JP2007298020A - 冷却空気移送装置を備えたガスタービン - Google Patents

Abstract

【課題】コンパクトで簡単な構造を持つコストの安い冷却空気移送装置を備えたガスタービンを提供する
【解決手段】圧縮機から車室へ吐出された空気の一部を抽気して、ロータディスクに冷却空気として移送する冷却空気移送装置は、車室内側にロータを囲むように環状に独立して配置された複数の管状ノズルと、管状ノズルから吹き出した冷却空気を受け入れ可能にロータ軸線を中心として環状に配置されたシールディスク冷却通路孔を有するシールディスクとから構成され、冷却空気移送装置で管状ノズルから吹き出した冷却空気を旋回させるようにした。
【選択図】図１

Description

本発明は、動翼冷却空気用の冷却空気移送装置を備えたガスタービンに関する。

図１０はガスタービンの一般的な構成を示す概念図であり、図１１は従来のガスタービンの冷却空気移送装置廻りの構造図である。

ガスタービンは、図１０に示すように、圧縮機５１で圧縮された空気は燃焼器５２に導入され、圧縮空気に燃料を混合後燃焼させて燃焼ガスを発生させ、その燃焼ガスをタービン５３に導入してタービン５３を回転させ、タービン５３の回転により発電機５４から電力を得るようにしている。発生する燃焼ガスは高温であるため、動静翼の冷却が必要となる。そのため圧縮機５１の吐出側に設けられた車室から冷却空気の一部を抽気して、冷却空気移送装置を介して動翼に導くのが一般的である。

ガスタービンにおける動静翼用の冷却空気を用いる冷却空気移送装置の一例を、図１１に基いて説明する。図１１において、第１段動翼３３は、圧縮機５１と同軸をなす第１段ロータディスク３４の周囲に環状に配置されている。第１段動翼３３は、燃焼器５２からの燃焼ガスＦ２の圧力を受けて、第１段ロータディスク３４を回転させる。同様に、第１段静翼３２は、車室４２側に、第１段ロータディスク３４と同軸をなすように環状に配置されている。第１段静翼３２、第１段動翼３３及び第１段ロータディスク３４は、第１段ユニット３１を構成している。第２段ユニット及び第３段ユニット（図示省略）は、第１段ユニット３１の下流側に、同様に同軸に連なっている。第１段ユニット３１の上流側には、隣接する車室４２から第１段ロータディスク３４に動翼用の冷却空気Ｆ１を導入するため、冷却空気移送装置が配置されている。

この冷却空気移送装置は、ＴＯＢＩ（Tangential Onboard Injection）ノズル４５とシールディスク４６から構成されている。シールディスク４６は、第１段ロータディスク３４と同軸に接続され、一体となって回転する。このシールディスク４６には、ロータ４１の軸線を中心として環状に等間隔に配置された貫通孔であるシールディスク冷却通路孔４７が設けられている。シールディスク冷却通路孔４７は、車室４２から抽気した冷却空気Ｆ１を第１段ユニット３１に導く役割を果たしている。シールディスク冷却通路孔４７は、それらの中心を結んで構成される円が、ロータ４１の軸線を中心としたピッチ円を形成するように配置されている。

圧縮機５１から吐出された空気は、車室４２に貯えられ、この車室４２から抽気された冷却空気Ｆ１の一部が、一旦抽気室４３に導入される。抽気室４３はロータ４１と隔壁４８に囲まれた環状空間であり、冷却空気移送装置に均等に冷却空気Ｆ１を供給する役割を果たしている。冷却空気Ｆ１は、車室４２から抽気室４３を介して冷却空気移送装置に導入される。この冷却空気は冷却空気導入部４４、ＴＯＢＩノズル４５及びシールディスク４６に設けられたシールディスク冷却通路孔４７を介して、第１段ロータディスク３４及び第１段動翼３３へ供給される。更に、冷却空気Ｆ１は、第１段ユニット３１から下流に配置された第２段ユニット及び第３段ユニット（図示せず）にも、各ユニットの動翼を冷却するために供給される。

ここで、抽気室４３及びＴＯＢＩノズル４５は静止しているが、シールディスク４６及び第１段ロータディスク３４は、ロータ４１の軸線廻りに一体となって回転する。一般的に、静止しているＴＯＢＩノズル４５から吹き出した冷却空気Ｆ１は、回転しているシールディスク４６のシールディスク冷却通路孔４７に導入される際、エネルギーロスが発生する。即ち、各シールディスク冷却通路孔４７を流れる間は、冷却空気Ｆ１は、シールディスク４６の周方向の速度成分を有しているが、抽気室４３からシールディスク冷却通路孔４７に導入される直前には、そのような周方向速度成分を有してはいない。従って、冷却空気Ｆ１が、シールディスク冷却通路孔４７に乗移る際に、冷却空気Ｆ１とシールディスク４６の間に速度差が存在する場合には、乗移りの間にエネルギーロス（ポンピングロスと呼ぶ）が生ずる。ポンピングロスは、主に熱に変換される。即ち、大きなポンピングロスが生じれば、シールディスク４６のシールディスク冷却通路孔４７に冷却空気Ｆ１が導入される時に、冷却空気Ｆ１の温度が上がり、動翼の冷却効果を減ずる。一方、ポンピングロスが小さければ、温度上昇を抑えることが出来、動翼の冷却効果は改善され、そしてガスタービンの全体効率が向上する。従って、ポンピングロスをできる限り少なくすることが重要である。このためには、冷却空気Ｆ１がシールディスク冷却通路孔４７に導入される際、冷却空気Ｆ１にシールディスク４６の周方向速度成分を与えることが必要となる。ＴＯＢＩノズル４５は、冷却空気Ｆ１に周方向速度成分を与えて、冷却空気Ｆ１を旋回させる役割を果たし、これにより、ポンピングロスを低減する。

ＴＯＢＩノズル４５は、通常、内部に多数の翼型ノズルを備えたノズルリングを構成している。ＴＯＢＩノズル４５は、ポンピングロスを低減して、ガスタービンの全体効率を向上させるために、シールディスク４６の回転方向に冷却空気を吐出することにより、冷却空気を旋回させる。特許文献１及び特許文献２は、従来の翼型ＴＯＢＩノズルを用いた冷却空気移送装置の例を示す。翼型ＴＯＢＩノズルを有するノズルリングの一例が、特許文献２の図２に示されている。

特許文献３は、軸流圧縮機のスラストバランスディスクへ冷却空気を供給する管状ノズル方式ＴＯＢＩノズルを示している。

特開２００４―１００６８６号公報 特開２００４―００３４９４号公報 特開２００４−００３４９３号公報

しかし、翼型ＴＯＢＩノズルは構造が複雑であり、製造コストが高価である。また、ＴＯＢＩノズルは、車室４２内に設けられた、隔壁４８とロータ４１に囲まれている狭小な環状空間の抽気室４３内に設置されているので、翼型ＴＯＢＩノズルの設置にも限界がある。他方、特許文献３に示される管状ノズル方式ＴＯＢＩノズルでは、有効な旋回流が得られず、ポンピングロスが大きくなる。

本発明は、このような問題点を解決するためになされたものであり、コンパクトで簡単な構造を持つコストの安い冷却空気移送装置を備えたガスタービンを提供することを目的とするものである。

請求項１に係わる発明は、圧縮機から車室へ吐出された空気の一部を抽気して、ロータディスクに冷却空気として移送する冷却空気移送装置を備えたガスタービンであって、前記冷却空気移送装置は、前記車室内側にロータを囲むように環状に配置されて前記冷却空気を吹き出す互いに独立した複数の管状ノズルと、該管状ノズルから吹き出した前記冷却空気を受け入れ可能に、ロータ軸線を中心として環状に配置されたシールディスク冷却通路孔を有するシールディスクとから構成され、前記管状ノズルは、管状ノズル軸線が常に前記シールディスクの回転方向に傾き角を形成して前記ロータ軸線と交差するように配置されたことを特徴とする、冷却空気移送装置を備えたガスタービンである。

請求項２に係わる発明は、請求項１に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービンにおいて、前記管状ノズルは、前記管状ノズル軸線と前記シールディスクの前記管状ノズルに対向する面との交差点が、前記ロータ軸線を中心として前記シールディスクに環状に配置されたシールディスク冷却通路孔のピッチ円上にあり、前記管状ノズルの出口端から前記交差点までの距離が、冷却空気ジェット流の減衰が生じない範囲に配置されたことを特徴とする。

請求項３に係わる発明は、請求項１又は２のいずれか１項に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービンにおいて、前記管状ノズルのノズル口径は、前記冷却空気の圧力及び温度から決定されるものであって、前記冷却空気の圧力は、前記管状ノズルでの圧力損失と前記冷却空気の周方向速度成分と前記シールディスクの周速度との相対速度差とから決定する冷却空気乗移圧損とから定まり、前記冷却空気の温度は、前記管状ノズルでの前記冷却空気の膨張比に応じた温度降下と前記相対速度差によって決定する冷却空気温度変化とから定まることを特徴とする。

請求項４に係わる発明は、請求項３に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービンにおいて、前記管状ノズルは、前記管状ノズルの出口端から前記交差点までの距離が、前記管状ノズルのノズル口径の１０倍以内に配置されたことを特徴とする。

請求項５に係わる発明は、請求項１〜４のいずれか１項に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービンにおいて、前記管状ノズルは、着脱可能なノズル本体とノズルチップを含むことを特徴とする。

請求項１に係わる発明の構成によれば、翼型ＴＯＢＩノズルに比較して、簡単な構造のＴＯＢＩノズルを採用できるので、装置コストが安くなる。また、冷却空気に旋回流を与え易いので、ポンピングロスを低減でき、ガスタービンの効率が向上する。

請求項２に係わる発明の構成によれば、管状ノズルから吹き出す冷却空気のジェットの減衰がないのでポンピングロスが少ない。

請求項３に係わる発明の構成によれば、最適なノズル口径を選定出来るので、ガスタービン全体の効率が向上する。

請求項４に係わる発明の構成によれば、冷却空気流はその中心部速度が低下することなく、シールディスク冷却通路孔に到達する。それゆえ冷却空気流は、シールディスク冷却通路孔にスムーズに乗移ることが出来、ポンピングロスが低減される。

請求項５に係わる発明の構成によれば、ノズル本体とノズルチップの着脱が容易であるので、メンテナンスが容易である。

本発明の実施の形態を、図面を参照して説明するが、その実施の形態は単なる例にすぎず、本発明の範囲を限定するものではない。尚、従来技術のものと同様の構成部分には、同一番号を付し、それについての詳細な説明は省略する。

まず、本願発明に係わる冷却空気移送装置を備えたガスタービンについて、以下に説明する。圧縮機、燃焼器及びタービンから構成されるガスタービンの概念は、本発明の背景技術で説明したので、それについての説明は省略する。本願発明の重要な部分をなす冷却空気移送装置１は、図１で示すように、圧縮機の吐出空気を貯えた車室４２の内側に位置する隔壁４８の内面に配置された複数の管状ノズル１１の群２と、管状ノズル群２の下流側に隣接して配設されたシールディスク冷却通路孔４を有するシールディスク３、とから構成されている。これら管状ノズル群２は、車室４２から空気の一部を抽気して、前記シールディスク３のシールディスク冷却通路孔４に冷却空気Ｆ１を供給する役割を果たしている。その管状ノズル群２の管状ノズル１１は、車室４２の内側に設けられた隔壁４８に取付けられ、互いに独立してロータ４１を囲むように環状に配置され、管状ノズル方式ＴＯＢＩノズルユニットを構成している。

前記管状ノズル群２に隣接して設けられたシールディスク３の外周付近には、該シールディスク３を貫通するように、ロータ軸線４１ａに平行にシールディスク冷却通路孔４が等間隔に環状に配設されている。該シールディスク冷却通路孔４は、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１を受け入れて、後流の第１段ロータディスク３４に冷却空気Ｆ１を供給している。冷却空気Ｆ１は、最終的に動翼先端部に設けた冷却孔から燃焼ガス中に吹き出す前に動翼を冷却する。

図２は、８個の管状ノズル１１で構成された管状ノズル群２の例（図１のII−II線に沿った断面）を示している。管状ノズル１１は、シールディスク３のシールディスク冷却通路孔４に均一に冷却空気を供給する必要上、４個から３２個の管状ノズル１１をロータ軸線４１ａの廻りに、環状に等間隔で配置するのが好ましい。管状ノズル１１の数が３個以下では、冷却空気を均一に分配することは困難である。逆に、管状ノズル１１の数が３２個を越えると、充分な設置スペースの確保が困難となり、コストアップの要因となる。図２において、円Ａ３は、管状ノズル１１を規定するノズル本体１２の中心点（図４ＡのＡ点）を結んで構成されるノズル本体中心ピッチ円を示している。即ち、複数の管状ノズル１１が、ノズル本体中心ピッチ円Ａ３上に、互いに独立して環状に配置されている。図３は、シールディスク３の１例の正面図（図１のII−II線に沿った断面図）である。シールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２は、シールディスク冷却通路孔４の中心点を結んで形成される。

図４Ａは、その管状ノズル１１とシールディスク冷却通路孔４との間の三次元的な位置関係を示す。シールディスク３は、ロータ４１（図１、３）と一体となって回転する。複数の管状ノズル１１は、ノズル本体中心ピッチ円Ａ３上に配置されているが、図４Ａでは、簡単な説明用に１個の管状ノズル１１のみを示している。図４Ｂ及び図４Ｃは、それぞれ管状ノズル１１とシールディスク冷却通路孔４との関係を示す側面図（図４ＡのIVＢ−IVＢ線に沿った断面図）、及び平面図（図４ＢのIVＣ−IVＣ線に沿った断面図）である。図４Ａにおいて、シールディスク３のシールディスク回転面３ａ上のロータ中心をＯ点とし、Ｏ点を通るロータ軸線４１ａに垂直な軸をＸ軸、ロータ軸線４１ａと一致する水平軸をＹ軸、そしてＯ点を通るＹ軸に直交する水平軸をＺ軸とする。更に、管状ノズル１１のノズル本体１２の中心点をＡ点（図７Ａ、７Ｂ）とし、管状ノズル軸線Ａ１（管状ノズル１１の出口における軸線中心から延びる線）とシールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２との交差点をＢ点とし、Ａ点からＹ軸に平行に下ろした垂線のＸ軸との交差点をＣ点とし、Ｂ点からＺ軸に平行に下ろした垂線のＸ軸との交差点をＤ点とする。

隔壁４８に取付けられた管状ノズル１１は静止している。他方、隣接したシールディスク３及び後流の第１段ロータディスク３４は、ロータ４１と一体となって回転する。従って、管状ノズル１１から冷却空気Ｆ１が、シールディスク冷却通路孔４に円滑に流入するためには、冷却空気Ｆ１を旋回させる必要がある。背景技術で説明した翼型ＴＯＢＩノズルの場合には、ノズルリング内に多数の翼が環状に配置され、冷却空気はノズルリング内で翼により周方向に旋回され、隣接したシールディスク冷却通路孔に供給される。ところが、管状ノズル方式は、このような複雑な翼構造を備えていない。

特許文献３に記載の管状ノズル方式ＴＯＢＩノズルが使用される場合には、管状ノズル（管状ノズル軸線）から吹き出す冷却空気の方向は、ロータ軸線に平行となる。即ち、冷却空気は、ロータ軸線４１ａとＡ点を含む平面（以下「ノズル放射面」という。）に対し垂直であって、ロータ軸線４１ａに平行な、Ａ点を含む平面上に吹き出す。この平面上に吹き出す冷却空気によって形成される管状ノズル軸線Ａ１がそのノズル放射面に投影されると、投影面である該ノズル放射面上で、その管状ノズル軸線Ａ１は、ロータ軸線４１ａと常に平行となる。特許文献３に示されるように管状ノズルが配置されている場合には、旋回流を得るために、管状ノズル軸線Ａ１とロータ軸線４１ａとのなす傾き角（図４Ｃにおける角α）をある程度大きく取る必要がある。しかしながら、傾き角があまり大きすぎると、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気の方向がシールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２から外方へ外れてしまう。また、この外方への外れを避けるため、管状ノズル１１の取付位置をロータ軸線４１ａ方向に下げれば傾き角を幾分大きく取れるが、管状ノズル１１とロータ４１の外表面との間に充分な隙間がないので、取付位置が下げられるスペースも限定され、傾き角にも限界がある。従って、この方式では、有効な旋回流が得られない。

一方、本願発明に係わる管状ノズル方式ＴＯＢＩノズルの場合には、冷却空気Ｆ１を旋回させるため、管状ノズル１１はシールディスク３から離間して配置され、管状ノズル軸線Ａ１は、ロータ軸線４１ａに関してシールディスク３の回転方向に、所定の傾き角で傾斜されている。より具体的に言うと、ノズル放射面に管状ノズル軸線Ａ１が投影された場合に、投影面上の管状ノズル軸線（「投影管状ノズル軸線Ａ１１」という）が、常にシールディスク３の回転方向に所定の傾き角で同じ投影面上のロータ軸線４１ａに交わるように、管状ノズル１１を配置する必要がある。図４Ａにおいて、シールディスク３の回転方向は、管状ノズル１１の側からシールディスク回転面３ａを見た場合に時計廻り方向を意味する。図４Ｂ、４Ｃは、管状ノズル軸線Ａ１が、ロータ軸線４１ａに平行であってノズル放射面に直交する平面に投影された例を示す。図４Ｂ、４Ｃにおいて、管状ノズル軸線Ａ１は、投影管状ノズル軸線Ａ１１に相当する。

旋回流を与える構造を図４Ｂ及び図４Ｃで具体的に説明する。前記管状ノズル１１は、隣接するシールディスク３の上流側に、シールディスク３の回転面３ａから所定の距離を置いて配置されている。冷却空気Ｆ１は、管状ノズル１１から管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）に沿って、シールディスク３上のシールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２に向けて吹き出す。即ち、管状ノズル１１の取付角は、管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）が、ロータ軸線４１ａからシールディスク３の回転方向に向けて、所定の傾き角で傾斜されるように選定される。これにより、管状ノズル軸線Ａ１は、シールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２上のＢ点で、シールディスク回転面３ａに交差する。即ち、この取付角は、図４Ｂにおいて、管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）とロータ軸線４１ａとのなす角β（ピッチ角）で表示され、図４Ｃでは、管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）とロータ軸線４１ａとのなす角α（スワール角）で表示される。管状ノズル１１の取付角は、角α（スワール角）及び角β（ピッチ角）のそれぞれが、ロータ軸線４１ａに関して所定の傾き角を形成するように設定される。尚、特許文献３に示すように管状ノズル１１が配置された場合には、図４Ｂにおいてピッチ角βが“０”となり、管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）はロータ軸線４１ａに平行となる。

図４Ｂ及び図４Ｃにおいて、管状ノズル軸線Ａ１（投影管状ノズル軸線Ａ１１）とシールディスク回転面３ａとのなす角をそれぞれδ及びγとすれば、管状ノズル１１を、角α及び角βを大きくとり、角γ及び角δが小さくなるように取付けることにより、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１はより滑らかに旋回させることができる。しかし、管状ノズル１１は、ロータ４１の外表面の直上に配置されているため、その設置スペースが限られている。従って、前記取付角をあまり大きくとると、管状ノズル軸線Ａ１がロータ４１と干渉してしまい、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１流を乱すことになる。通常は、角αは４５〜９０°、望ましくは５０〜８０°の範囲で選定され、角βは０〜４５°、望ましくは１０〜４０°の範囲内で選定される。このような取付角を選定すれば、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１に対して、ロータ周方向の速度成分を与えることができる。その結果、冷却空気Ｆ１は有効に旋回され、シールディスク冷却通路孔４に容易に乗移り易くなる。これは、乗移りで発生する圧力損失を低減することになる。

図５Ａ〜５Ｃにより、冷却空気Ｆ１がシールディスク冷却通路孔４へ乗り移る際にもたらされる、冷却空気Ｆ１とシールディスク３間の相対速度差、圧力損失及び冷却空気温度変化の関係を、具体的に説明する。図５Ａに図示するように、管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１は、管状ノズル軸線Ａ１に沿って流れ、シールディスク回転面３ａ上のＢ点に到達する。冷却空気Ｆ１は、管状ノズル軸線Ａ１方向の流速（Ｖ）で、周方向速度成分（Ｖｔ）及び軸方向速度成分（ＶＡ）を持ってＢ点に到達する。Ｂ点におけるシールディスク３の周方向速度をＵｔとすれば、冷却空気Ｆ１がシールディスク冷却通路孔４に円滑に乗移るためには、シールディスク３の周方向速度Ｕｔと冷却空気Ｆ１の周方向速度成分Ｖｔとの相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）を小さくすることが望ましい。

図５Ｂのグラフにおいて、横軸は相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）を表示し、縦軸は相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に対する冷却空気温度変化を示す。このグラフは、実験的に得られるものである。相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が“０”の場合、乗移りに伴う冷却空気の温度変化はない。相対速度差が（＋）側に大きくなれば、冷却空気の温度変化は（−）側に大きくなる。つまり、冷却空気の温度は乗移り後相対的に低下する。一方、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が（−）側に大きくなると、上記とは逆に、冷却空気の温度変化は（＋）側に大きくなり、冷却空気の温度は乗移り後上昇する。

図５Ｂにおいて、縦軸を上記の冷却空気温度変化に代わり、ポンピングロスと置き換えて、ポンピングロスと相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）との関係として読むこともできる。即ち、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が（＋）側に大きくなれば、ポンピングロスは（−）側に大きくなり、タービンの効率が向上する。一方、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が（−）側に大きくなると、ポンピングロスは（＋）側に大きくなり、タービンの効率が低下する。

図５Ｃにおいて、横軸は相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）を示し、縦軸は相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に対する冷却空気乗移圧損を示す。冷却空気乗移圧損は、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に伴う圧力損失と、例えば冷却空気がシールディスク冷却通路孔４に流入する際に生ずる縮流等に伴う圧力損失に起因するものである。その冷却空気乗移圧損は実験的に算出される。図５Ｃに示すように、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が“０”の場合に、冷却空気乗移圧損は最も小さく、相対速度差が（＋）側に大きくなっても、（−）側に大きくなっても、冷却空気乗移圧損は大きくなる。

管状ノズル１１から吹き出した冷却空気Ｆ１の減衰の観点から、管状ノズル１１とシールディスク冷却通路孔４との位置関係について説明する。

一般に、管状ノズル１１の出口端１１ａから吹き出す冷却空気ジェット流は、出口端１１ａからの距離に応じて減衰し、その流速が低下する傾向にある。従って、ジェット流の減衰がほとんど発生しない距離内に、管状ノズル１１とシールディスク冷却通路孔４を配置することが望ましい。図４Ａにおいて、管状ノズル出口端１１ａとＢ点との距離があまり長い場合には、管状ノズル１１からの冷却空気ジエット流は、Ｂ点に到達するまでに減衰が大きくなり、管状ノズル軸線Ａ１方向の冷却空気Ｆ１の流速Ｖが落ちてしまう。流速Ｖが落ちると、相対速度差が小さくなるか、又は（−）側にずれる。特に相対速度差が（−）側にずれた場合、冷却空気の温度変化と乗移圧損、及びポンピングロス、の点から悪影響がある。但し、翼型ＴＯＢＩノズルを備えることが困難であった従来のガスタービンに比較すれば、例え相対速度差が（−）側にずれた場合であっても、ガスタービンの効率は有効に向上させることができる。

図６は、管状ノズル出口端１１ａからの距離に応じた冷却空気ジェット流の減衰程度を示す。図６において、横軸は管状ノズル出口端１１ａからＢ点までの距離Ｌと管状ノズル１１のノズル口径Ｄとの比（Ｌ／Ｄ）を示し、縦軸は冷却空気ジェット流の最大噴出速度（Ｖｍ）と冷却空気流の流速（Ｖ）との比（Ｖ／Ｖｍ）を示す。冷却空気流最大噴出速度（Ｖｍ）とは、冷却空気Ｆ１が管状ノズル出口端１１ａから吹き出した直後の冷却空気Ｆ１の流速をいう。図６に示すように、比Ｌ／Ｄが１０以下であれば、冷却空気Ｆ１流の中心部速度はほとんど低下しない。一方、比Ｌ／Ｄが１０を超えれば、中心部速度は顕著に低下する。つまり、比Ｌ／Ｄが１０以下であれば、冷却空気Ｆ１のジェット流の減衰率の低下は問題とはならない。一方、比Ｌ／Ｄが１０を超えると、ジェット流の減衰率の低下は悪影響を及ぼす。冷却空気Ｆ１流の中心部速度が低下しない範囲では、冷却空気Ｆ１のジェット流が減衰されないと考えれば、管状ノズル出口端１１ａからの距離Ｌは、ジェット流の減衰が生じないノズル口径Ｄの１０倍以内となるように選定するのが望ましい。長さＬとノズル口径Ｄとのこの関係を、図４Ａで説明する。図４Ａにおいて、管状ノズル出口端１１ａの中心点をＥ点とすれば、管状ノズル軸線Ａ１上の２点ＢＥ間の長さが、上記の距離Ｌに相当する。点ＢＥ間の長さＬをノズル口径Ｄの１０倍以下に選定すれば、冷却空気Ｆ１のジェット流の減衰を減少させることができる。

管状ノズル１１の構造について説明する。図７Ａ及び７Ｂに示すように、管状ノズル１１は、ノズル本体１２、ノズルチップ１３、ノズルフランジ１４及び取付ボルト１５で構成される。管状ノズル１１は、ノズルフランジ１４を取付ボルト１５により隔壁４８の内面に取付けることにより、隔壁４８に固定されている。ボルト固定とすれば、ノズル単品毎に着脱が可能となり、翼型シールディスクのシールリングのごとく、すべてのノズルを一体に交換する必要はない。それゆえメンテナンスが簡単になる。ノズル本体１２は、隔壁４８に設けた冷却空気導入部４４から冷却空気Ｆ１を受け入れ、直ちにシールディスク回転面３ａ方向に冷却空気Ｆ１の方向を転換させる必要があるため、１つの曲がり部品に構成される。そのため、一般の曲げパイプで構成される管状ノズルに比較して、より小さい曲げ半径が得られ、よりコンパクトなノズル構造を採用できる。冷却空気Ｆ１は、車室４２から管状ノズル１１に導入される際、急激に縮流されるため冷却空気Ｆ１の流は乱れやすい。この乱れを極力低減するため、ノズル本体１２の内部には空気貯１６が設けられている。空気流はある程度の時間空気貯１６内に滞留し、空気流の乱れを吸収する。ノズルチップ１３は、ネジ構造にてノズル本体１２に締結されている。このような構造とすれば、ノズルチップ１３が損傷した場合、あるいはノズルチップ１３が操作条件の変更により仕様の異なるノズルチップに交換される場合、交換は容易になされる。更に、ノズルチップ１３の内径は、空気貯１６からノズルチップ出口端１３ａに向かって、順次小さくなり、ノズルチップ１３は出口端１３ａ近傍で直線部を持つ円形断面としている。この場合には、管状ノズル１１内部での空気の整流効果が期待でき、管状ノズル出口端１１ａでの空気流の乱れが少ない。上記で述べたノズル口径Ｄは、ノズルチップ出口端１３ａでの開口の内径ｄに相当する。

本発明の冷却空気移送装置１における管状ノズル入口から動翼先端部までの冷却空気の圧力の変化について、以下に説明する。図１において、静翼入口部（第１段静翼３２）における燃焼ガスの圧力及び管状ノズル１１の入口における圧力（冷却空気導入部４４の圧力）は、車室空気圧力と同じか若干低い程度であり、車室空気圧力、静翼入口部燃焼ガス圧力及び管状ノズル入口圧力は、ほぼ同じ圧力と考えてよい。動翼先端部から冷却空気が吹き出す燃焼ガス部は、例えば、第１段静翼３２を通過した燃焼ガスが流れる領域である。この間の圧力損失により、第１段動翼での燃焼ガスの圧力Ｐ５は、車室圧力（管状ノズル入口圧力Ｐ１）よりも低下する。冷却空気移送装置１を経た動翼用冷却空気が、その必要量が確保された状態で、動翼を有効に冷却して、燃焼ガス中に吹き出すためには、動翼先端部圧力Ｐ４が、動翼燃焼ガス部圧力Ｐ５よりも常に上回っていることが必要である。動翼先端部圧力Ｐ４が、動翼燃焼ガス部圧力Ｐ５を下回ると、動翼内部に高温燃焼ガスが逆流して、動翼を損傷させるおそれがある。上記は、第１段ユニット３１を例に説明したが、第１段ユニット３１の下流に配置された第２段ユニット及び第３段ユニット（いずれも図示せず）に対しても同様である。

図８は、具体的に動翼冷却空気系統における冷却空気の通過点と冷却空気の圧力変化を示す。図８において、横軸上のＰＰ１からＰＰ５は、管状ノズル１１入口から動翼燃焼ガス部までの間の冷却空気の通過点を示す。より具体的に言うと、ＰＰ１は管状ノズル１１の入口、ＰＰ２は管状ノズル１１の出口、ＰＰ３はシールディスク冷却通路孔４の内部、ＰＰ４は動翼先端部、そしてＰＰ５は動翼燃焼ガス部を示す。縦軸は冷却空気圧力を示す。縦軸上のＰ１からＰ５は、それぞれ通過点ＰＰ１からＰＰ５における圧力を示す。

圧力変化は、動翼への冷却空気の必要量が決定され、管状ノズル１１の配置（即ちノズル数）及び各管状ノズル出口端１１ａ（Ｅ点）とシールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２上のＢ点間の距離Ｌ、即ち、管状ノズル１１とシールディスク冷却通路孔４との相対位置が決まっていることを条件として検査される。このような条件下で、ノズル口径Ｄを選定すれば、通過点ＰＰ１から通過点ＰＰ４までの圧力変化が算出できる。即ち、冷却空気量に変動がない限り、シールディスク冷却通路孔４に乗移った冷却空気Ｆ１が、シールディスク冷却通路孔内部ＰＰ３を流下して動翼先端部ＰＰ４に到達するまでの圧力損失は、ほぼ一定と考えてよい。一方、冷却空気Ｆ１が管状ノズル入口ＰＰ１と管状ノズル出口ＰＰ２を経て、シールディスク冷却通路孔内部ＰＰ３に至る間の圧力損失は、冷却空気量が一定であっても、適用する管状ノズルのノズル口径Ｄによって変化する。

より具体的に言うと、ノズル口径Ｄにより、管状ノズル出口圧力Ｐ２と、ノズル膨張比（管状ノズル入口圧力Ｐ１と管状ノズル出口圧力Ｐ２の比）が決定される。また、併せて管状ノズル１１での圧力損失が定まる。管状ノズル１１で膨張した冷却空気Ｆ１は、管状ノズル出口端１１ａから吹き出し、シールディスク冷却通路孔ピッチ円Ａ２上のＢ点に到達して、シールディスク冷却通路孔内部ＰＰ３に流入する。この例では、図６により、冷却空気のジェット流の減衰の影響が出ないよう、比Ｌ／Ｄが１０以下であるか否か判断する。冷却空気Ｆ１が、シールディスク冷却通路孔内部ＰＰ３に流入の際、冷却空気乗移圧損が発生する。この冷却空気乗移圧損には、シールディスク３の周方向速度Ｕｔと冷却空気Ｆ１の周方向速度成分Ｖｔとの相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に伴い生ずる圧力損失や、例えばシールディスク冷却通路孔４の入口での縮流等により定まる圧力損失が含まれる。管状ノズル１１での圧力損失をΔＰ１、冷却空気乗移圧損をΔＰ２とすれば、Ｐ２＝Ｐ１−ΔＰ１及びＰ３＝Ｐ２−ΔＰ２が成立する。これにより、シールディスク冷却通路孔内部ＰＰ３の圧力Ｐ３と、動翼先端部圧力Ｐ４が決まる。この動翼先端部圧力Ｐ４と動翼燃焼ガス部圧力Ｐ５との差が許容値（α１）を上回れば、動翼冷却空気が常に燃焼ガス中に吹き出して、動翼の正常な冷却が維持される。

管状ノズル１１に導入される冷却空気Ｆ１の温度Ｔ１は、車室空気温度とほぼ同じである。管状ノズル１１での膨張比が定まれば、管状ノズル１１内での冷却空気の減圧に伴う膨張から、管状ノズル出口端１１ａでの温度降下ΔＴ１が計算でき、管状ノズル出口端１１ａでの冷却空気温度Ｔ２が決定できる。即ち、Ｔ２＝Ｔ１−ΔＴ１となる。更に、冷却空気Ｆ１が管状ノズル１１からシールディスク冷却通路孔４に乗移る際、図５Ｂに示すように、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に応じた冷却空気温度変化ΔＴ２が発生する。従って、シールディスク冷却通路孔４を経て動翼に流入する冷却空気Ｆ１の温度Ｔ３は、Ｔ３＝Ｔ１−ΔＴ１＋ΔＴ２で表される。動翼を有効に冷却するために、冷却空気温度Ｔ３は、動翼燃焼ガス部の燃焼ガスの温度Ｔ４より所定値（α２）だけ低い温度以下に保持する必要がある。

通過点ＰＰ１からＰＰ５における冷却空気の圧力算出手順について、図９を参照して詳細に説明する。

まず、管状ノズル１１のノズル口径Ｄを選定し（ステップＳ１）、管状ノズル出口圧力Ｐ２及びノズル膨張比を算出する（ステップＳ２）。次に、上記で述べたように、図６により、冷却空気のジェット流の減衰の観点から、比Ｌ／Ｄが１０以下か否かを判断する（ステップＳ３）。比Ｌ／Ｄが１０よりも高ければ、冷却空気ジェット流の減衰が大きすぎると判断して、ステップＳ１が再度実行され、ノズル口径Ｄを選定する。比Ｌ／Ｄが１０以下であれば、冷却空気ジェット流の減衰はないと判断して、管状ノズル出口端１１ａの冷却空気流最大噴出速度Ｖｍ及び所定の比Ｌ／Ｄにおける冷却空気Ｆ１の流速Ｖを算出する（ステップＳ４）。上記の値ＶｍとＶから冷却空気Ｆ１の周方向速度成分Ｖｔが導かれる（ステップＳ５）。続いて、相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）が算出され（ステップＳ６）、図５Ｃより相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）に対する冷却空気乗移圧損ΔＰ２が導かれる（ステップＳ７）。冷却空気乗移圧損ΔＰ２が定まれば、シールディスク冷却通路孔４に乗移った冷却空気Ｆ１のシールディスク冷却通路孔内部圧力Ｐ３及び動翼先端部圧力Ｐ４が算出される（ステップＳ８、Ｓ９）。次に、動翼先端部圧力Ｐ４と動翼燃焼ガス部圧力Ｐ５を比較して、Ｐ４≧Ｐ５＋α１が成立するか否かを判断する（ステップＳ１０）。Ｐ４＜Ｐ５＋α１であれば、燃焼ガスが動翼内部に逆流するため、ステップＳ１が再度実行され、ノズル口径Ｄを選定する。Ｐ４≧Ｐ５＋α１であれば、動翼先端部圧力Ｐ４が動翼燃焼ガス部圧力Ｐ５を上回り、燃焼ガスは逆流しない。この場合、選定したノズル口径Ｄが妥当と判断され、冷却空気流の各通過点ＰＰ１からＰＰ４での圧力Ｐ１からＰ４は適正であると判断する。

上記で述べたように、冷却空気流の圧力変化が適正に選定できれば、管状ノズルでの膨張比から管状ノズルでの温度降下ΔＴ１、管状ノズル出口での冷却空気温度Ｔ２、動翼入口での冷却空気温度Ｔ３を算出して、動翼燃焼ガス温度Ｔ４と動翼での冷却空気温度Ｔ３との差が、所定値（α２）以上であるか否かを判断する。

以上の手順により、冷却空気移送装置の仕様を最適化することが出来る。これによりガスタービンの全体効率を向上させることができる。

本発明の第１実施形態に係わる冷却空気移送装置を備えたガスタービンの構造図である。 本発明の第１実施形態における管状ノズルの配置例を示す、図１のII−II線に沿った断面図である。 本発明の第１実施形態におけるシールディスクの正面図である。 本発明の第１実施形態に係わる冷却空気移送装置の構成部分間の三次元的な関係を示す斜視図である。 図４ＡのIVＢ−IVＢ線に沿った断面図である。 図４ＢのIVＣ−IVＣ線に沿った断面図である。 冷却空気の周方向速度成分とシールディスクの周方向速度との関係を示す説明図である。 乗移りに伴う冷却空気の温度変化と相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）との関係を示すグラフである。 冷却空気乗移圧損と相対速度差（Ｖｔ−Ｕｔ）との関係を示すグラフである。 冷却空気の速度比（Ｖ／Ｖｍ）と比Ｌ／Ｄとの関係を示すグラフである。 本発明の第１の実施形態における管状ノズルの構造図である。 図７ＡのVIIＢ−VIIＢ線に沿った断面図である。 冷却空気の圧力の変化を示すグラフである。 冷却空気の圧力算出手順を示すフローチャートである。 ガスタービンの一般的な構成を示す概念図である。 従来のガスタービンの冷却空気移送装置廻りの構造図である。

符号の説明

１ 冷却空気移送装置
２ 管状ノズル群
３、４６ シールディスク
３ａ シールディスク回転面
４、４７ シールディスク冷却通路孔
１１ 管状ノズル
１１ａ 管状ノズル出口端
１２ ノズル本体
１３ ノズルチップ
１３ａ ノズルチップ出口端
１４ ノズルフランジ
１５ 取付ボルト
３１ 第１段ユニット
３２ 第１段静翼
３３ 第１段動翼
３４ 第１段ロータディスク
４１ ロータ
４１ａ ロータ軸線
４２ 車室
４３ 抽気室
４４ 冷却空気導入部
４５ ＴＯＢＩノズル
４８ 隔壁
５１ 圧縮機
５２ 燃焼器
５３ タービン
５４ 発電機
Ａ１ 管状ノズル軸線
Ａ１１ 投影管状ノズル軸線
Ａ２ シールディスク冷却通路孔ピッチ円
Ａ３ ノズル本体中心ピッチ円
Ｄ ノズル口径
ｄ ノズルチップ内径
Ｆ１ 冷却空気
Ｆ２ 燃焼ガス
Ｌ 管状ノズル出口端からシールディスク面上の交差点Ｂまでの距離
Ｐ１からＰ５ 各通過点での冷却空気圧力
ＰＰ１からＰＰ５ 冷却空気の各通過点
ΔＰ１ 管状ノズルでの圧力損失
ΔＰ２ 冷却空気乗移圧損

Claims (5)

1. 圧縮機から車室へ吐出された空気の一部を抽気して、ロータディスクに冷却空気として移送する冷却空気移送装置を備えたガスタービンであって、
   前記冷却空気移送装置は、前記車室内側にロータを囲むように環状に配置されて前記冷却空気を吹き出す互いに独立した複数の管状ノズルと、該管状ノズルから吹き出した前記冷却空気を受け入れ可能に、ロータ軸線を中心として環状に配置されたシールディスク冷却通路孔を有するシールディスクとから構成され、
   前記管状ノズルは、管状ノズル軸線が常に前記シールディスクの回転方向に傾き角を形成して前記ロータ軸線と交差するように配置されたことを特徴とする、
   冷却空気移送装置を備えたガスタービン。
2. 前記管状ノズルは、
   前記管状ノズル軸線と前記シールディスクの前記管状ノズルに対向する面との交差点が、前記ロータ軸線を中心として前記シールディスクに環状に配置されたシールディスク冷却通路孔のピッチ円上にあり、
   前記管状ノズルの出口端から前記交差点までの距離が、冷却空気ジェット流の減衰が生じない範囲に配置されたことを特徴とする、
   請求項１に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービン。
3. 前記管状ノズルのノズル口径は、前記冷却空気の圧力及び温度から決定されるものであって、
   前記冷却空気の圧力は、前記管状ノズルでの圧力損失と、前記冷却空気の周方向速度成分と前記シールディスクの周速度との相対速度差とから決定する冷却空気乗移圧損とから定まり、
   前記冷却空気の温度は、前記管状ノズルでの前記冷却空気の膨張比に応じた温度降下と前記相対速度差によって決定する冷却空気温度変化とから定まることを特徴とする、
   請求項１又は２のいずれか１項に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービン。
4. 前記管状ノズルは、前記管状ノズルの出口端から前記交差点までの距離が、前記管状ノズルのノズル口径の１０倍以内に配置されたことを特徴とする、請求項３に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービン。
5. 前記管状ノズルは、着脱可能なノズル本体とノズルチップを含むことを特徴とする、請求項１〜４のいずれか１項に記載された冷却空気移送装置を備えたガスタービン。

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