JP5539131B2 - ２軸式ガスタービンの内周抽気構造 - Google Patents

Description

本発明は、軸の異なる圧縮機駆動用の高圧タービンと負荷駆動用の低圧タービンからなる２軸式ガスタービンの内周抽気構造に関するものであり、特に圧縮機からタービンへ冷却空気を供給する２軸式ガスタービンの内周抽気構造に関する。

近年のエネルギー需要の増加に伴い、液化天然ガス（ＬＮＧ）の生産に適した機械駆動用のガスタービンに対する需要が増加している。

ＬＮＧプラントでは天然ガスをＬＮＧ液化用圧縮機で高圧にすることによって液化を達成しているが、ＬＮＧ液化用圧縮機の駆動には、２軸式のガスタービンが用いられることが多い。

特開２００５−３３７０８２号公報に記載されているような２つの回転軸を備えた２軸式のガスタービンでは、タービン部分がＬＮＧ用圧縮機や発電機等の負荷を駆動する低圧タービンと、圧縮機と接続されている高圧タービンに分けられており、それぞれのタービンが異なる回転軸に連結しているという特徴がある。２軸式ガスタービンは前述のような機械駆動用としてだけでなく、発電機に接続する発電用としても用いられることがある。

発電用のガスタービンとしては、構造が簡素で運用しやすい圧縮機とタービンが同一の回転軸で回転する１軸式ガスタービンが主流であるが、装置を小型化する必要がある場合に発電機の回転数を維持するための減速機が必要になるという課題がある。

これに対して、２軸式ガスタービンは高圧タービンと低圧タービンの回転数を任意に選択できるので減速機が不要となり、コンパクトで高効率とすることができる。ただし、２軸式ガスタービンは１軸式ガスタービンに比べ、圧縮機からタービンへ冷却空気を供給する内周抽気構造が複雑化するという課題がある。

特開２００５−３３７０８２号公報

特開２００５−３３７０８２号公報に開示された構成の２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、圧縮機最終段の動静翼間に形成されたスリットから回転軸に形成したインデューサに至る高圧空気の流路の途中となるインナーケーシングの内周側にシールが存在するため、スリットからインナーケーシングの内周側に形成された内周抽気キャビティを経由して回転軸に形成したインデューサまで流れる高圧空気の流量は非常に小さくなる。

圧縮機最終段の動静翼間に形成されたスリットは構造上、上流側となる圧縮機動翼ホイールの壁面が回転しているため、スリットを流れる空気の流量が非常に小さいと、圧縮機動翼ホイールの回転壁が流体に摩擦力を介して与える遠心力に打ち勝つことができず、スリットの圧縮機最終段動翼側で逆流が発生することになる。

スリットで逆流が発生すると、圧縮機最終段静翼の主流部に乱れが発生するため、圧縮機最終段静翼の損失が増加し、流れの剥離等が原因となる不安定現象の発生によって圧縮機最終段静翼に作用する応力が増加する可能性がある。

本発明の目的は、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造を提供することにある。

本発明の２軸式ガスタービンの内周抽気構造は、空気を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機によって圧縮される空気と燃料を燃焼させて燃焼ガスを生成する燃焼器と、前記圧縮機と第１の回転軸によって連結され前記燃焼器で生成される燃焼ガスにより駆動される高圧タービンと、前記高圧タービンから排出された燃焼ガスで駆動され別の第２の回転軸によって負荷と連結された低圧タービンと、前記圧縮機と前記高圧タービンとの間に位置し、前記第１の回転軸の外周側に設けられたインナーケーシングと、前記インナーケーシングの内周側と前記第１の回転軸の外周側との間にキャビティを形成した２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、前記第１の回転軸に連結され前記圧縮機の最終段動翼を備えた圧縮機動翼ホイールの壁面と前記インナーケーシングの端部との間に圧縮空気の一部を前記キャビティに導くスリットを備え、前記インナーケーシングの前記圧縮機の最終段よりも下流側の位置に前記キャビティへ前記圧縮機の最終段を流下した圧縮空気の一部を導く抽気孔を備え、前記インナーケーシングに設けた前記抽気孔から前記キャビティへ導かれる圧縮空気の流量が、前記スリットから前記キャビティに導かれる圧縮空気の流量に比べて大きくなるように、前記抽気孔及び前記スリットのサイズをそれぞれ設定していることを特徴とする。

本発明によれば、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造が実現できる。

本発明の第１実施例である２軸式ガスタービンの圧縮機出口からタービン入口にかけての子午面方向断面図。 本発明の実施例である２軸式ガスタービンの概略構成図。 本発明の第１実施例の２軸式ガスタービンに関するスリット、抽気孔、およびインデューサの流量特性図。 本発明の第２実施例である２軸式ガスタービンの圧縮機出口からタービン入口にかけての子午面方向断面図。 本発明の第１実施例の２軸式ガスタービンに関する圧縮機最終段静翼２２ｂの翼高さ方向断面および流入角−損失特性の比較図。 本発明の第２実施例の２軸式ガスタービンに関する圧縮機最終段静翼２２ｂの翼高さ方向断面および流入角−損失特性の比較図。 本発明の第３実施例である２軸式ガスタービンの圧縮機最終段動静翼近傍の子午面方向断面図。 本発明の第３実施例の変形例である２軸式ガスタービンの圧縮機最終段動静翼近傍の子午面方向断面図。 本発明の第４実施例である２軸式ガスタービンの圧縮機最終段動静翼近傍の子午面方向断面図。

本発明の実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造について図面を参照して以下に説明する。

本発明の第１実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造について図１乃至図４を用いて説明する。

図１に本発明の第１実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造ついて、圧縮機出口からタービン入口にかけての子午面方向断面図を示している。

図１及び図２に示した本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造においては、２軸式ガスタービンであり、
図２に本実施例における２軸式ガスタービンの概略構成図を示したように、作動流体となる空気は軸流圧縮機２に流入して圧縮された後に燃焼器３に流入し、この燃焼器３で空気と燃料が混合して噴射され燃焼し高温の燃焼ガスを生成する。

燃焼器３で生成したこの高温・高圧の燃焼ガスは、圧縮機２と回転軸６によって接続されている高圧ガスタービン４に流入して高圧ガスタービン４を駆動すると共に、前記高圧ガスタービン４によって圧縮機２を駆動する。

前記高圧ガスタービン４を流下した燃焼ガスは低圧ガスタービン５に流入し、この低圧ガスタービン５を燃焼ガスが通過する際に、回転軸６とは別体の回転軸７によって該低圧ガスタービン５と接続された発電機８を駆動して発電を行っている。

低圧ガスタービン５を通過した燃焼ガスは排ガスとなって最終的には大気中に放出される。なお本実施例の高圧ガスタービン４および低圧ガスタービン５の回転数はそれぞれ約４５００ｒｐｍ、約３６００ｒｐｍを想定している。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、図１に示したように、高圧ガスタービン４を構成するタービン静翼４１ａの下流に設置されたタービン動翼４１ｂを冷却する冷却空気は、圧縮機２を構成する圧縮機最終段動翼２２ａ、最終段静翼２２ｂ、並びに出口案内翼２３の下流側となる圧縮機ケーシング２６の内周側とインナーケーシング２７の外周側との間に形成されたディフューザ２８を通過した圧縮空気の一部を、前記インナーケーシング２７に設けた抽気孔５２から前記インナーケーシング２７の内周側と回転軸６との間に形成された内周抽気キャビティ５３に流入させ、この内周抽気キャビティ５３から前記回転軸６にそれぞれ設けられたインデューサ５４及び中心孔５５を経由してタービン動翼４１ｂを設けたタービン動翼ホイール４２に形成した冷却流路（図示せず）を通じて前記タービン動翼４１ｂの内部に供給し、このタービン動翼４１ｂを冷却する。

また冷却空気としては、前述の供給経路以外に、圧縮機最終段動翼２２ａを流下した圧縮空気の一部を、圧縮機最終段動翼２２ａと最終段静翼２２ｂとの間に位置する、圧縮機動翼ホイール２５の壁面とインナーケーシング２７の端部との間に形成されたスリット５１を通じて導いて、前記インナーケーシング２７の内周側に形成した圧縮機内周抽気キャビティ５３に到達する経路が存在する。尚、回転軸６に設けたインデューサ５４及び中心孔５５の軸方向位置については、中心孔５５の加工距離を短くするため、なるべく下流側（タービン側）に位置するのが望ましい。

ディフューザ２８を通過した圧縮空気は燃焼器３に流入し、この燃焼器３にて燃料と混合して噴射し、燃焼させて高温の燃焼ガスを生成する。この燃焼器３で生成した高温高圧の燃焼ガスはトランジションピース３２を経由して高圧ガスタービン４を構成するタービン静翼４１ａ及びタービン動翼４１ｂに供給される。尚、２６は圧縮機ケーシング、４３はタービンケーシングであり、圧縮機動翼２１ａ、２２ａは圧縮機動翼ホイール２４、２５の外周側にそれぞれ設けられており、圧縮機静翼２１ｂ、２２ｂは前記圧縮機動翼２１ａ、２２ａの下流側に配置されるように前記圧縮機ケーシング２６の内周側にそれぞれ設けられている。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造は、回転軸６を保持する軸受５６がインナーケーシング２７の内周側に設置されており、この軸受５６への高圧空気の流入防止のために、前記回転軸６に設けたインデューサ５４の下流側となる軸受５６の上流側及び下流側のインナーケーシング２７の内周側に回転軸６の外面に面したシール５７、５８がそれぞれ設置されている。

次に、図１及び図２に示した本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造における主流空気の流れについて説明する。まず圧縮機２に流入した空気は、圧縮機内部の複数の動翼２１ａおよび２１ｂを経由し、最終的に動翼２２ａ、静翼２２ｂ、出口案内翼２３からなる最終段を通過して高圧空気となり、圧縮機ケーシング２６とインナーケーシング２７から構成されるディフューザ２８に流入する。

ディフューザ２８に流入時の高圧空気の圧力は約１．６ＭＰａ、温度は約４００℃、流速は約１００ｍ／ｓを想定している。ディフューザ２８で５０ｍ／ｓ程度まで減速した高圧空気の流れは、燃焼器３に流入する。

そして前記燃焼器３によって高圧空気は燃料と混合されて燃焼して高温高圧の燃焼ガスを発生するので、燃焼ガスの温度は約１３００℃まで上昇する。

前記燃焼器３における燃焼によって発生した高温高圧の燃焼ガスの流れは、燃焼器３の下流側のトランジションピース３２を通過した後に高圧ガスタービン４へと流入し、高圧ガスタービン４を構成する第１段のタービン静翼４１ａとタービン動翼４１ｂを通過する。この際、タービン動翼４１ｂを駆動することで回転軸６によって連結された圧縮機２が駆動される。

一方、タービン動翼４１ｂに供給される冷却空気の経路は以下の２通りとなる。１つ目の冷却空気の経路は、ディフューザ２８の内周側のインナーケーシング２７に設けられた抽気孔５２から内周抽気キャビティ５３に流入して、回転軸６に形成されたインデューサ５４及び軸６の中心孔５５を経由してタービン動翼４１ｂに至る経路である。

２つ目の冷却空気の経路は、回転軸６に連結され、圧縮機最終段動翼２２ａを備えた圧縮機動翼ホイール２５の壁面と、インナーケーシング２７の端部との間に形成されたスリット５１から内周抽気キャビティ５３に流入して、回転軸６のインデューサ５４及び中心孔５５を経由してタービン動翼４１ｂに至る経路である。

前記インナーケーシング２７に設けた前記抽気孔５２から前記内周抽気キャビティ５３へ導かれる圧縮空気の流量は、前記スリット５１から前記内周抽気キャビティ５３に導かれる圧縮空気の流量に比べて大きくなるように、前記抽気孔５２及びスリット５１のサイズをそれぞれ設定している。

前者の冷却空気の経路を流れる冷却空気の流量は圧縮機２の全吸込空気量の約３％、後者の冷却空気の経路を流れる冷却空気の流量は圧縮機２の全吸込空気量の約１％を想定しており、冷却空気の温度は主流同様約４００℃を想定している。

尚、内周抽気キャビティ５３からタービン静翼４１ａとタービン動翼４１ｂの間の間隙に至る経路については、経路の途中となるインナーケーシング２７の内周側に、回転軸６を支承する軸受５６が設置されており、前記軸受５６への高圧空気流入の抑制するためのシール５７および５８が前記軸受５６の上流側と下流側となるインナーケーシング２７の内周側にそれぞれ設けられているため、この経路を流れる冷却空気の流量は非常に小さいと予想される。

また、前記スリット５１から前記内周抽気キャビティ５３に導かれる圧縮空気の流量は圧縮機２の全吸い込み空気流量の０．５％以上となるように設定されている。

ここで、内周抽気キャビティ５３からタービン動翼４１ｂに至る冷却空気の供給経路が前記した様に、インナーケーシング２７の抽気孔５２と、インナーケーシング２７の端部と圧縮機動翼ホイール２５との間に形成したスリット５１との２箇所ある場合、それぞれを通過する圧縮空気量は抽気孔５２とスリット５１、および回転軸６に設けたインデューサ５４の特性によって決定される。これらの具体的な流量決定プロセスを以下の図３に示す。

図３はインナーケーシング２７のスリット５１、抽気孔５２、回転軸６のインデューサ５４のインデューサ入口圧力に対する流量特性の模式図である。図３においてスリット５１を通過する流量は抽気孔５２およびインデューサ５４の流量特性から算出される特性（図３中の（ｃ））と、インデューサ単体の流量特性（図３中の（ｄ））との交点として求めることができる。

図３の流量特性の模式図においてスリット５１とインデューサ５４との間に障害物がある場合は圧力損失が増加するため、図中に細い点線で示すように特性が低流量側へと移動し、逆流が発生しやすくなる。

また、スリット５１の流量が正の値であってもその流量が非常に小さい場合、スリット５１を構成する圧縮機最終段ホイール２５が回転壁となるため、流れが回転壁の遠心力に打ち勝つことができず局所的にスリット５１で逆流の生じる恐れがある。

本実施例における２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、圧縮機最終段の動静翼２２ａ、２２ｂ間となるインナーケーシング２７の端部と圧縮機動翼ホイール２５の壁面との間に形成したスリット５１から回転軸６に形成されたインデューサ５４に高圧空気が流れる空気流路の経路にシールが存在しないため、スリット５１とインデューサ５４との間の高圧空気の圧力損失は小さい。

このため、スリット５１を通過する高圧空気の流量が増加するので、前記スリット５１の圧縮機最終段動翼２２ａ側で逆流が発生することを抑制することが可能となる。逆流の発生を抑制可能なスリット５１を通過する高圧空気の流量については、前記スリット５１、インナーケーシング２７に設けた抽気孔５２、及びインナーケーシング２７の内周側に形成した内周抽気キャビティ５３を含む内周抽気部の流れ解析結果から、圧縮機全体の吸込空気流量の０．５％以上とすることが望ましいことが判明している。

以上をまとめると、本実施例における２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、インナーケーシング２７の端部と圧縮機動翼ホイール２５との間に形成したスリット５１を通過する高圧空気の流量が増加するため、前記スリット５１の圧縮機最終段動翼側２２ａで発生する逆流を抑制して該スリット５１の下流側の圧縮機最終段静翼２２ｂで流れの乱れによって発生する損失や、流れの剥離等が原因となる不安定現象の発生に起因して圧縮機最終段静翼２２ｂに作用する応力が低減されるので、圧縮機最終段静翼２２ｂの信頼性を向上させることが可能となる。また、２軸式ガスタービンの内周抽気構造も簡素となってコスト削減効果も期待できる。

本実施例によれば、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造が実現できる。

次に、本発明の第２実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造及び２軸式ガスタービンにおける圧縮機最終段静翼の取付角設定方法について図４乃至図６を用いて説明する。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造は、図１に示した第１実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造と基本的な構成はほぼ同じなので、両者に共通した構成の説明は省略し、相違する部分のみ以下に説明する。

図４に本実施例における圧縮機出口からタービン入口にかけての子午面方向断面図を、図５に圧縮機最終段静翼２２ｂの翼高さ方向断面および流入角−損失特性の比較を示す。図１に示した第１実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造との相違点は、インナーケーシング２７に抽気孔５２がなく、かつ圧縮機最終段静翼２２ｂの取付角ξ３が実施例１の圧縮機最終段静翼２２ｂの取付角ξ２に比べて大きくしたものを取り付けている点である。

まず、図４に示した本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、インナーケーシング２７に抽気孔５２が設けられていないため、冷却空気の供給経路は圧縮機最終段動翼２２ａと最終段静翼２２ｂの間の位置となる圧縮機動翼ホイール２５とインナーケーシング２７の端部との間に形成されたスリット５１を通じて圧縮機最終段動翼２２ａを流下して圧縮機最終段静翼２２ｂに流入する圧縮空気の一部をインナーケーシング２７の内周側に形成した内周抽気キャビティ５３に導いて流入させ、この内周抽気キャビティ５３から回転軸６に設けたインデューサ５４と中心孔５５を経由して最終的にタービン動翼４１ｂに冷却空気を供給して前記タービン動翼４１ｂを冷却する経路のみとなる。

したがって本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、実施例１の２軸式ガスタービンの内周抽気構造に比べてスリット５１を通過する流量が増加するため、逆流の発生する可能性をさらに低減することが可能となる。

ただし単純に抽気孔５２を無くしてしまうと、圧縮機最終段静翼２２ｂに問題が発生する。前述の通りタービン動翼４１ｂを冷却する冷却空気は全てスリット５１を通過して導かれているため、圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側の流量が局所的に減少する。流量の減少によって軸流速度も減少するため、図５の上部に示すように、圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側の流入角がβからβ’に増加する。

圧縮機最終段静翼２２ｂの流入角がβからβ’に増加することによって図５の下部に示すように、圧縮機最終段静翼２２ｂの翼の損失がωからω’に増加し、場合によっては流れが剥離して翼の信頼性に影響を与える不安定現象を引き起こす可能性がある。

そこで本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造及び２軸式ガスタービンにおける圧縮機最終段静翼の取付角設定方法においては、インナーケーシング２７に抽気孔５２を設けなくすると同時に、図６の上部に示したように、圧縮機の最終段静翼２２ｂの取付角ξ３を、実施例１の２軸式ガスタービンの内周抽気構造の最終段静翼２２ｂの取付角ξ２に比べて増加させて設置している。

即ち、本実施例の２軸式ガスタービンにおける圧縮機最終段静翼の取付角設定方法では、インナーケーシングが最終段静翼より下流側の位置にキャビティへ圧縮空気の抽気を供給する抽気孔を有する場合における最終段静翼の取付け角を設定する第１の工程と、インナーケーシングが最終段静翼より下流側の位置に抽気孔を有さない場合における最終段静翼の取付角を前記第１の工程で設定した取付角よりも大きくして設定する第２の工程とによって、前記最終段静翼の取付角を設定している。

ここで圧縮機の最終段静翼２２ｂの取付角ξとは、静翼２２ｂの前縁と後縁とを結ぶ直線が圧縮機の軸線に対して取り付けられている角度を示すものである。本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造における圧縮機最終段静翼２２ｂの取付角ξ３としては、図５に示した第１実施例の軸式ガスタービンの内周抽気構造の最終段静翼２２ｂの取付角ξ２に比べて、例えば約３°程度増加させて取り付けている。

これによって本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造における最終段静翼２２ｂの翼の流入角特性を、図６の下部の破線から実線に示したように流入角が大きいほうにシフトさせることができるので、圧縮機最終段静翼２２ｂの翼の損失も破線で示すω’から実線で示すω”にシフトし、流入角がβからβ’に増加しても、翼の損失の増加及び流れの剥離を大幅に抑制することが可能となる。

以上をまとめると、本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造及び２軸式ガスタービンにおける圧縮機最終段静翼の取付角設定方法においては、スリット５１で逆流が発生する可能性をさらに抑制可能である。加えてインナーケーシング２７に抽気孔５２を設ける必要が無い分だけインナーケーシング２７の加工が不要となり、コストや作業工数の低減にも寄与する。

本実施例によれば、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造及び２軸式ガスタービンにおける圧縮機最終段静翼の取付角設定方法が実現できる。

次に、本発明の第３実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造について図７及び図８を用いて説明する。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造は、図１に示した第１実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造と基本的な構成はほぼ同じなので、両者に共通した構成の説明は省略し、相違する部分のみ以下に説明する。

図７に本実施例における圧縮機最終段動静翼２２ｂ近傍の子午面方向断面図を示す。図７に示した本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造における圧縮機最終段ホイール２５の壁面においては、インナーケーシング２７の端部との間でスリット５１を形成する圧縮機最終段ホイール２５の壁面が、圧縮空気を流下する圧縮機最終段動翼２２ａが存在する主流の流路を構成する壁面との接続部となる角部に曲面状の面取り６１を施している。そして、主流およびタービン翼冷却空気の経路をそれぞれ矢印で示している。

一般に流れが主流からスリット５１等の開口部に流入する際、入口に面取りがある場合の損失は面取りがない場合に比べて１０％以下になる。このため流れの剥離も抑制され、スリット５１近傍の圧縮機最終段動翼２２ａ側でも循環領域はほぼ存在しなくなり、逆流の発生する可能性は低減されると考えられる。

さらに、前述の通りスリット５１を形成する壁面と主流の流路を構成する壁面との接続部に面取り６１を施すことによって前記スリット５１での圧力損失が低減するため、スリット５１から回転軸６のインデューサ５４に流入する冷却空気の圧力損失が低減することになる。

この結果、図３に示した流量配分についてもスリット５１の流量特性が大流量側に移動し、スリット５１の通過流量が増加するので、逆流の可能性は更に低減すると予想される。また、スリット５１を通過する際の冷却空気の損失が低減するため、回転軸６のインデューサ５４の入口での冷却空気の温度が低下し、タービン翼冷却に対しても有利となる。

次に、本実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造の変形例を図８に示す。図８に示した変形例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、スリット５１の幅を狭めるための延長部材２９が、前記スリット５１を形成する圧縮機最終段ホイール２５の壁面に面したインナーケーシング２７の端部の壁面に取付けられている点である。

前記インナーケーシング２７の端部の壁面に取り付けた延長部材２９の壁面において、前記延長部材２９の壁面が圧縮空気を流下する圧縮機最終段静翼２２ｂが存在する主流の流路を構成する壁面と接続部となる角部に曲面状の面取り６２を施している。尚、延長部材２９の形状についてはリング状の部材を想定している。

本実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造を図８に示したような変形例の構造にした場合、図７に示した実施例の場合の構造に比べるとスリット５１の幅が減少するため、前記スリット５１を通過する冷却空気の通過流量が減少する。それでも延長部材２９の壁面に面取り６２を実施しているため逆流の可能性は低く、さらに通過流量の減少により圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側の流入角変化が小さくなる。このため、圧縮機最終段静翼２２ｂでの損失の増加や剥離の発生を更に抑制することが可能となる。

以上をまとめると、本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、第１実施例や第２実施例のものに比べてスリット５１で逆流の発生する可能性をさらに低減することができるため、効率や信頼性の点で有利であるといえる。

さらにスリット５１での損失低減のため、回転軸６のインデューサ５４入口での冷却空気温度が減少し、タービン翼冷却に対しても有利であるといえる。尚、スリット５１の通過流量による圧縮機最終段静翼２２ｂの流入角増加に対しては、インナーケーシング２７にリング状の延長部材２９を取付けることで対応可能である。

本実施例によれば、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造が実現できる。

次に、本発明の第４実施例である２軸式ガスタービンの内周抽気構造について図９を用いて説明する。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造は、図１に示した第１実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造と基本的な構成はほぼ同じなので、両者に共通した構成の説明は省略し、相違する部分のみ以下に説明する。

図９に本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造における圧縮機の最終段動静翼近傍の子午面方向断面図を示す。本実施例の場合では、圧縮機最終段動翼２２ａの内周側流路を構成する圧縮機動翼ホイール２５の半径方向外周側の壁面の位置が、圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側流路を構成するインナーケーシング２７の半径方向外周側の壁面の位置よりも半径方向の寸法が小さくなるようにその高さを低く形成した点が他の実施例の場合と相違している。

本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造では、圧縮機最終段動翼２２ａの内周側流路となる圧縮機動翼ホイール２５の半径方向外周側の壁面の位置が圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側流路となるインナーケーシング２７の半径方向外周側の壁面の位置よりも低くなるように構成しているため、圧縮機最終段静翼２２ｂに流入する軸流速度が圧縮機最終段動翼２２ａを通過後の軸流速度よりも大きくなる。

つまり、圧縮機最終段静翼２２ｂの流入角は、内周側流路高さが圧縮機最終段動翼２２ａと同じであった場合に比べて小さくなる傾向がある。前述のようにスリット５１から冷却空気を抽気することによって圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側の流入角は増加する傾向となるので、損失の増加や剥離の発生という問題があるが、本実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造を採用することによって、これらの問題を緩和することが可能である。

尚、図９に示した圧縮機最終段ホイール２５の壁面においては、スリット５１を構成する壁面と圧縮機最終段動翼２２ａの存在する主流の流路を構成する壁面との接続部となる角部に面取りが施されていないが、図７に示した第３実施例の２軸式ガスタービンの内周抽気構造のように、圧縮機最終段ホイール２５の壁面の角部に面取り６１を形成するようにしても良い。

圧縮機最終段ホイール２５の壁面の角部に前記面取り６１が施されている場合はスリット５１を通過する冷却空気の流量が増加する傾向にあるため、本実施例の構造を用いることで圧縮機最終段静翼２２ｂの内周側の流入角の増加を抑制することができる。

本実施例によれば、圧縮機最終段の動静翼間に形成されるスリットで発生する逆流を抑制して圧縮機最終段静翼の信頼性を向上させる２軸式ガスタービンの内周抽気構造が実現できる。

本発明は、圧縮機からタービンへ冷却空気を供給する２軸式ガスタービンの内周抽気構造に適用可能である。

１：ガスタービン、２：圧縮機、３：燃焼器、４：高圧ガスタービン、５：低圧ガスタービン、６，７：軸、８：発電機、２１ａ、２２ａ：圧縮機動翼、２１ｂ、２２ｂ：圧縮機静翼、２３：出口案内翼、２４、２５：圧縮機動翼ホイール、２６：圧縮機ケーシング、２７：インナーケーシング、２８：ディフューザ、２９：インナーケーシング延長部材、３２：トランジションピース、４１ａ：タービン静翼、４１ｂ：タービン動翼、４２：タービン動翼ホイール、４３：タービンケーシング、５１ スリット、５２：抽気孔、５３：内周抽気キャビティ、５４：インデューサ、５５：中心孔、５６：軸受、５７、５８：シール、６１、６２：面取り。

Claims (6)

1. 空気を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機によって圧縮される空気と燃料を燃焼させて燃焼ガスを生成する燃焼器と、前記圧縮機と第１の回転軸によって連結され前記燃焼器で生成される燃焼ガスにより駆動される高圧タービンと、前記高圧タービンから排出された燃焼ガスで駆動され別の第２の回転軸によって負荷と連結された低圧タービンと、前記圧縮機と前記高圧タービンとの間に位置し、前記第１の回転軸の外周側に設けられたインナーケーシングと、前記インナーケーシングの内周側と前記第１の回転軸の外周側との間にキャビティを形成した２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記第１の回転軸に連結され前記圧縮機の最終段動翼を備えた圧縮機動翼ホイールの壁面と前記インナーケーシングの端部との間に圧縮空気の一部を前記キャビティに導くスリットを備え、
   前記インナーケーシングの前記圧縮機の最終段よりも下流側の位置に前記キャビティへ前記圧縮機の最終段を流下した圧縮空気の一部を導く抽気孔を備え、
   前記インナーケーシングに設けた前記抽気孔から前記キャビティへ導かれる圧縮空気の流量が、前記スリットから前記キャビティに導かれる圧縮空気の流量に比べて大きくなるように、前記抽気孔及び前記スリットのサイズをそれぞれ設定していることを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。
2. 請求項１に記載の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記スリットから前記キャビティに導かれる圧縮空気の流量が圧縮機の全吸い込み空気流量の０．５％以上となるように設定されていることを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。
3. 請求項１又は請求項２に記載の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記圧縮機の最終段動翼の内周側流路を形成する圧縮機動翼ホイールの壁面の半径方向外周側の位置は、前記圧縮機の最終段静翼の内周側流路を形成する前記インナーケーシングの半径方向外周側の位置よりも半径方向の寸法が小さくなるように形成されていることを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。
4. 請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記スリットを形成する圧縮機の最終段動翼を備えた圧縮機動翼ホイールの壁面は、前記圧縮機の最終段動翼が存在する主流の流路を形成する壁面との接続部となる角部に曲線状の面取りを形成していることを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。
5. 請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記スリットの近傍の前記圧縮機の最終段静翼側を構成する前記インナーケーシングの端部の壁面に前記スリット幅を狭める部材を取り付けたことを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。
6. 請求項５に記載の２軸式ガスタービンの内周抽気構造において、
   前記スリット幅を狭める部材の壁面は、前記圧縮機の最終段静翼が存在する主流の流路を形成する壁面との接続部となる角部に曲線状の面取りを形成していることを特徴とする２軸式ガスタービンの内周抽気構造。

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