JP5694128B2 - 蒸気タービン - Google Patents

Description

本実施形態は、蒸気タービンに関する。

回転式流体機械の一例として蒸気タービンがある。

図８は、蒸気タービンの全体の上半分の部分立断面図である。蒸気タービン１０は、回転部分と静止部分とからなる。タービンロータ１１、複数のロータディスク１２および複数のタービン動翼１４は回転部分である。また、タービンケーシング２１、複数のダイアフラム外輪２３、複数のダイアフラム内輪２２および複数の静翼（タービンノズル）２４は静止部分である。

回転部分と静止部分との間隙には、グランドシール部３３のシール、ノズルシール部３１等のシール部分が設けられている。

もっとも一般的な蒸気タービンでは、タービン動翼１４が、タービンロータ１１すなわち回転部のロータディスク１２にその回転軸を中心として多数配置され、これらのタービン動翼１４はシュラウド１５によって周方向に連結されている。

また静翼（タービンノズル）２４が、ダイアフラム外輪２３を介して、上記の流れ方向にタービン動翼１４と向き合うように、タービンケーシング２１の内部に配置されている。これらタービン動翼１４と静翼２４とを軸方向に多数並べて多数の段落を構成することにより、各段落を蒸気が通過するにつれて、段落ごとにエンタルピが降下し、このエンタルピ降下が機械的動力に変換される。ダイアフラム内輪２２は複数の静翼２４に支持されている。

このように各段落で圧力が降下し、そのエンタルピ差が有効に動力に変換されるためには、各段落間の蒸気の漏れが遮断されていることが望ましい。しかしながら実際には、ダイアフラム内輪２２とタービンロータ１１との間、またはシュラウド１５とタービンケーシング２１との間にはクリアランスが存在するため、この間を通って、圧力の高い側から低い側へすなわち後段の段落へと蒸気が漏れてしまうことがあり、さらには、タービンケーシング２１をタービンロータ１１が貫通する部分であるグランドシール部３３からも、タービンケーシング２１の内部から外側へと蒸気が漏れてしまうことがある。

このような漏れはタービンの効率を低下させる原因となるため、蒸気の漏れをできる限り小さくする必要がある。そこで、ダイアフラム内輪２２とタービンロータ１１間にはノズルシール部３１が、タービン動翼１４とタービンケーシング２１間にはチップシール部３２が、タービンロータ１１とタービンケーシング２１間にはグランドシール部３３が配置され、上記の漏れを抑制している。これらの各シール部の構成としては、ラビリンスシールが多く使用されている。

図９は、ラビリンス構造を有するノズルシール部３１の構成を示す図である。

ノズルシール部３１には、シール本体からタービンロータ１１側に向かって回転部表面に極めて近接した部分まで突出する環状の歯、すなわちラビリンスフィン３５が備えられている。このラビリンスフィン３５は、タービンロータ１１を取り囲むように配置されており、このラビリンスフィン３５とタービンロータ１１の外周面によって、絞り部３６とチャンバ部３７が形成されている。蒸気はチャンバ部３７で膨脹し、絞り部３６で絞られ、この繰り返しによって、作動流体の漏洩を抑制している。

上述のように、ラビリンスシール方式のノズルシール部３１は作動流体の漏洩を有効に抑制するが、近年のターボ式流体機械の高性能化に伴って、このノズルシール部３１がタービンロータ１１の自励振動の発生箇所となっていることが指摘されている。この種の自励振動は、蒸気タービンにおいては、スチームホワールとして知られており、蒸気条件の高圧化にともなって問題となってきている。

この自励振動は、ノズルシール部３１に流入する流体の流れが旋回成分を持ち、その結果としてチャンバ部３７内の周方向の圧力分布が不均一になることによって、タービンロータ１１の振れ回り振動が助長されて発生する。

図１０は、ノズルシール部３１のチャンバ部３７内の圧力分布および荷重を示す図であり、タービンロータ１１が振れ回っているときの状態を示す。タービンロータ１１の回転軸中心ａと実際の振れ回り中心ｂとが異なっている場合におけるチャンバ部３７内の圧力分布ｃを示している。

タービンロータ１１の据付を完全に偏心のない状態で実現することは現実に困難であること、運転により振動が生じ振動成分が必ず存在すること等により、図１０に示すように、タービンロータ１１の回転軸の中心ａと実際の回転状態での中心ｂとは、程度の差はあるものの異なっているのが通常である。

ここで、チャンバ部３７内の圧力は周方向に分布が生ずる。タービンロータ１１にかかる圧力は、タービンロータ１１の中心方向に向かうベクトルであり、その合成ベクトルを図１０中でＦにより示している。

このベクトルＦは、タービンロータ１１の回転軸中心ａと実際の振れ回り中心ｂを結ぶ方向の分力Ｆｙと、これに垂直方向の成分Ｆｘとに分解できる。この分力Ｆｘと、タービンロータ１１の回転軸中心ａと実際の振れ回り中心ｂとの中心間距離ｄとの積は、タービンロータ１１に対し、その回転方向あるいはその逆方向への回転モーメントＦｘ・ｄを与える。

ここで、流体の流れに旋回成分があると、圧力のピークはタービンロータ１１の振れ回り方向に対して遅れ方向に位置し、タービンロータ１１は常に振れ回り方向の分力Ｆｘで押され、タービンロータ１１の振れ回りが助長され、自励振動が発生する。

ノズルシール部３１において、タービンロータ１１の回転軸の自励振動の原因となる不安定化力の発生を抑制する技術として、特許文献１では、ラビリンスシール部入口の固定側部分に蒸気の流れ方向をロータの回転方向と逆方向にガイドするための整流板を設ける技術が開示されている。また、特許文献２には、ラビリンスシール部中間にノズル孔を設け、ラビリンスシール部入口から蒸気を導き、回転軸の回転方向と逆方向に噴き出させる技術が開示されている。

特開昭５８−２２２９０２号公報 実開昭６０−５６８６３号公報

前記の特許文献１に開示されているラビリンスシール部入口に整流板を設ける方法は、旋回流は効果的に低減できるものの、空間的な制約から、整流板を設けた分はシールフィンの枚数を減らさざるを得ない。このため、シール本来の目的である漏洩量低減効果が低下してしまうという問題があった。

また、前記の特許文献２に開示されているラビリンスシール部中間にノズル孔を設ける方法は、圧力差が小さいこと、および内側に向かって噴き出していることから、十分な効果が得られないという問題があった。

本実施形態は、このような点を考慮してなされたものであり、ノズルシール部本来の目的である流体のシール効果を損なうことなく、ノズルシール部に起因する自励振動を低減ないし抑制することができる蒸気タービンを提供することを目的とする。

上述の目的を達成するため、本発明の実施形態は、タービンロータと、前記タービンロータの周方向を覆うタービンケーシングと、前記タービンケーシングの内側に嵌め込まれて前記タービンロータの外周を囲み、互いに軸方向に間隔をあけて配置された複数のダイアフラム外輪と、前記ダイアフラム外輪のそれぞれの内側で前記タービンロータの外周を囲んでそのタービンロータの外周に対向してノズルシール部を形成する複数のダイアフラム内輪と、前記ダイアフラム外輪とダイアフラム内輪の間で互いに周方向に間隔をあけて配列された複数のタービンノズルと、前記タービンロータから半径方向に突出して周方向に延びるように前記タービンロータと一体に形成されて前記複数のダイアフラム内輪それぞれの下流側に配置された複数のロータディスクと、前記ロータディスクそれぞれの半径方向先端部に複数が取り付けられて互いに周方向に間隔をあけて配列されたタービン動翼と、を備えた蒸気タービンにおいて、前記複数のロータディスクの少なくとも一つに当該ロータディスクの上流側の面に形成された入口部から当該ロータディスクの下流側の面に形成された出口部まで貫通するバランスホールが形成され、前記バランスホールの出口部は当該バランスホールの入口部よりも半径方向内側に位置すること、を特徴とする。

本実施形態によれば、ノズルシール部本来の目的である流体のシール効果を損なうことなく、ノズルシール部に起因する自励振動を低減ないし抑制することができる蒸気タービンを提供することができる。

本発明に係る蒸気タービンの第１の実施形態を示す部分縦断面図である。 本発明に係る蒸気タービンの第１の実施形態の構成を示した図１のII−II線矢視断面図である。 周速比と不安定化力との関係を示す図である。 本発明に係る蒸気タービンの第２の実施形態を示す部分縦断面図である。 本発明に係る蒸気タービンの第２の実施形態の構成を示した図４のV−V線矢視断面図である。 本発明に係る蒸気タービンの第３の実施形態を示す部分縦断面図である。 本発明に係る蒸気タービンの第３の実施形態の構成を示した図６のVII−VII線矢視断面図である。 蒸気タービンの全体の上半分の部分立断面図である。 ラビリンス構造を有するノズルシール部の構成を示す図である。 ノズルシール部内の圧力分布および荷重を示す図である。

以下、図面を参照して本発明に係る蒸気タービンの実施形態について説明する。ここで、同一または類似の部分には、共通の符号を付して、重複説明は省略する。

〔第１の実施形態〕
図１は、本発明に係る蒸気タービンの第１の実施形態を示す部分縦断面図である。

図１に示すように、蒸気タービン１０は、タービンロータ１１の周方向を覆うタービンケーシング２１の内側に嵌め込まれた互いに軸方向に間隔をあけて配置された複数のダイアフラム外輪２３を有する。ダイアフラム外輪２３のそれぞれの内側には、タービンロータ１１の外周を囲んでそのタービンロータ１１の外周に対向して複数のダイアフラム内輪２２が配置されている。

ダイアフラム外輪２３とダイアフラム内輪２２との間には複数のタービンノズル２４が有る。このタービンノズル２４は、互いに周方向に間隔をあけて配列され、ダイアフラム外輪２３に支持され、ダイアフラム内輪２２を支持している。

タービンロータ１１には、タービンロータ１１から半径方向に突出して周方向に延びるようにタービンロータ１１と一体に形成された複数のロータディスク１２が配置されている。各ロータディスク１２は各ダイアフラム内輪２２の下流側に配置されている。

各ロータディスク１２の半径方向先端の翼植込み部１３に複数のタービン動翼１４が取り付けられ、これらのタービン動翼１４は互いに周方向に間隔をあけて配列されている。各段落のタービン動翼１４は、その先端をシュラウド１５で相互に結合され全体の剛性を確保している。

ダイアフラム内輪２２とそれに対向するタービンロータ１１との間で、ノズルシール部３１ａ、３１ｂが構成されている。図１に示す例では、ノズルシール部３１ａ、３１ｂは、ラビリンスシールであり、複数のラビリンスフィン３５が、タービンロータ１１の軸方向に設置されている。

ロータディスク１２には、ロータディスク１２の上流側の入口部１７と下流側の出口部１８を連通させるべく、ロータディスク１２を貫通するバランスホール１６が形成されている。バランスホール１６は、その流量が、上流側のノズルシール部３１ａ、３１ｂからの漏洩流量と同等となるように設計されており、漏洩流体が主流に合流するのを防ぎ、合流した場合に発生する干渉損失を低減している。隣接するノズルシール部３１ａ、３１ｂの漏洩流量は同等であると考えられるので、ノズルシール部３１ａを流れる流体は、ほぼ全量がバランスホール１６を経由して次の段落に流入することになる。

図１に示すように、ロータディスク１２に設けられたバランスホール１６は、タービンロータ１１の中心軸と同平面上に存在する。すなわち、バランスホール１６の入口部１７から出口部１８への方向の延長線がタービンロータ１１の軸に交差する位置関係でバランスホール１６が設けられている。

ただし、バランスホール１６の入口部１７と出口部１８とでは、タービンロータ１１の中心軸からの距離、すなわち半径は、入口部１７よりも出口部１８の方が小さく、出口部１８は入口部１７よりも半径方向内側に位置している。

バランスホール１６は回転しているロータディスク１２に設けられているので、静止側から見ると、バランスホール１６から流出する流体にはバランスホール１６の出口部１８の周速と同じ周方向の速度成分が加わる。

図２は、本実施形態の構成を示した図１のII−II線矢視断面図であり、この関係を、速度ベクトル図で示したものである。

バランスホール１６の出口部１８から吹き出す蒸気の速度ベクトルｗの向きは軸方向であり周方向成分はゼロであるが、これを静止場から見ると出口部１８での周方向の速度ベクトルｕが加えられた合成速度ベクトルｖとなる。

ここで、出口部１８の周速をｕ、出口部１８のタービンロータ１１の中心軸から測った半径をｒ、タービンロータ１１の回転の角速度をωとすると、ｕ＝ｒ・ωで表されることから、出口部１８までの半径ｒが大きいほどそこでの周方向速度ｕもこれに比例して大きくなる。

図３は、周速比と不安定化力との関係を示す図である。蒸気タービンに一般的に用いられているノズルシール部３１ａ、３１ｂを対象に、シール入口圧力５ＭＰａ、１０ＭＰａ、１５ＭＰａの場合の、ノズルシール部３１ａ、３１ｂの入口の旋回流成分と不安定化力の関係を計算により求めた結果である。

ノズルシール部３１ａ、３１ｂに流入する蒸気は、通常、その速度ベクトルのタービンロータ１１の回転方向の速度成分である周速度がゼロではない旋回流となっている。

ここで、周速比とは、このノズルシール部３１ａ、３１ｂに流入する蒸気の速度のタービンロータ１１の回転方向の速度成分である周速度の、タービンロータ１１の表面の周方向の速度に対する比である。

図３によれば、いずれの圧力条件の場合でも、周速比の増加により不安定化力が増加する傾向にある。また、周速比を低減させた場合、周速比が約４０％のときに、不安定化力はほぼゼロとなっている。図３に示すように、タービンロータ１１の表面の周方向の速度に対するノズルシール部３１ａ、３１ｂに流入する蒸気の周速度の比すなわち周速比を低減させることにより不安定化力Ｆｘが小さくなり、これが軸系自励振動抑制に効果的であることがわかる。

従来、バランスホール１６はノズルシール部３１ａ、３１ｂより２０％程半径の大きい位置に設けられることが多い。従って、バランスホール１６とタービンロータ１１の表面の半径の比は１２０％程度となり、通常は、ノズルシール部３１ａ、３１ｂの入口における蒸気の周方向速度成分は周速比１２０％程度となる。

一方、図１に示すように、本実施形態においては、ロータディスク１２のバランスホール１６の出口部１８の位置は、バランスホール１６の入口部１７よりも半径方向内側に位置している。

合成された蒸気流の速度ベクトルｖの周方向成分ｖ_ｙの大きさはｕと等しい。ここでｕは、出口部１８のタービンロータ１１の中心からの距離ｒに比例するため、バランスホール１６の出口部１８の位置をバランスホール１６の入口部１７よりも半径方向内側にしている分、小さくなることから、周方向成分ｖ_ｙを低減する効果がある。

以上のように、本実施形態によれば、ノズルシール部３１ａ、３１ｂ本来の目的である流体のシール効果を損わずタービン内部効率を低下させることなく、ノズルシール部３１ａ、３１ｂに起因する自励振動を低減することができる。

〔第２の実施形態〕
図４は、本発明に係る蒸気タービンの第２の実施形態を示す部分縦断面図である。

図４で図示しているのは、タービンロータ１１の軸を含む平面である。この平面から見て、ロータディスク１２に設けられたバランスホール１６は入口部１７からタービンロータ１１からの半径の小さい方向に傾斜しており、タービンロータ１１からの半径は、入口部１７よりも図示していない出口部１８の方が小さい。その意味では、第１の実施形態と同様である。

しかしながら、第１の実施形態においては、バランスホール１６がタービンロータ１１の中心軸と同平面上に存在するように設けられているのに対し、本実施形態におけるバランスホール１６は、タービンロータ１１の中心軸と同一の平面状にはない位置関係である。具体的には、入口部１７は、図４紙面より奥に、出口部１８（図４では見えない）は図４紙面より手前に位置している。

図５は、本実施形態の構成を示した図４のV−V線矢視断面図である。なお、図５においてIV−IV線で表示された部分の矢視が、図４のバランスホール１６および入口部１７の部分である。

第１の実施形態においては、バランスホール１６はタービンロータ１１の軸と同一平面上にあったため、図１のII−II線矢視の断面図である図２に示されるように、ロータディスク１２の回転方向ｙと直角方向の面に設けられている。

一方、本実施形態においては、バランスホール１６は、入口部１７より出口部１８が回転方向ｙについて、後ろ方向に設けられている。

以上のように、本実施形態においては、第１の実施形態と異なり、バランスホール１６は、入口部１７から出口部１８に伸ばした線の延長線がタービンロータ１１の軸と交差しない位置関係となる。

このように構成された本実施形態においては、バランスホール１６の出口部１８における蒸気流の吹き出しは、下流側すなわち低圧側のノズルシール部３１（図５では見えない）に向かって、かつ、図示していないタービンロータ１１の軸と同一平面状の方向ではなく、タービンロータ１１の回転方向ｙについて逆（−ｙ）の方向に傾斜した方向となっている。

この結果、バランスホール１６からの吹き出し速度ベクトルｗは、タービンロータ１１の回転方向ｙと逆方向の成分ｗ_ｙを有することになり、この結果、合成された蒸気流の速度ベクトルｖの周方向成分ｖ_ｙの大きさは、ｕ＝ｒ・ωからｗ_ｙの大きさの分低減し、周速比が低減する。

この結果、軸系自励振動は低減される。さらに、この値が４０％程度以下になれば、軸系自励振動は抑制される。

以上のように、本実施形態によれば、ノズルシール部３１ａ、３１ｂ本来の目的である流体のシール効果を損なうことなく、ノズルシール部３１ａ、３１ｂに起因する自励振動を低減ないし抑制することができる。

〔第３の実施形態〕
図６は、本発明に係る蒸気タービンの第３の実施形態を示す部分縦断面図である。

図６に示すように、本実施形態においては、バランスホール１６の出口部１８の位置に、ロータディスク１２に取り付けた整流板４１を有している。

図７は、本実施形態の構成を示した図６のVII−VII線矢視断面図である。

整流板４１は、バランスホール１６の出口部１８の蒸気の吹き出し方向が下流側に向かってタービンロータ１１の回転方向と逆方向になるように取り付けられている。

この結果、第２の実施形態と同様に、バランスホール１６からの吹き出し速度ベクトルｗは、タービンロータ１１の回転方向ｙと逆方向（−ｙ方向）の成分ｗ_ｙを有することになり、この結果、合成された蒸気流の速度ベクトルｖの周方向成分ｖ_ｙの大きさはｕからｗ_ｙの大きさを減じた値に低減するため、前記の周速比を低減することができる。この値が４０％程度以下になれば、軸系自励振動は抑制される。

以上のように、本実施形態によれば、ノズルシール部３１ａ、３１ｂ本来の目的である流体のシール効果を損なうことなく、ノズルシール部３１ａ、３１ｂに起因する軸系自励振動を低減ないし抑制することができる。

〔その他の実施形態〕
以上、本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。

また、各実施形態の特徴を組み合わせてもよい。たとえば、第２の実施形態の特徴を有するバランスホール１６の出口部１８に、第３の実施形態の特徴である整流板４１を設置することでもよい。

これらの実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。

たとえば、図３は、代表的な蒸気タービンについての試算の結果として周速比約４０％が安定か不安定化の境界を与えるものである。従って、対象とする蒸気タービンについて評価することにより求めた周速比に基づき、バランスホール１６の傾き等を決めることにより、前記の実施形態と同様の効果が得られるものである。

これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。

１０・・・蒸気タービン
１１・・・タービンロータ
１２・・・ロータディスク
１３・・・翼植込み部
１４・・・タービン動翼
１５・・・シュラウド
１６・・・バランスホール
１７・・・入口部
１８・・・出口部
２１・・・タービンケーシング
２２・・・ダイアフラム内輪
２３・・・ダイアフラム外輪
２４・・・静翼（タービンノズル）
３１、３１ａ、３１ｂ・・・ノズルシール部
３２・・・チップシール部
３３・・・グランドシール部
３５・・・ラビリンスフィン
３６・・・絞り部
３７・・・チャンバ部
４１・・・整流板
ａ・・・回転軸中心
ｂ・・・振れ回り中心
ｃ・・・圧力分布
ｄ・・・中心間距離

Claims (4)

1. タービンロータと、
   前記タービンロータの周方向を覆うタービンケーシングと、
   前記タービンケーシングの内側に嵌め込まれて前記タービンロータの外周を囲み、互いに軸方向に間隔をあけて配置された複数のダイアフラム外輪と、
   前記ダイアフラム外輪のそれぞれの内側で前記タービンロータの外周を囲んでそのタービンロータの外周に対向してノズルシール部を形成する複数のダイアフラム内輪と、
   前記ダイアフラム外輪とダイアフラム内輪の間で互いに周方向に間隔をあけて配列された複数のタービンノズルと、
   前記タービンロータから半径方向に突出して周方向に延びるように前記タービンロータと一体に形成されて前記複数のダイアフラム内輪それぞれの下流側に配置された複数のロータディスクと、
   前記ロータディスクそれぞれの半径方向先端部に複数が取り付けられて互いに周方向に間隔をあけて配列されたタービン動翼と、
   を備えた蒸気タービンにおいて、
   前記複数のロータディスクの少なくとも一つに当該ロータディスクの上流側の面に形成された入口部から当該ロータディスクの下流側の面に形成された出口部まで貫通するバランスホールが形成され、前記バランスホールの出口部は当該バランスホールの入口部よりも半径方向内側に位置すること、
   を特徴とする蒸気タービン。
2. 前記ノズルシール部は、前記ダイアフラム内輪の内周に沿って、半径方向に前記タービンロータ側に突出し、円周方向に広がった前記タービンロータの軸方向に互いに間隔をあけて配列された複数のラビリンスフィンを有することを特徴とする請求項１に記載の蒸気タービン。
3. 前記バランスホールは、前記出口部において、下流側に向かって前記タービンロータの回転方向と逆方向に傾斜していることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の蒸気タービン。
4. 前記バランスホールの出口部に、前記ロータディスクに取り付けられた整流板をさらに有し、
   前記整流板は、前記バランスホールの出口部において、下流側に向かって前記タービンロータの回転方向と逆方向に傾斜していることを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれか一項に記載の蒸気タービン。

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