JP5078633B2 - 軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状 - Google Patents

Description

本発明は、内周壁および外周壁間に区画した環状のガス通路に複数のインレットガイドベーンを放射状に配置した軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状に関する。

現在、航空機用の軸流型ガスタービンエンジンのタービンに採用されているインレットガイドベーンのガス通路の内周壁および外周壁の形状は、大型ないし中型のエンジンでは、直線よりなる母線で構成された円筒形状あるいは円錐形状のものが多く、円錐形状の変形として単一の変曲点を有するＳ字状の母線で構成されたものも存在する。また小型のエンジンでは、外周壁の形状は大型ないし中型のエンジンのものと差異はないが、内周壁の形状は、小型であるがために設計自由度が低いことから、一般に単純な円筒形状が採用されている。

下記特許文献１には、タービンブレード２９のハブを構成するプラットフォーム３１のエンドウォール３３の形状を、タービンブレード２９の負圧面３４側と正圧面３５側とで異ならせることで、隣接するタービンブレード２９間の圧力勾配を減少させて渦の発生を遅らせ、圧力損失の低減を図るものが記載されている。

下記特許文献２には、ガスタービンエンジンのコンプレッサあるいはタービンのブレード１２やベーン１２の径方向内端を支持するプラットフォーム１６の表面形状を、ブレード１２やベーン１２に接する部分で径方向外側に膨らませ、それらの周方向中間部分で径方向内側に窪ませることで、遷音速領域での衝撃波を弱めるものが記載されている。

下記特許文献３には、ガスタービンエンジンのコンプレッサのブレード１６の内周壁を構成するプラットフォーム３８および外周壁を構成するシュラウド３６における隣接するブレード１６に挟まれた領域に、ガスの流れ方向に延びる溝４０を形成することで、ガス通路を広げてコンプレッサの効率を高めるものが記載されている。

下記特許文献４には、ガスタービンエンジンのタービンのノズルガイドベーン２０のインナープラットフォーム２７に円周方向に連続する凸部および凹部を形成することで、ノズルガイドベーン２０の下流の圧力分布を円周方向に均一化するものが記載されている。
米国特許第６，２８３，７１３号明細書 米国特許第６，６６９，４４５号明細書 米国特許第６，５５１，７６１号明細書 米国特許第５，４６６，１２３号明細書

ところで、ガスタービンエンジンのタービンのインレットガイドベーンにおける圧力損失は、そのインレットガイドベーンの負圧面におけるスパン方向の圧力差によりチップ側からハブ側に向かう二次流れが発生するため、後縁からのガスの流出角がスパン方向に不均一になって後段のタービンの効率が低下することで発生することが知られている。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、軸流型ガスタービンエンジンのタービンのインレットガイドベーンの二次流れに起因する圧力損失を低減するためのガス通路形状を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、内周壁および外周壁間に区画した環状のガス通路に複数のインレットガイドベーンを放射状に配置した軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状において、前記インレットガイドベーンの前縁および後縁間の前記内周壁は、前縁から５０％コード位置までに配置される１個の変曲点と、５０％コード位置から後縁までに配置される２個の変曲点と、流体の流れ方向の上流側で径方向において凹状に湾曲する内周凹部と、流体の流れ方向の下流側で径方向において凸状に湾曲する内周凸部とを備え、前記インレットガイドベーンの前縁および後縁の径方向内端間を結ぶ基準線に対して、前記内周凸部は径方向外側に位置し、かつ前記インレットガイドベーンは径方向のスパン長よりも長い軸方向のコード長を有することを特徴とする、軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記インレットガイドベーンの前縁および後縁間の前記外周壁は、流体の流れ方向の上流側で径方向において凸状に湾曲する外周凸部と、流体の流れ方向の下流側で径方向において凹状に湾曲する外周凹部とを備えることを特徴とする、軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記外周壁は３個以上の変曲点を有することを特徴とする、軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記外周壁は、前縁から５０％コード位置までに２個の変曲点を有し、５０％コード位置から後縁までに１個以上の変曲点を有することを特徴とする、軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状が提案される。

本願の第１の実施の形態は、インレットガイドベーンの内周壁に径方向において凹状に湾曲する上流側の内周凹部と径方向において凸状に湾曲する下流側の内周凸部とを設け、かつインレットガイドベーンの前縁および後縁の径方向内端間を結ぶ基準線に対して内周凸部を径方向外側に位置させたものであり、本願の第２の実施の形態は、インレットガイドベーンの外周壁に径方向において凸状に湾曲する上流側の外周凸部と径方向において凹状に湾曲する下流側の外周凹部とを設けたものであり、本願の第３の実施の形態は、上記第１、第２の実施の形態の特徴を併せ持つものである。請求項１の発明は第１の実施の形態に対応し、請求項２〜請求項４の発明は第３の実施の形態に対応する。

これらの構成により、インレットガイドベーンの内周壁あるいは外周壁の上流側部分におけるスパン方向の圧力差が軽減あるいは一部逆転することで、インレットガイドベ−ンのチップ側からハブ側に向かう径方向の二次流れが抑制されて圧力損失が低減し、後段のタービンに流入するガスの流れを均一化することができる。またインレットガイドベーンの負圧面および正圧面間の圧力差が最大になる最大負荷位置が後縁側にシフトすることで、周方向に隣接するインレットガイドベーンの正圧面から負圧面に向かう周方向の二次流れも抑制され、後段のタービンに流入するガスの流れをより一層均一化することができる。

上記効果は、内周壁の形状の最適化だけ、あるいは外周壁の形状の最適化だけによっても発揮されるが、内周壁の形状および外周壁の形状を同時に最適化することで一層効果的に発揮される。

本発明における上記、その他の目的、特徴および利点は、添付の図面に沿って以下に詳述する好適な実施の形態の説明から明らかとなろう。

以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に基づいて説明する。

図１は比較例および第１〜第３の実施の形態のインレットガイドベーンのガス通路形状を示す図、図２は比較例および第１〜第３の実施の形態のインレットガイドベーンのガス通路の径方向高さの分布を示す図、図３Ａ〜図３Ｄは比較例および第１〜第３の実施の形態の軸コードに対するマッハ数の分布を示す図、図４Ａ〜図４Ｄは比較例および第１〜第３の実施の形態のスパン方向および周方向の圧力損失の分布を示す図、図５Ａおよび図５Ｂは比較例および第３の実施の形態のスパン方向および周方向の流出角の分布を示す図、図６は比較例および第３の実施の形態のスパン方向に沿う圧力損失の分布を示す図、図７は比較例および第３の実施の形態のスパン方向に沿う流出角の分布を示す図である。

図１は、ガスタービンエンジンのタービンの入り口に配置されるインレットガイドベーンＶの内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの形状を示すもので、符号ＬＥはインレットガイドベーンＶの前縁を示し、符号ＴＥはインレットガイドベーンＶの後縁を示している。このインレットガイドベーンＶは、スパン長（径方向の長さ）よりもコード長（軸方向の長さ）が大きい超低アスペクトレシオを有するものであり、前縁ＬＥはハブ側（径方向内側）に対してチップ側（径方向外側）がガスの流れ方向の上流側に傾斜して延びており、後縁ＴＥはハブ側およびチップ側がガスの流れ方向に直交する方向に延びている。

●のラインは比較例を示すもので、ハブ側の内周壁Ｃｈはガスの流れ方向に沿って直線状（一定径）に形成され、チップ側の外周壁Ｃｔはガスの流れ方向の上流側から下流側に向けて単調かつ滑らかに径が減少している。以下、比較例の内周壁Ｃｈの形状（直線）を基準線と呼ぶ。

△のラインは内周壁Ｃｈの最適化を行った第１の実施の形態を示すもので、その外周壁Ｃｔの形状は比較例（●のライン参照）と同じである。第１の実施の形態の内周壁Ｃｈの形状は、インレットガイドベーンＶの前縁ＬＥから軸コードの８０％位置付近までの領域に基準線よりも径方向内側に湾曲する大きい内周凹部Ｃｃ１が形成され、軸コードの８０％位置付近から後縁ＴＥまでの領域に基準線よりも径方向外側に湾曲する小さい内周凸部Ｃｖ１が形成される。第１の実施の形態の内周壁Ｃｈは、前縁ＬＥから後縁ＴＥにかけて、外周壁Ｃｔに向かって曲率が凸から凹に変化する第１変曲点Ｐ１と、曲率が凹から凸に変化する第２変曲点Ｐ２と、曲率が凸から凹に変化する第３変曲点Ｐ３とを備えている。

□のラインは外周壁Ｃｔの最適化を行った第２の実施の形態を示すもので、その内周壁Ｃｈの形状は比較例（●のライン参照）と同じである。第２の実施の形態の外周壁Ｃｔの形状は、前縁ＬＥの直後に径方向内側に湾曲する外周凸部Ｃｖ２が形成され、その下流側に径方向外側に湾曲する外周凹部Ｃｃ２が形成されることでＳ字状に湾曲する壁面が構成され、その下流側は後縁ＴＥに向かってガス通路の断面積が緩やかに絞られている。第２の実施の形態の外周壁Ｃｔは、前縁ＬＥから後縁ＴＥかけて、内周壁Ｃｈに向かって曲率が凹から凸に変化する第１変曲点Ｐ４と、曲率が凸から凹に変化する第２変曲点Ｐ５と、曲率が凹から凸に変化する第３変曲点Ｐ６と、曲率が凸から凹に変化する第４変曲点Ｐ７とを備えている。

◇のラインは内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化を同時に行った第３の実施の形態を示すもので、内周壁Ｃｈの形状は第１の実施の形態の内周壁Ｃｈの形状と類似しているが、その内周凹部Ｃｃ３は第１の実施の形態の内周凹部Ｃｃ１よりも上流側にシフトして窪みの程度が小さくなり、その内周凸部Ｃｖ３は第１の実施の形態の内周凸部Ｃｖ１よりも上流側にシフトして膨らみの程度が大きくなっている。第３の実施の形態の内周壁Ｃｈは、前縁ＬＥから後縁ＴＥにかけて、外周壁Ｃｔに向かって曲率が凸から凹に変化する第１変曲点Ｐ８と、曲率が凹から凸に変化する第２変曲点Ｐ９と、曲率が凸から凹に変化する第３変曲点Ｐ１０とを備えている。

また第３の実施の形態の外周壁Ｃｔの形状は第２の実施の形態の外周壁Ｃｔの形状と類似しているが、前縁ＬＥの下流側に径が略一定の部分が連なるため、その外周凸部Ｃｖ４は第２の実施の形態の外周凸部Ｃｖ２よりも下流側かつ径方向外側にシフトして膨らみの程度が小さくなり、その外周凹部Ｃｃ４は第２の実施の形態の外周凹部Ｃｃ２よりも径方向外側にシフトしており、外周凹部Ｃｃ４の下流側は後縁ＴＥに向かってガス通路の断面積が緩やかに絞られている。第３の実施の形態の外周壁Ｃｔは、前縁ＬＥから後縁ＴＥにかけて、内周壁Ｃｈに向かって曲率が凸から凹に変化する第１変曲点Ｐ１１と、曲率が凸から凹に変化する第２変曲点Ｐ１２と、曲率が凹から凸に変化する第３変曲点Ｐ１３とを備えている。

第１の実施の形態では、内周壁Ｃｈの前縁ＬＥから５０％コード位置までに１個の変曲点Ｐ１が存在し、５０％コード位置から後縁ＴＥまでに２個の変曲点Ｐ２，Ｐ３が存在する。

第２の実施の形態では、外周壁Ｃｔの前縁ＬＥから５０％コード位置までに２個の変曲点Ｐ４，Ｐ５が存在し、５０％コード位置から後縁ＴＥまでに２個の変曲点Ｐ６，Ｐ７が存在する。

第３の実施の形態では、内周壁Ｃｈの前縁ＬＥから５０％コード位置までに１個の変曲点Ｐ８が存在し、５０％コード位置から後縁ＴＥまでに２個の変曲点Ｐ９，Ｐ１０が存在する。また外周壁Ｃｔの前緑ＬＥから５０％コード位置までに２個の変曲点Ｐ１１，Ｐ１２が存在し、５０％コード位置から後縁ＴＥまでに１個の変曲点Ｐ１３が存在する。

図２は、インレットガイドベーンＶの内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔ間のガス通路の径方向高さのコード方向の分布を、比較例のガス通路の径方向高さで無次元化して示すものである。

内周壁Ｃｈの最適化を行った第１の実施の形態は、前縁ＬＥ側から後縁ＴＥ側に向かって、ガス通路の径方向高さが基準値の１００から増加して極大値に達したのちに減少に転じ、１００未満の極小値に達した後に再び増加して１００に戻っている。

外周壁Ｃｔの最適化を行った第２の実施の形態は、基本的に前記第１の実施の形態と同じ特性を有しているが、前縁ＬＥの直後でガス通路の径方向高さが基準値の１００から一旦減少し、前記極小値とは異なる第２の極小値を形成している点に特徴がある。

内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化を同時に行った第３の実施の形態は、前記第１の実施の形態と同じ特性を有しているが、極大値が第１の実施の形態よりも大きく、極小値が第１の実施の形態よりも小さくなっており、その結果、極大値および極小値間の差が第１の実施の形態よりも増加している。

第１の実施の形態〜第３の実施の形態に共通している特徴は、内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔにより区画されたガス通路の径方向高さを、その上流部から中流部にかけて一旦広げた後に、下流部に向けて急激に狭めることで、インレットガイドベーンＶの負荷を比較例に比べて後縁ＴＥ側に移動させたことである。

ところで、インレットガイドベーンＶにおける圧力損失は、インレットガイドベーンＶの負圧面におけるスパン方向の圧力差により、インレットガイドベーンＶのチップ側（外周壁Ｃｔ側）からハブ側（内周壁Ｃｈ側）に向かう二次流れが発生することが大きな要因となっている。このような径方向内向きの二次流れが発生すると、インレットガイドベーンＶの後縁ＴＥからのガスの流出角がスパン方向に不均一になり、その後方のタービンの効率が低下するからである。

図３Ａは比較例の軸コードに対するマッハ数の分布を示すグラフであり、３本のラインは内周壁Ｃｈ側からスパン方向への１０％位置、５０％位置および９０％位置にそれぞれ対応している。下側の３本のラインはインレットガイドベーンＶの正圧面に対応し、上側の３本のラインはインレットガイドベーンＶの負圧面に対応しており、径方向内向きの二次流れが発生する要因は負圧面の圧力勾配から読み取れる。即ち、インレットガイドベーンＶの前縁ＬＥ寄りの領域ａにおいて、スパン方向の内周壁Ｃｈ側ほどマッハ数が高くなって圧力が低下しており、その結果、圧力が高い外周壁Ｃｔ側から圧力が低い内周壁Ｃｈ側に向かう二次流れが発生すると考えられる。

図３Ｂは内周壁Ｃｈの最適化を行った第１の実施の形態を示すもので、領域ａの下流の領域ｂで、スパン方向の圧力分布が逆転しており、スパン方向の内周壁Ｃｈ側ほどマッハ数が低くなって圧力が上昇しており、その結果、外周壁Ｃｔ側から内周壁Ｃｈ側に向かう径方向の二次流れが抑制されて圧力損失が低減すると考えられる。また図３Ａの比較例ではインレットガイドベーンＶの正圧面および負圧面のマッハ数差が最大になる位置（最大負荷位置）は６５％コード位置であるが、図３Ｂの第１の実施の形態では最大負荷位置がより下流側の７０％コード位置にシフトしている。よって、隣接するインレットガイドベーンＶの正圧面から負圧面に回り込む周方向の二次流れが抑制され、上述した径方向内向きの二次流れの低減と相まって圧力損失の低減に寄与すると考えられる。

図３Ｃは外周壁Ｃｔの最適化を行った第２の実施の形態を示すものであり、図３Ｄは内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化を同時に行った第３の実施の形態を示すものである。これらの第２、第３の実施の形態では、図３Ｂの第１の実施の形態の領域ｂにおけるスパン方向の圧力勾配の逆転現象は観察されないが、領域ａにおけるスパン方向の圧力勾配が図３Ａの比較例に比べて小さくなって径方向の二次流れが抑制され、かつ正圧面および負圧面のマッハ数差が最大になる最大負荷位置が比較例に比べて下流側にシフトすることで、周方向の二次流れが抑制されて圧力損失の低減に寄与すると考えられる。

図４Ａ〜図４Ｄは、下流側から上流側に見たガス通路のスパン方向および周方向の損失分布を示すグラフであって、図４Ａは比較例に対応し、図４Ｂ〜図４Ｄはそれぞれ第１〜第３の実施の形態に対応している。図中の色の濃い部分ほど圧力損失が大きいことを示しており、インレットガイドベーンＶの内周壁Ｃｈ近傍および外周壁Ｃｔ近傍、特に内周壁Ｃｈ近傍で圧力損失が大きくなっている。

比較例と第１〜第３の実施の形態とを比較すると、外周壁Ｃｔ側の損失分布には大きな差異は認められないが、内周壁Ｃｈ側の損失分布に差異が認められる。即ち、領域ａでは比較例に比べて第１〜第３の実施の形態の損失が若干増加しているが、領域ｂおよび領域ｃにおいて比較例に比べて第１〜第３の実施の形態の損失が減少しているため、第１〜第３の実施の形態のトータルの損失は比較例のトータルの損失を下回ると考えられる。

図５Ａおよび図５Ｂは、下流側から上流側に見たガス通路のスパン方向および周方向の流出角分布を示すグラフであって、図５Ａは比較例に対応し、図５Ｂは第３の実施の形態に対応している。図中の数字は流出角の値を示している。

比較例では、内周壁Ｃｈの近傍に流出角が急激に変化する部分、つまり渦の存在に起因する二つのコアが存在しているが、第３の実施の形態では図中左側のコアが弱まって殆ど消滅しており、周方向の流出角の分布がより均一化されていることが分かる。この流出角の均一化により、インレットガイドベーンＶの下流側のタービンの入口における流れの特性が改善されて損失が偲減すると考えられる。

図６は、インレットガイドベーンＶのスパン方向に沿う圧力損失の分布を示すグラフであって、●のラインは比較例、◇のラインは内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化を同時に行った第３の実施の形態に対応する。０％スパン位置（内周壁Ｃｈ）から８７％スパン位置までの領域で第３の実施の形態の圧力損失は比較例の圧力損失を下回っている。残りの一部の領域、つまり８７％スパン位置から１００％スパン位置（外周壁Ｃｔ）までの領域で第３の実施の形態の圧力損失は比較例の圧力損失を上回っているが、全体として第３の実施の形態の圧力損失が比較例の圧力損失を下回っていることが分かる。

図７は、インレットガイドベーンＶのスパン方向に沿う流出角の分布を示すグラフであって、●のラインは比較例、◇のラインは内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化を同時に行った第３の実施の形態に対応する。比較例に比べて、第３の実施の形態は０％スパン位置（内周壁Ｃｈ）から２５％スパン位置までの領域を含めて、スパン方向の広い領域で流出角が略一定に維持されており、これによりインレットガイドベーンＶの後段のタービンの効率を高めることができる。

しかして、比較例の圧力損失を１００とすると、第１の実施の形態（内周壁Ｃｈの最適化）の圧力損失は５％改善されて９５となり、第２の実施の形態（外周壁Ｃｔの最適化）の圧力損失は６％改善されて９４となり、第３の実施の形態（内周壁Ｃｈおよび外周壁Ｃｔの最適化）の圧力損失は１０％改善されて９０となる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

比較例および第１〜第３の実施の形態のインレットガイドベーンのガス通路形状を示す図 比較例および第１〜第３の実施の形態のインレットガイドベーンのガス通路の径方向高さの分布を示す図 比較例の軸コードに対するマッハ数の分布を示す図 第１の実施の形態の軸コードに対するマッハ数の分布を示す図 第２の実施の形態の軸コードに対するマッハ数の分布を示す図 第３の実施の形態の軸コードに対するマッハ数の分布を示す図 比較例の形態のスパン方向および周方向の圧力損失の分布を示す図 第１の実施の形態のスパン方向および周方向の圧力損失の分布を示す図 第２の実施の形態のスパン方向および周方向の圧力損失の分布を示す図 第３の実施の形態のスパン方向および周方向の圧力損失の分布を示す図 比較例のスパン方向および周方向の流出角の分布を示す図 第３の実施の形態のスパン方向および周方向の流出角の分布を示す図 比較例および第３の実施の形態のスパン方向に沿う圧力損失の分布を示す図 比較例および第３の実施の形態のスパン方向に沿う流出角の分布を示す図

Ｃｈ 内周壁
Ｃｔ 外周壁
Ｃｃ１ 内周凹部
Ｃｖ１ 内周凸部
Ｃｖ２ 外周凸部
Ｃｃ２ 外周凹部
Ｃｃ３ 内周凹部
Ｃｖ３ 内周凸部
Ｃｖ４ 外周凸部
Ｃｃ４ 外周凹部
ＬＥ 前縁
ＴＥ 後縁
Ｖ インレットガイドベーン

Claims (4)

1. 内周壁（Ｃｈ）および外周壁（Ｃｔ）間に区画した環状のガス通路に複数のインレットガイドベーン（Ｖ）を放射状に配置した軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状において、
   前記インレットガイドベーン（Ｖ）の前縁（ＬＥ）および後縁（ＴＥ）間の前記内周壁（Ｃｈ）は、前縁（ＬＥ）から５０％コード位置までに配置される１個の変曲点と、５０％コード位置から後縁（ＴＥ）までに配置される２個の変曲点と、流体の流れ方向の上流側で径方向において凹状に湾曲する内周凹部（Ｃｃ１）と、流体の流れ方向の下流側で径方向において凸状に湾曲する内周凸部（Ｃｖ１）とを備え、前記インレットガイドベーン（Ｖ）の前縁（ＬＥ）および後縁（ＴＥ）の径方向内端間を結ぶ基準線に対して、前記内周凸部（Ｃｖ１）は径方向外側に位置し、かつ前記インレットガイドベーン（Ｖ）は径方向のスパン長よりも長い軸方向のコード長を有することを特徴とする、軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状。
2. 前記インレットガイドベーン（Ｖ）の前縁（ＬＥ）および後縁（ＴＥ）間の前記外周壁（Ｃｔ）は、流体の流れ方向の上流側で径方向において凸状に湾曲する外周凸部（Ｃｖ４）と、流体の流れ方向の下流側で径方向において凹状に湾曲する外周凹部（Ｃｃ４）とを備えることを特徴とする、請求項１に記載の軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状。
3. 前記外周壁（Ｃｔ）は３個以上の変曲点を有することを特徴とする、請求項２に記載の軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状。
4. 前記外周壁（Ｃｔ）は、前縁（ＬＥ）から５０％コード位置までに２個の変曲点を有し、５０％コード位置から後縁（ＴＥ）までに１個以上の変曲点を有することを特徴とする、請求項３に記載の軸流型ガスタービンエンジンのガス通路形状。

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