成形したりすることが可能である。この延性によって、ワックス／シェルサイクルに耐性を有する強固な設計が得られる。鋳造後に、化学的な除去、熱的なリーチング、または酸化処理などによって耐火金属を除去することができ、ミクロ回路２２（図３，４参照）を形成するキャビティが残される。本発明の冷却設計は、セラミック製コアを用いたインベストメント鋳造技術を使用して製造することもできる。

冷却ミクロ回路２２の実施例は、０．１平方インチほどの壁表面積を占めることができる。しかし、ミクロ回路２２は、０．０６平方インチよりも小さい壁表面積を占めるのが一般的であり、好適実施例の壁表面は、０．０５平方インチに近い壁表面積を占める。例示的な実施例では、壁の内部に向かって測定したミクロ回路２２の厚さｔは、好ましくは、約０．０１２インチ〜約０．０２５インチであり、最も好ましくは、約０．０１７インチよりも小さい。

ミクロ回路２２は、前方端部４４、後方端部４５、第１の側面４６、第２の側面４８、およびいずれかの側壁２８，３０の第１の壁部分（内側面）６５と第２の壁部分（外側面）６７との間に延在するポストすなわちペデスタル６０，６２，６４，６６，６８の複数の列５０，５２，５４，５６を含む。ミクロ回路２２は、前方端部４４と後方端部４５との間に幅方向で延びるとともに、第１の側面４６と第２の側面４８との間に縦方向すなわち径方向に延びている。入口開口部６１が、エアフォイル２６のキャビティ３２からミクロ回路２２への冷却空気流路を提供するように、第１の壁部分６５を貫通するとともにミクロ回路２２の後方端部４５に近接して設けられている。出口開口部６３が、前方端部４４に近接して第２の壁部分６７を貫通しており、ミクロ回路２２から壁２４の外側のコアガス通路Ｇへの冷却空気流路を提供する。ミクロ回路２２は、典型的にコアガス流れＧの流線に沿って前方から後方に向かって方向づけられているが、ミクロ回路２２の方向は実施例に併せて変更可能である。例示的な実施例では、径方向で縦向きに延びる２つレーストラック形入口開口部６１が設けられている。また、例示的な実施例では、出口開口部６３は、径方向で縦向きに延びるスロットである。入口開口部６１の例示的な長さＬｉｎは、約０．０２５インチであり、出口開口部６３の例示的な長さＬｏｕｔは約０．１００インチである。

続いて、図２に示す例示的なミクロ回路２２の冷却設計および利点についてさらに説明する。

列５０は、実質的に細長い直四角柱（ｒｉｇｈｔ ｒｅｃｔａｎｇｕｌａｒ ｃｙｌｉｎｄｅｒ）として形成されたペデスタル６０を有する。これらのペデスタル６０は、約０．０４０インチの（列に平行に測定された）長さＬ１と、約０．０２０インチの（列に垂直に測定された）幅Ｗ１と、約０．０６０インチのピッチＰ１と、約０．０２０インチの離間距離Ｓ１と、を有する。ピッチは、列におけるそれぞれのペデスタルの中心の間の径方向間隔として定義される。離間距離は、ピッチの長さＰからペデスタルの直径（あるいは長径）Ｄを引いた値として定義される。列におけるピッチＰに対する列に沿ったペデスタルの寸法Ｌの比率は、その特定の列に沿ってペデスタルによって塞がれる領域の割合を定め、この割合は、ここでは絞り係数またはブロッケージ係数と呼ぶ。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は６７％である。

次の列５２も、実質的に細長い直四角柱として形成されたペデスタル６２を有する。この列のペデスタルは、約０．０２５インチの長さＬ２と、約０．０１５インチの幅Ｗ２と、約０．０６１５インチのピッチＰ２と、約０．０３６５インチの離間距離Ｓ２と、を有する。例示的な実施例では、Ｌ２とＷ２は、共にＬ１とＷ１よりも実質的に小さい。しかし、ピッチＰ２は、Ｐ１と実質的に等しく、かつ食い違い（ｓｔａｇｇｅｒ）が完全にずれているので、ペデスタル６２は実質的に関連する間隙７０の後方に位置する。列５０，５２の間の列ピッチＲ１は、約０．０３７５インチである。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は４２％である。

次の列５４も、実質的に細長い直四角柱として形成されたペデスタル６４を有する。これらのペデスタル６４は、約０．０２５インチの長さＬ３と、約０．０１５インチの幅Ｗ３と、約０．０６１５インチのピッチＰ３と、約０．０１８インチの離間距離Ｓ３と、を有する。例示的な実施例では、これらの寸法は前方の列５２の対応する寸法と実質的に同じであるが、列５２とは完全にずれているので、各々のペデスタル６４は間隙７２のすぐ後方に位置する。列５２とその前方の列５４との間の列ピッチＲ２は、約０．０３３インチであり、Ｒ１と同様である。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は４２％である。

次の列５６は、約０．０２００インチの直径Ｄ４と、約０．０３８インチのピッチＰ４と、約０．０１８インチの離間距離Ｓ４と、を有する実質的に直円柱として形成されたペデスタル６６を有する。例示的な実施例では、Ｄ４は矩形のペデスタルの長さよりも小さい。加えて、ピッチＰ４は他の列のピッチよりも小さく、かつ離間距離Ｓ４は列５０を除く列の離間距離よりも小さい。列５４とその前方の列５６との間の列ピッチＲ３は、約０．０１４インチであり、Ｒ１，Ｒ２と同様である。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は５３％である。

次の列５８は、ペデスタルの本体を通って径方向に延びる長手方向軸７１をそれぞれ有する２つのペデスタルを有する。よって、これらのペデスタル６８は、径方向で細長い形状を有し、図３に示すように出口開口部６３と位置合わせされている。ペデスタル６８は、間隙７８によって離間されており、この間隙７８は、ミクロ回路２２の前方端部４４における出口開口部６３と中心が一致するように設けられている。間隙７８の径方向長さＬｇは、約０．０１５インチ以下であることが好ましい。ペデスタル６８は、位置合わせされた出口開口部６３に向かって実質的に外向きに延在する突出部すなわち頂部７６を有する。例示的な実施例では、ペデスタル６８の径方向長さＬ５は、約０．０７９インチである。

列５０，５２，５４，５６，５８について説明してきたが、続いて図３のミクロ回路によって達成される利点を説明する。

ペデスタル６０の第１の列５０は、局部的な速度を制御するとともにミクロ回路２２を通って流れる冷却空気の横方向の分散を促進するようなパターンで離間されている。この分散は、伴流（ｗａｋｅ）を生じさせて、冷却回路２２内での熱の吸収を高める。ペデスタル６０は、列５２のペデスタル６２からオフセットされており、すなわち互い違いに設けられている。同様に、列５４のペデスタル６４は、列５２のペデスタル６２からオフセットされている。このようなオフセットは、ミクロ回路２２を通る直線状の通路が実質的にないように充分に設けられている。空気がペデスタル６２，６４を通るに従って、より均一な流れ分布が得られるように伴流が減少する。これは、列５０，５６に比べて列５２，５４の絞り係数が比較的低いことによって達成される。よって、列５２，５４は、後縁における伴流の乱流を最小にするとともに、冷却回路２２内における伴流／乱流を連続的に変化させるように機能する。空気が次の列５６を通過するに従って、空気は計量されて速度が増し、その結果として熱伝達が増す。列５０は、列５２，５４，５６よりも大きい絞り係数を有することに留意されたい。よって、ミクロ回路２２に流入する空気流は、過度の圧力降下を伴わずに、かつ熱伝達を最大にするように配分される。

ペデスタル６８は、空気が列５０，５２，５４を通過するに従って空気の乱流によって生じた伴流を最小にする。伴流の乱流の最小化は、ミクロ回路２２における高温の流れの再循環を防止するとともに熱の吸収を容易にする。空気流は、ペデスタル６８の周囲に導かれて、出口開口部６３を通って均等に配分される。続いて、出口開口部６３のスロットの効果を説明する。空気がスロットから流出するに従って、壁２４（図２参照）、より具体的には正圧面２８および負圧面３０（図２参照）を覆う均一なフィルムの幕が得られる。よって、ペデスタル６８は、出口開口部６３を通る流れのストリーキング（ｓｔｒｅａｋｉｎｇ）すなわち不連続な噴流を防止する。ストリーキングでは、対応する空気噴流が出口開口部６３から流出するときに金属を均一に覆わず、壁２４にホットスポットが生じるおそれがあるので不利である。エアフォイル２６（図２参照）の構造的一体性の強化のためには、出口開口部６３すなわちスロットが同一線上に位置しないようにミクロ回路２２が壁２４に設けられることが好ましい。

上述したように、ペデスタル６８の配置は、空気が出口開口部６３から流出するにときに、非常に良好な空気の計量制御を可能とすることが有利である。より詳細には、冷却空気は、間隙７８を通って流れるとともに第１の側面４６および第２の側面４８に近接してペデスタル６８の周囲を流れる。よって、流れが列５６を通って計量されるに従って、流れの一部は間隙７８を通り、空気の残りの部分はペデスタル６８の周囲を通過する。これにより、図３の流線０，１，１’で示すように、出口開口部６３を通る空気流が均等に配分される。中央の流線０は、流線１が出口開口部６３を横切って流線１’と干渉することを防ぐように機能し、逆も同様である。よって、ペデスタル６８の方向づけは、流れを整流するとともに正確な計量制御を確実に提供し、フィルム冷却および効率を改善する。

続いて図４を参照すると、ミクロ回路２２の他の実施例が示されている。なお、対応部および相当部には同一番号を付している。この実施例におけるミクロ回路２２は、２つの出口開口部６３と３つの入口開口部６１とを有する。続いて、図４に示す例示的なミクロ回路２２の実施例の冷却設計および利点についてさらに説明する。この実施例では、径方向で縦向きに延びる３つのレーストラック形入口開口部６１と、好ましくはスロットである、同様に径方向で縦向きに延びる２つの出口開口部６３と、が設けられている。入口開口部６１の例示的な長さＬｉｎは、約０．０２５インチであり、出口開口部６３の例示的な長さＬｏｕｔは約０．１００インチである。

ミクロ回路２２は、ペデスタルすなわちポスト９０，９２，９４，９６の列８０，８２，８４，８６をそれぞれ有する。列８０は、実質的に丸まった三角状に形状づけられた円柱として形成されたペデスタル９０を有し、ペデスタル９０は、平らでかつ流れの方向に実質的に垂直な第１の面１００と実質的に丸まった先細の面１０２とを備える。ペデスタル９０は、約０．０３３インチの長軸長さＬ１と、約０．０５８インチのピッチＰ１と、約０．０１８インチの離間距離Ｓ１と、を有する。列８０は、ミクロ回路２２に流入する冷却空気の横方向の分散を促進する。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は５２％である。

次の２つの列８２，８４は、実質的に丸まった直四角柱として形成されたペデスタル９２，９４を有する。ペデスタル９２は、約０．０２０インチの直径Ｄ２と、約０．０１４８インチの離間距離Ｓ２と、約０．０３５インチのピッチＰ２と、を有する。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は５７％である。ペデスタル９４は、約０．０２０インチの直径Ｄ３と、約０．０１４８インチの離間距離Ｓ３と、約０．０３５インチのピッチＰ３と、を有する。上述の寸法では、絞り係数すなわちブロッケージ係数は５７％である。ペデスタル９２，９４は、実質的にオフセットされて、すなわち互い違いに設けられており、間を通過する空気流を計量するように機能する。流れは、流速、局部的なレイノルズ数、および対応する内部熱伝達係数が増加するように、列８２，８４によって計量される。従って、ペデスタル９４が密に設けられていることにより、絞り係数が列８０のペデスタル９０よりも高くなる。

最後の列８６は、２つのペデスタル９６を有し、これらのペデスタル９６は、２つの対応する出口開口部６３の一方と位置合わせされている。ペデスタル９６は、径方向に延びる長手方向軸９９を有する。よって、ペデスタル９６は、径方向に長い形状を有する。各々のペデスタル９６は、対応する出口開口部６３に向かって実質的に外向きに延在する突出部すなわち頂部９７を有する。また、各々のペデスタル９６は、対応する出口開口部６３と中心が一致するように設けられている。例示的な実施例では、ペデスタル９４の長手方向長さＬ３は、約０．１００インチである。

列８０，８２，８４，８６について説明してきたが、続いて図４のミクロ回路２２によって達成される利点を説明する。

ペデスタル９０の第１の列８０は、互いに離間されているとともに、局部的な速度を制御し、かつミクロ回路２２を通って流れる冷却空気の横方向の分散を促進するような上述した形状を有する。さらに、ペデスタル９０は、伴流の乱流を最小にする。冷却空気流は、面１００に衝突して面１０２によってペデスタルの周囲に押し出され、これにより、伴流の発生が減少するとともにペデスタル９０の後方のホットスポットが防止される。

次の２つの列８２，８４のペデスタル９２，９４は、互い違いに設けられているとともに、第１の列８０のペデスタル９０とも互い違いに設けられている。よって、ミクロ回路２２を通る直線状の通路が実質的にない。冷却空気がこれらの列を通過するに従って、伴流が減少してより均一な流れ分布が得られる。

上述したように、ペデスタル９６の配置は、対応する出口開口部６３から流出する冷却空気の良好な計量制御を可能とすることが有利である。より詳細には、冷却空気は、列８２，８４を通過してからペデスタル９６に衝突し、ペデスタル９６の周囲に導かれて対応する出口開口部６３から流出する。また、この方法では、図３の流線０，１，１’で示すように、主流線０によって出口開口部６３を通る均一な流れ分布が得られる。つまり、流線１が流線１’と交差せず、逆も同様である。主流線０は、図３に示した第１の実施例と同様に、対応する出口開口部６３の中心と実質的に一致している。しかし、この実施例では、ペデスタル９６は、ペデスタル９６の長さＬ３の大部分が出口開口部６３にさらされるように出口開口部６３と位置合わせされている。これにより、流線は、ペデスタルを迂回して出口開口部から自由に流出可能となる。よって、ペデスタル９６の配置は、流れを整流するとともに正確な計量制御を確実に提供し、フィルム冷却および効率を改善する。

従って、空気流は、ペデスタル９６の周囲に導かれるとともに、出口開口部６３を通って均等に配分される。続いて出口開口部６３のスロットの効果を説明する。空気がスロットから流出するに従って、壁２４（図２参照）、より具体的には正圧面２８および負圧面３０（図２参照）を覆う均一なフィルムの幕が得られる。よって、ペデスタル９６は、出口開口部６３を通る流れのストリーキングすなわち不連続な噴流を防止する。ストリーキングでは、対応する空気噴流が出口開口部６３から流出するときに金属を均一に覆わず、壁２４にホットスポットが生じるおそれがあるので不利である。エアフォイル２６（図２参照）の構造的一体性の強化のためには、出口開口部６３すなわちスロットが同一線上に位置しないようにミクロ回路２２が壁２４に設けられることが好ましい。ペデスタル９６は、空気が列８０，８２，８４を通過するに従って空気の乱流によって生じる伴流を最小にするように機能する。伴流の最小化は、ミクロ回路２２における流れの再循環を防止するとともに熱の吸収を容易にする。

続いて、図５を参照してブレード２７のミクロ回路２２（図３，４参照）の追加の特徴部について詳述する。図５は、複数の通路３２ａ〜３２ｅを含む図２のブレード２７の断面図を示している。通路３２ａ〜３２ｃは、長手方向に延在する隔壁すなわちリブ１１６によって分離されており、各々の通路は正圧側壁および負圧側壁に沿って第１の端部１１８と第２の端部１２０とを有する。ブレード２７は、回転軸９８を中心に回転する。通路３２ａは、幾何学的中心Ｃを有し、中心線すなわち翼弦方向軸１２４が、回転軸９８に対して垂直に幾何学的中心Ｃを通過する。同様に、通路３２ｂも、幾何学的中心Ｃを有し、中心線すなわち翼弦方向軸１２６が、回転軸９８に対して垂直に幾何学的中心Ｃを通過する。通路３２ａ〜３２ｅの形状、特に３２ａ，３２ｂの形状は、説明の目的で開示されている。さらに、後で参照するために記載すると、中心線１２４，１２６は、正圧面２８および負圧面３０を通って延びる。矢印Ｒは、回転方向を示している。さらに、図５は、正圧側壁２８および負圧側壁３０に埋設される代表的なミクロ回路２２と、以下でさらに説明する対応する入口開口部６１ａ〜６１ｃを示している。

ガスタービンエンジンの動作時には、通路３２ａ〜３２ｅ内で流れる冷却空気は回転力を受ける。通路３２ａ〜３２ｅを通る径方向流れとこの回転との相互作用により、通路３２ａ〜３２ｅ内で内部の循環流を引き起こすコリオリ力が発生する。基本的には、コリオリ力は、通路を通って流れる冷媒の速度ベクトルと回転ブレードの速度ベクトルとのベクトル乗積に比例する。また、通路３２ａ〜３２ｅを通る冷却空気流は、径方向内向きまたは径方向外向きのいずれでもよい。

続いて図６，７を参照して、エアフォイルの壁２４（図２参照）におけるミクロ回路２２の位置、特に図３，４に示す両方の実施例における入口開口部６１の位置を説明する。図６は、図２に示すエアフォイル２６の部分断面図であり、供給トリップ（トリップ）１２８と、ミクロ回路２２に供給を与える入口開口部６１ａ〜６１ｃと、を示している。図７は、図２に示すエアフォイル２６の部分断面図であり、供給トリップ１２８と、ミクロ回路２２に供給を与える入口開口部６１ａ〜６１ｃと、を示している。

図６，図７に示すように、流れの循環方向は、径方向流れの方向（すなわち、径方向外向きであるか径方向内向きであるか）によって決まる。説明の目的で、流路３２ａの冷却空気流は中心線１２４に対して径方向外向き（すなわち、図２で先端部４２に向かう方向）であり、通路３２ｂを通る冷却空気流は中心線１２６に対して径方向内向き（すなわち、先端部４２から離れる方向）である。図６は、通路３２ａ内でコリオリ力によって引き起こされる一対の反対方向に回転（ｃｏｕｎｔｅｒ−ｒｏｔａｔｉｎｇ）する循環流１０４，１０６を概略的に示しており、この循環流によって、流体は負圧側壁３０から正圧側壁２８に向かって移動するとともに戻るように移動して循環を完了する。対称的に、図７は、通路３２ｂ内でコリオリ力によって引き起こされる一対の反対方向に回転する循環流１０８，１１０を概略的に示しており、この循環流によって、流体は正圧側壁２８から負圧側壁３０に向かって移動するとともに戻るように移動して循環を完了する。各々の通路は、さらに対向する内側壁１１２，１１４を含み、これらの内側壁は、通路３２ａ〜３２ｅを形成するように側壁２８，３０と接続されている。内側壁１１２，１１４は、キャビティ３２（図２参照）を分割するリブ１１６の一部である。

例示的実施例では、正圧側壁２８および負圧側壁３０にそれぞれ複数のミクロ回路２２（図５参照）が設けられている。さらに、これぞれのミクロ回路２２の入口開口部６１は、流路３２ａ，３２ｂを通る冷却空気流に作用するコリオリ力によって発生する反対方向に回転する循環流（渦対）１０４，１０６および１０８，１１０と同じ方向に設けられている。これにより、反対方向に回転する循環流１０４，１０６および１０８，１１０は、入口開口部６１すなわちミクロ回路２２の冷却空気の吸込みを補助するように利用される。約０．２５よりも大きい回転数Ｒｏでは、回転する通路内に２つの渦対が生じうる。上述したように、また以下でさらに詳細に説明するように、入口は、側壁２８，３０に加わるコリオリ力を利用するように、上述および以下で詳細に説明するように配置する必要がある。回転数は当該技術で周知である。正圧側壁２８および負圧側壁３０に対する入口開口部６１の位置は、対応する入口開口部が流体的に連通する内部通路内における冷却空気の方向（すなわち、径方向外向きであるか径方向内向きであるか）によって決まる。本発明のこの特徴は、以下でさらに詳述する。

冷却通路３２ａ（図６参照）のように冷却流が径方向外向きの例示的実施例では、負圧側壁３０に設けられるミクロ回路２２のそれぞれの入口開口部６１は、リブ１１６に近接するとともに通路３２ａの中央部から離れた領域に対応して配置される。また、正圧側壁２８では、ミクロ回路２２のそれぞれの入口開口部６１は、通路３２ａの中心線１２４に近接して配置される。これにより、正圧側壁２８および負圧側壁３０に対する入口開口部６１の位置は、通路の内部におけるコリオリ力と同じ方向に設けられる。

同様におよび上述と同様の理由で、冷却通路３２ｂ（図７参照）のように冷却流が径方向内向きである例示的な実施例では、負圧側壁３０に設けられるミクロ回路２２のそれぞれの入口開口部６１は、通路３２ｂの中心線１２６に近接して配置され、正圧側壁２８では、ミクロ回路２２のそれぞれの入口開口部６１は、リブ１１６に隣接するとともに通路３２ｂの中心部から離れた領域に対応して配置される。これにより、正圧側壁２８および負圧側壁３０に対する入口開口部６１の位置は、通路の内部におけるコリオリ力と同じ方向となる。上述の説明から、図２に示すように、正圧側壁および負圧側壁におけるミクロ回路２２の配置のために、流路３２ａ，３２ｂの各々の入口開口部６１は、それぞれ異なるミクロ回路の一部であることに留意されたい。

図６，図７に示すように、通路３２ａ，３２ｂは、第１の端部１１８と対向する第２の端部１２０との間に延びる長さＬ，Ｌ１をそれぞれ有する。通路３２ａで示すように冷却流が径方向外向きの例示的な実施例では、通路３２ａから供給を受ける正圧側壁２８におけるミクロ回路２２の入口開口部６１は、正圧側壁２８に沿って、中心線１２４と正圧側壁２８の内側面との交差部の両側において、それぞれの側の約１０％の翼幅Ｓ１内に配置される。これは、長さＬの約２０％の距離に対応する。さらに、通路３２ａから供給を受ける負圧側壁３０におけるミクロ回路２２の入口開口部６１は、負圧側壁に沿って各々のミクロ回路の入口開口部６１が第１の端部１１８から約４０％の翼幅Ｓ２内および第２の端部１２０から約４０％の翼幅Ｓ２内に配置される。各々の端部１１８，１２０から測定した負圧側壁３０に沿う翼幅は、長さＬの約４０％の距離に対応する。

さらに、通路３２ｂで示すように冷却流が径方向内向きの例示的な実施例では、通路３２ｂから供給を受ける負圧側壁３０におけるミクロ回路２２の入口開口部６１は、負圧側壁３０に沿って、中心線１２６と負圧側壁３０の内側面との交差部の両側において、それぞれの側の約１０％の翼幅Ｓ１内に配置される。これは、長さＬ１の約２０％の距離に対応する。さらに、通路３２ｂから供給を受ける正圧側壁２８におけるミクロ回路２２の入口開口部６１は、正圧側壁２８に沿って各々のミクロ回路の入口開口部６１が第１の端部１１８から約４０％の翼幅Ｓ２内および第２の端部１２０から約４０％の翼幅Ｓ２内に配置される。各々の端部１１８，１２０から測定した正圧側壁２８に沿ったそれぞれの翼幅は、長さＬ１の約４０％の距離に対応する。

さらに、通路３２ａ，３２ｂの中心線１２４，１２６は、回転するエアフォイル内のどのような形状の内部流路に関しても定義可能である。よって、図６，７に示されたように、本発明において提供される中心線１２４，１２６関して上述した入口開口部の位置は、回転するとともに空気などの内部流体が間に流れる多くの他の異なる形状の内部通路構造で実施および使用することができる。さらに、内部通路における中心線１２４，１２６と正圧側壁２８および負圧側壁３０との交差部は、通路の形状および構造によって変動する。

次に図８，９を参照すると、供給トリップすなわちタービュレータ（ｔｕｒｂｕｌａｔｏｒ）１２８が、通路３２ａ，３２ｂにおける入口開口部６１に径方向に隣接して示されている。図８は、入口開口部６１に対する供給トリップ１２８の位置を示す、図６の８−８線に沿った通路３２ａの部分断面図である。図９は、負圧側壁３０に設けられた供給トリップ１２８および入口開口部６１を示す、図６の９−９線の沿った通路３２ａの部分断面図である。

同様に、図１０，図１１では、通路３２ｂの入口開口部６１に径方向に隣接する供給トリップすなわちタービュレータ１２８が示されている。図１０は、入口開口部６１に対する供給トリップ１２８の位置を示す、図７の１０−１０線に沿った通路３２ｂの部分断面図である。図１１は、負圧側壁３０に設けられた供給トリップ１２８および入口開口部６１を示す、図７の１１−１１線に沿った通路３２ｂの部分断面図である。

トリップ１２８は、通路３２ａ，３２ｂの冷却流の方向に対して入口開口部６１の下流に配置されている。これにより、トリップ１２８は、通路３２ａ，３２ｂ内の冷却流を妨げるとともにミクロ通路２２内へ冷却空気が流入するのを容易にする。図８，図９，図１０，および図１１のトリップは、矩形の断面を有するとともに傾斜して示されているが、本発明のトリップはこのような断面に限定されるものではなく（例えば、半楕円形または半球状とすることができ）、後縁または前縁に向かって傾斜していてもよく、また、湾曲していても直線状であってもよい。

ミクロ回路２２が負圧側壁３０に上述のように設けられると、入口開口部６１は回転軸９８に対して垂直になり、コリオリ力による流れと一致する。同様に、ミクロ回路２２が正圧側壁２８に上述のように設けられると、入口開口部６１は回転軸９８に対して垂直になり、コリオリ力による流れと一致する。さらに、上述した入口開口部６１の配置は、冷却される壁に埋設されるとともに入口と出口とを有する種々のミクロ回路冷却設計とともに有利に使用することができる。すなわち、本発明の入口開口部６１の配置は、図３，図４に示すミクロ回路冷却設計に限定されるものではない。また、［グラスホフ数／レイノルズ数の二乗］として定義される浮力は、コリオリ力の大きさを減少させるように通路内で作用しうるが、入口開口部６１の上述の詳細な配置は通路に対する入口開口部６１の例示的な位置を提供する。回転のグラスホフ数とレイノルズ数は、当該技術で周知である。

次に図２，図１２，図１３を参照して、上述した本発明の利点を説明する。図１３は、従来の方法で冷却された従来技術のエアフォイルである。図１２は、上述した本発明の冷却機構および図１３に示す従来技術のブレード構造における要求されるブレード冷却流対冷却効率のグラフである。曲線１３０は、図１３に示す従来技術のブレードの冷却効率を示している。曲線１３２は、図４に示す本発明の実施例の冷却効率を示している。曲線１３２と同様の冷却効率および対応する利点は、図３の実施例でも得られる。

冷却効率の比率は、対応する高温燃焼ガスと冷媒（冷却空気）との温度差に対する、対応する高温燃焼ガスとバルク金属温度との温度差の比率として以下のように定義される。
［数１］
Φ＝［Ｔ_gas−Ｔ_metal］／［Ｔ_gas−Ｔ_coolant］
ここで、Ｔ_gasは、エアフォイルの外側に流れるガスの温度、
Ｔ_coolantは、冷却空気の温度、
Ｔ_metalは、エアフォイルのバルク金属温度である。

金属温度が低いほどブレード２７の総合的な耐久性がよくなるので、タービン技術者や設計者は、好ましくは約７０％を超える冷却効率比率を有する設計を目標にする。本発明では、２つの方法によってこれが達成される。第１に、高温の燃焼ガスの温度を減少させるためにフィルム冷却が用いられる。冷却空気が出口開口部６３から高温の燃焼ガス通路に噴出するときに、冷却空気が混合されることによって温度が減少する。しかし、上述したように圧縮機１４（図１参照）から抽出される冷却空気が多いほど圧縮機１４から発生する仕事が少なくなるので、この方法に完全に依存することは望ましくない。よって、本発明は、上述のように、所望の冷却効率比率を達成するために壁２４を内部対流冷却する新規の方法を用いている。従来のエアフォイルのフィルム冷却は、効率が高くかつ信頼できる程度までこの方法を利用していない。対流冷却効率の大きさは、以下に示すように、冷却空気がミクロ回路２２内を移動するときの熱の吸収の関数である。
［数２］
η_c＝［Ｔ_coolant,out−Ｔ_coolant,in］／［Ｔ_metal−Ｔ_coolant,in］
ここで、Ｔ_coolant,outは、出口から流出する冷却空気の温度であり、
Ｔ_coolant,inは、入口から流入する冷却空気の温度であり、
Ｔ_metalは、エアフォイルのバルク金属温度である。

上述の式では、タービン技術者および設計者は、熱吸収が高くエアフォイル２６の壁２４を冷却する設計を得ようとする。本発明は、図１２の曲線１３２によって示されているように、いくつかの方法でこのような熱吸収の増加を達成する。第一に、図３のペデスタル６０，６２，６４，６６、および図４のペデスタル９０，９２，９４は、ミクロ回路２２内において乱流を促進する。第二に、これらのペデスタルは、さらに表面積を増加させて対流熱伝達経路を増加させるように機能する。第三に、これらのペデスタルは、ミクロ回路２２を通る流れを分散させる。第四に、図３，図４に示す両方の実施例における計量列は、ミクロ回路２２内の熱伝達吸収を増加させるように流れを計量する。

当業者であれば分かるように、ペデスタルの配列およびペデスタルの形状および寸法は、所定のエアフォイル設計における所望の熱伝達特性を達成するために全て変更可能であり、このような変更も本発明の範囲に含まれる。

ミクロ回路２２から冷却空気が噴出すると、この冷却空気は高温の燃焼ガスＧの流れと部分的に混合され、それ自体の運動量によって側壁２８，３０にわたって流れることができる。従って、噴出した冷却空気フィルムは、高温の燃焼ガスＧからブレード２７を保護するフィルムの幕を提供することによって、壁２４、特に正圧側壁２８および負圧側壁３０をフィルム冷却する。

従って、本発明は、エアフォイルのフィルム冷却および対流冷却を行う新規の方法を使用する冷却装置を提供する。この組み合わせは、特に、壁２４における同じ金属温度を達成するために壁２４の冷却に要求される圧縮機空気が少ないという点で従来技術の冷却機構に対して利点を提供する。圧縮機抽気流れが少ないと、タービン効率が増すという追加の利点が提供される。本発明は、従来技術に比べて性能を相乗的に改善するとともにブレード寿命を延長する新規のミクロ回路冷却設計を提供する。本発明のミクロ回路２２は、エアフォイル２６をフィルム冷却する改良された手段を提供する。よって、本発明の有利な冷却設計を使用するブレード２７は、耐用寿命が長いだけでなく総合的なタービン効率を改善する。

本発明の好適および例示的な実施例を説明したが、当業者には他の変更は明らかであろう。よって、請求項には、本発明の趣旨および範囲内のこのような変更が全て含まれる。

ガスタービンエンジンの概略的な断面図である。 本発明に係る複数のミクロ回路が壁に設けられたエアフォイルを含むタービンブレードの斜視図である。 本発明に係るミクロ回路冷却機構の実施例を示す拡大説明図である。 本発明に係るミクロ回路冷却機構の他の実施例を示す拡大説明図である。 図２のエアフォイルの５−５線に沿った断面図である。 図５のエアフォイルの部分断面図である。 図５のエアフォイルの部分断面図である。 図６の冷却通路の８−８線に沿った部分断面図である。 図６の冷却通路の９−９線に沿った部分断面図である。 図７の冷却通路の１０−１０線に沿った部分断面図である。 図７の冷却通路の１１−１１線に沿った部分断面図である。 図４に示す本発明と、図１３に示す従来技術に従って冷却されたエアフォイルと、の冷却効率対要求されるブレード冷却流れを示すグラフである。 従来技術に従って冷却されるエアフォイルの断面図である。

符号の説明

２２…ミクロ回路
２４…壁
２６…エアフォイル
２７…タービンブレード
２８…正圧面
３０…負圧面
３１…ファーツリー
３２…内部キャビティ
３２ａ，３２ｂ，３２ｃ，３２ｄ，３２ｅ…内部通路
３４…前縁
３６…後縁
３８…根部
４０…プラットフォーム
４２…先端部
６３…出口開口部
Ｇ…コアガス流れ

Claims (22)

1. 内側面を含む外側壁と、
   冷却空気が流入可能な内部キャビティと、
   前記壁に埋設された第１の冷却回路と、第２の冷却回路と、第３の冷却回路と、を有するタービンロータブレードであって、
   第１の冷却回路は、
   第１の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第１の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第１の入口と、
   第１の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する出口開口部と、を有し、第１の冷却回路は、冷却空気が前記入口から前記出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   第２の冷却回路は、
   第２の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第２の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第２の冷却回路の第１の入口と、
   第２の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する第２の冷却回路の出口開口部と、を有し、第２の冷却回路は、冷却空気が第２の冷却回路の入口から第２の冷却回路の出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   第３の冷却回路は、
   第３の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第３の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第３の冷却回路の第１の入口と、
   第３の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する第３の冷却回路の出口開口部と、を有し、第３の冷却回路は、冷却空気が第３の冷却回路の入口から第３の冷却回路の出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   前記各第１の入口は、前記キャビティの前記壁の内側面において、前記キャビティの内部の冷却空気流に加わるコリオリ力によって生じる反対方向に回転する循環流の方向と一致するようにそれぞれ設けられていることを特徴とするタービンロータブレード。
2. 第１の冷却回路、第２の冷却回路、および第３の冷却回路は、複数のペデスタルをそれぞれ含み、これらのペデスタルは、離間されているとともに、前記壁の第１の壁部分と第２の壁部分との間に延在して、間を通過する冷却空気に乱流を生じさせる通路を画成していることを特徴とする請求項１記載のタービンロータブレード。
3. 根部から先端部まで長手方向に翼幅が延在するとともに、前縁と後縁との間で翼弦が延在する第１の側壁と第２の側壁とを有し、これらの側壁は、前縁と後縁との間で側方に離間されており、かつ根部と先端部との間で長手方向に延在するとともに翼弦方向に離間された隔壁によって互いに接続されて、冷却空気が流入可能な内部キャビティを画成しており、
   さらに、前記第１の側壁に埋設された第１の冷却回路と、前記第２の側壁に埋設された第２の冷却回路と、前記第２の側壁に埋設された第３の冷却回路と、を有するタービンブレードであって、
   第１の冷却回路は、
   第１の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第１の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第１の入口と、
   第１の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する出口開口部と、を有し、第１の冷却回路は、冷却空気が前記入口から前記出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   第２の冷却回路は、
   第２の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第２の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第２の冷却回路の第１の入口と、
   第２の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する第２の冷却回路の出口開口部と、を有し、第２の冷却回路は、冷却空気が第２の冷却回路の入口から第２の冷却回路の出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   第３の冷却回路は、
   第３の冷却回路と前記キャビティとを接続して、該第３の冷却回路に流入する冷却空気の流路を提供する第３の冷却回路の第１の入口と、
   第３の冷却回路から流出する冷却空気の流路を提供する第３の冷却回路の出口開口部と、を有し、第３の冷却回路は、冷却空気が第３の冷却回路の入口から第３の冷却回路の出口開口部へと移動するに従って冷却空気の温度を増加させるように構成されており、
   前記各第１の入口は、前記キャビティの前記側壁の内側面において、前記キャビティの内部の冷却空気流に加わるコリオリ力によって生じる反対方向に回転する循環流の方向と一致するようにそれぞれ設けられていることを特徴とするタービンブレード。
4. 前記キャビティにおける冷却空気流が、径方向外向きである場合において、
   第１の側壁は、実質的に凹状の正圧側壁であり、第２の側壁は、実質的に凸状の負圧側壁であり、第１の冷却回路の第１の入口は、前記正圧側壁に沿って前記キャビティを横切る中心線の両側における翼幅の約２０％内に配置されており、前記中心線は、ブレードの回転軸に垂直であるとともに前記側壁を通って延びており、
   前記負圧側壁は、第１の端部と、これと反対側の第２の端部と、を有し、第２の冷却回路の第１の入口は、前記負圧側壁に沿って該負圧側壁の第１の端部から翼幅の約４０％内に配置されており、第３の冷却回路の第１の入口は、前記負圧側壁に沿って該負圧側壁の第２の端部から翼幅の約４０％内に配置されていることを特徴とする請求項３記載のタービンブレード。
5. 前記キャビティにおける冷却空気流が、径方向内向きである場合において、
   第１の側壁は、実質的に凸状の負圧側壁であり、第２の側壁は、実質的に凹状の正圧側壁であり、第１の冷却回路の第１の入口は、前記負圧側壁に沿って前記キャビティを横切る中心線の両側における翼幅の約２０％内に配置されており、前記中心線は、ブレードの回転軸に垂直であるとともに前記側壁を通って延びており、
   前記正圧側壁は、第１の端部と、これと反対側の第２の端部と、を有し、第２の冷却回路の第１の入口は、前記正圧側壁に沿って該正圧側壁の第１の端部から翼幅の約４０％内に配置されており、第３の冷却回路の第１の入口は、前記正圧側壁に沿って該正圧側壁の第２の端部から翼幅の約４０％内に配置されていることを特徴とする請求項３記載のタービンブレード。
6. 前記ブレードは、ニッケル基合金とコバルト基合金からなる群から選択された金属によって製造されていることを特徴とする請求項３記載のタービンブレード。
7. 第１の冷却回路の出口開口部は、フィルム冷却スロットであり、このフィルム冷却スロットは、前記正圧側壁を貫通して径方向に延びるとともに前記冷却空気を放出し、
   第２の冷却回路および第３の冷却回路の出口開口部は、フィルム冷却スロットであり、第２の冷却回路および第３の冷却回路のこれらのフィルム冷却スロットは、前記負圧側壁を貫通して径方向に延びるとともに前記冷却空気を放出することを特徴とする請求項４記載のタービンブレード。
8. 第２の冷却回路および第３の冷却回路のフィルム冷却スロットは、径方向で互い違いに設けられていることを特徴とする請求項７記載のタービンブレード。
9. 第１の冷却回路の出口開口部は、フィルム冷却スロットであり、このフィルム冷却スロットは、前記負圧側壁を貫通して径方向に延びるとともに前記冷却空気を放出し、
   第２の冷却回路および第３の冷却回路の出口開口部は、フィルム冷却スロットであり、第２の冷却回路および第３の冷却回路のこれらのフィルム冷却スロットは、前記正圧側壁を貫通して径方向に延びるとともに前記冷却空気を放出することを特徴とする請求項５記載のタービンブレード。
10. 第２の冷却回路および第３の冷却回路のフィルム冷却スロットは、径方向で互い違いに設けられていることを特徴とする請求項９記載のタービンブレード。
11. 第２の冷却回路および第３の冷却回路の第１の入口の上流でかつこれらの第１の入口に隣接して、前記正圧側壁の内側面に配置された第１のタービュレータと、第１の冷却回路の第１の入口の上流でかつこの第１の入口に隣接して、前記負圧側壁の内側面に配置された第２のタービュレータと、をさらに含むことを特徴とする請求項５記載のタービンブレード。
12. 第１の冷却回路の第１の入口の上流でかつこの第１の入口に隣接して、前記負圧側壁の内側面に配置された第１のタービュレータと、第２の冷却回路および第３の冷却回路の第１の入口の上流でかつこれらの第１の入口に隣接して、前記正圧側壁の内側面に配置された第２のタービュレータと、をさらに含むことを特徴とする請求項４記載のタービンブレード。
13. 第１の冷却回路は、第２の入口を含み、第１の冷却回路の第１の入口および第２の入口は、径方向で離間されていることを特徴とする請求項３記載のタービンブレード。
14. 第１の冷却回路、第２の冷却回路、および第３の冷却回路は、約０．０６平方インチを超えない表面積をそれぞれ占めていることを特徴とする請求項３記載のタービンブレード。
15. 前記第１の入口および前記第２の入口は、径方向長さがこれと交差する幅よりも大きいレーストラック形であることを特徴とする請求項１３記載のタービンブレード。
16. 冷却回路の冷却空気の吸込みを容易にするタービンブレードの外側壁への冷却回路の入口の配置方法であって、前記壁は、内側面を有し、前記ブレードは、端部から冷却空気が流入可能である内部キャビティを有し、このキャビティは、前記入口と流体的に連通しており、前記方法は、
    前記キャビティ内の冷却空気流の方向を特定し、
    ブレードの回転によって発生する、冷却空気におけるコリオリ流れ効果を考慮し、
    前記壁の内側面において、前記キャビティの内部の冷却空気流に加わるコリオリ力によって生じる反対方向に回転する循環流の方向と一致するように前記入口を配置することを含むことを特徴とする冷却回路の入口の配置方法。
17. 前記入口の１つの上流でかつこの入口に隣接して、前記壁の内側面にタービュレータを配置することをさらに含むことを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。
18. 前記壁は、根部から先端部まで長手方向に翼幅が延在するとともに、前縁と後縁との間で翼弦が延在する第１の側壁と第２の側壁とを含み、これらの側壁は、前縁と後縁との間で側方に離間されており、かつ根部と先端部との間で長手方向に延在するとともに翼弦方向に離間された隔壁によって互いに接続されて、前記内部キャビティを画成しており、
    前記キャビティにおける冷却空気流が、径方向外向きである場合において、
    第１の側壁は、実質的に凹状の正圧側壁であり、第２の側壁は、実質的に凸状の負圧側壁であり、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記正圧側壁に沿って前記キャビティを横切る中心線の両側における翼幅の約２０％内に配置されており、前記中心線は、ブレードの回転軸に垂直であるとともに前記側壁を通って延びており、
    前記負圧側壁は、第１の端部と、これと反対側の第２の端部と、を有し、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記負圧側壁に沿って該負圧側壁の第１の端部から翼幅の約４０％内に配置されており、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記負圧側壁に沿って該負圧側壁の第２の端部から翼幅の約４０％内に配置されていることを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。
19. 前記壁は、根部から先端部まで長手方向に翼幅が延在するとともに、前縁と後縁との間で翼弦が延在する第１の側壁と第２の側壁とを含み、これらの側壁は、前縁と後縁との間で側方に離間されており、かつ根部と先端部との間で長手方向に延在するとともに翼弦方向に離間された隔壁によって互いに接続されて、前記内部キャビティを画成しており、
    前記キャビティにおける冷却空気流が、径方向内向きである場合において、
    第１の側壁は、実質的に凸状の負圧側壁であり、第２の側壁は、実質的に凹状の正圧側壁であり、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記負圧側壁に沿って前記キャビティを横切る中心線の両側における翼幅の約２０％内に配置されており、前記中心線は、ブレードの回転軸に垂直であるとともに前記側壁を通って延びており、
    前記正圧側壁は、第１の端部と、これと反対側の第２の端部と、を有し、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記正圧側壁に沿って該正圧側壁の第１の端部から翼幅の約４０％内に配置されており、対応する前記冷却回路の１つの入口の１つは、前記正圧側壁に沿って該正圧側壁の第２の端部から翼幅の約４０％内に配置されていることを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。
20. 前記ブレードは、ニッケル基合金とコバルト基合金からなる群から選択された金属によって製造されていることを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。
21. 前記冷却回路の１つは、約０．０６平方インチを超えない表面積を占めていることを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。
22. 前記入口は、径方向長さがこれと交差する幅よりも大きいレーストラック形であることを特徴とする請求項１６記載の冷却回路の入口の配置方法。

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