JP5863466B2

JP5863466B2 - Rotating machine

Info

Publication number: JP5863466B2
Application number: JP2012004078A
Authority: JP
Inventors: 知志山下; 淳二岩谷
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2012-01-12
Filing date: 2012-01-12
Publication date: 2016-02-16
Anticipated expiration: 2032-01-12
Also published as: JP2013142365A

Description

この発明は、例えば、発電プラント、化学プラント、ガスプラント、製鉄所、船舶等に用いられる圧縮機、タービン等の回転機械に関するものである。 The present invention relates to a rotary machine such as a compressor and a turbine used in, for example, a power plant, a chemical plant, a gas plant, a steel mill, a ship, and the like.

例えば、回転機械の一種である軸流圧縮機は、ケーシングと、ケーシングに固定配置された静翼と、ケーシングの内部に回転自在に設けられた軸体（ロータ）と、静翼の間の軸体に放射状に設けられた動翼とを複数段備えたものがある。静翼の先端部と軸体との間には、隙間が形成されている。このような軸流圧縮機は、回転エネルギー（機械エネルギー）を圧力エネルギーに変換している（例えば、特許文献１参照）。 For example, an axial compressor, which is a kind of rotating machine, includes a casing, a stationary blade fixedly disposed on the casing, a shaft (rotor) rotatably provided inside the casing, and a shaft between the stationary blades. Some have multiple stages of blades radially provided on the body. A gap is formed between the tip of the stationary blade and the shaft. Such an axial flow compressor converts rotational energy (mechanical energy) into pressure energy (see, for example, Patent Document 1).

ここで、静翼では静圧が上昇するので、静翼の下流側の静圧は、静翼の上流側の静圧よりも高くなる。このため、圧力差により流体の一部が、静翼の先端部と軸体との間の隙間を介して下流側から上流側へと漏洩する。この漏洩流体は、主流の流れを乱してしまうと共に，下流側から上流側へと循環流を形成し、また漏洩流体の温度が増加するため圧縮機損失の一因となる。したがって、軸流圧縮機の性能向上のためには、隙間を通過する漏洩流体の量を低減することが重要となる。この漏洩流体の量を低減したり、漏洩流体による圧縮機損失を低減したりするために、さまざまな技術が提案されている。 Here, since the static pressure increases in the stationary blade, the static pressure on the downstream side of the stationary blade is higher than the static pressure on the upstream side of the stationary blade. For this reason, a part of fluid leaks from the downstream side to the upstream side through the gap between the tip of the stationary blade and the shaft body due to the pressure difference. This leakage fluid disturbs the main flow, forms a circulation flow from the downstream side to the upstream side, and increases the temperature of the leakage fluid, which contributes to compressor loss. Therefore, in order to improve the performance of the axial compressor, it is important to reduce the amount of leaked fluid that passes through the gap. Various techniques have been proposed in order to reduce the amount of leaked fluid or reduce compressor loss due to leaked fluid.

例えば、静翼のハブ側先端に内輪シュラウドが取り付けられ、この内輪シュラウドの先端周方向に、静翼の出口から入口に向かう流体の漏洩流体の量を低減するフィンが設置された軸流圧縮機の静翼構造において、静翼入口のハブ側に、静翼軸方向に傾斜した流路を設けた技術が開示されている（例えば、特許文献２参照）。 For example, an axial flow compressor in which an inner ring shroud is attached to the hub side tip of the stationary blade, and fins are installed in the circumferential direction of the tip of the inner ring shroud to reduce the amount of fluid leaking from the outlet of the stationary blade toward the inlet. In this stationary blade structure, a technology is disclosed in which a flow channel inclined in the stationary blade axial direction is provided on the hub side of the stationary blade inlet (see, for example, Patent Document 2).

特開２００７−１９８２９３号公報JP 2007-198293 A 特開平９−３１７６９６号公報JP-A-9-317696

しかしながら、上述の特許文献２にあっては、静翼入口のハブ側に設けられた傾斜した流路は、ここからの漏洩流体の方向を軸方向に制御し、漏洩流体による主流の流れの乱れを低減するという点では優れているが、漏洩流量自体を効率よく低減しにくいという課題がある。 However, in the above-mentioned Patent Document 2, the inclined flow path provided on the hub side of the stationary blade inlet controls the direction of the leaking fluid from here in the axial direction, and the main flow is disturbed by the leaking fluid. However, there is a problem that it is difficult to efficiently reduce the leakage flow rate itself.

そこで、この発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであって、さらに効率よく漏洩流量を低減することができる回転機械を提供するものである。 Therefore, the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and provides a rotating machine that can reduce the leakage flow rate more efficiently.

上記の課題を解決するために、本発明に係る回転機械は、ブレードと、前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、前記環状溝は、前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、該第１壁部における前記基端側に接続されて前記底面に対向するように前記高圧側に向かって延びる第２壁部と、該第２壁部の前記高圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離と同一に設定されている。 In order to solve the above problems, a rotating machine according to the present invention includes a blade and a structure that is formed so as to surround the blade and that rotates relative to the blade, An annular groove is formed at a position corresponding to the tip of the blade to receive the tip and secure a gap between the tip and at least one seal fin on the tip surface of the blade on the tip side. Standing toward the bottom surface of the groove, a minute radial gap is formed between the tip of the seal fin and the bottom surface of the annular groove, and leakage fluid flows from the high pressure side toward the low pressure side. The blade has an end surface that is connected to the low pressure side of the tip surface and extends toward the base end side of the blade, and the annular groove is formed on the low pressure side of the bottom surface. Bottom A first wall portion extending toward the base end side, a second wall portion connected to the base end side of the first wall portion and extending toward the high-pressure side so as to face the bottom surface; An inner surface connected to the high pressure side of the two wall portions and extending toward the proximal end side of the blade so as to face the low pressure side of the end surface of the blade, and the bottom surface and the second wall portion Is set to be equal to the distance between the bottom surface and the tip surface .

本発明に係る回転機械は、ブレードと、前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、前記環状溝は、前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、該第１壁部における前記基端側に接続されて前記低圧側に向かって延びる第２壁部と、該第２壁部の前記低圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離よりも短く設定されている。 A rotating machine according to the present invention includes a blade and a structure that is formed so as to surround the periphery of the blade and that rotates relative to the blade, at a position corresponding to the tip of the blade of the structure, An annular groove that accepts the tip and secures a gap between the tip is formed, and at least one seal fin is erected on the tip surface on the tip side of the blade toward the bottom surface of the annular groove. , wherein the distal end of the seal fin to form a radial small clearance between the bottom surface of the annular groove, the fine small gap a rotary machine is leaking fluid towards the low pressure side flows from the high pressure side, the blade Has an end surface connected to the low pressure side of the distal end surface and extending toward the base end side of the blade, and the annular groove extends from the bottom surface toward the base end side on the low pressure side of the bottom surface. Extend One wall portion, a second wall portion connected to the base end side of the first wall portion and extending toward the low pressure side, and connected to the low pressure side of the second wall portion to An inner surface extending toward the base end side of the blade so as to face the low-pressure side, and a distance between the bottom surface and the second wall portion is shorter than a distance between the bottom surface and the tip surface. Is set.

本発明によれば、漏洩流体の全圧損失が増加されて動圧が低下し、漏洩流量を低減することができる。 According to the present invention, the total pressure loss of the leaked fluid is increased, the dynamic pressure is lowered, and the leak flow rate can be reduced.

本発明の第１実施形態におけるガスタービンを示す模式的な半断面図である。It is a typical half section view showing the gas turbine in a 1st embodiment of the present invention. 図１のＡ部拡大図である。It is the A section enlarged view of FIG. 本発明の実施形態と従来における損失係数を測定したポイントを示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the point which measured the loss coefficient in embodiment of this invention and the conventional. 本発明の実施形態と従来における損失係数の変化を示すグラフである。It is a graph which shows the embodiment of the present invention, and the change of the loss coefficient in the past. 本発明の第２実施形態における環状溝周辺の概略構成図である。It is a schematic block diagram around the annular groove in the second embodiment of the present invention.

（第１実施形態）
（ガスタービン）
次に、この発明の第1実施形態を図１、図２に基づいて説明する。
図１は、ガスタービンを示す模式的な半断面図である。
同図に示すように、ガスタービン１は、圧縮空気を生成する圧縮機２と、圧縮機２から供給される圧縮空気に燃料を供給して燃焼ガスを生成する複数の燃焼器３と、少なくとも１段ずつのタービン静翼５、及びタービン動翼６を有し、燃焼器３から供給される燃焼ガスにより回転動力を発生させるタービン４とを備えている。 (First embodiment)
(gas turbine)
Next, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a schematic half-sectional view showing a gas turbine.
As shown in the figure, the gas turbine 1 includes a compressor 2 that generates compressed air, a plurality of combustors 3 that supply fuel to the compressed air supplied from the compressor 2 to generate combustion gas, and at least The turbine stationary blades 5 and the turbine rotor blades 6 are provided one by one, and the turbine 4 generates rotational power by the combustion gas supplied from the combustor 3.

また、ガスタービン１には、軸方向Ｄに延びるロータ７が、圧縮機２からタービン４まで一体的に取り付けられている。このロータ７は、一端が圧縮機２内に設けられた軸受部２３によって軸線Ｏ回りであるタービン４の周方向Ｒに回転可能に支持されると共に、他端がタービン４に設けられた軸受部４１によってタービン４の周方向Ｒに回転可能に支持されている。
なお、以下の説明において、ロータ７の軸方向Ｄに沿って圧縮機２側（図１における左側）を前側とし、タービン４側（図１における右側）を後側とする。 Further, a rotor 7 extending in the axial direction D is integrally attached to the gas turbine 1 from the compressor 2 to the turbine 4. The rotor 7 is rotatably supported in the circumferential direction R of the turbine 4 around the axis O by a bearing portion 23 provided at one end in the compressor 2, and the bearing portion provided at the other end in the turbine 4. 41 is rotatably supported in the circumferential direction R of the turbine 4.
In the following description, along the axial direction D of the rotor 7, the compressor 2 side (left side in FIG. 1) is the front side, and the turbine 4 side (right side in FIG. 1) is the rear side.

（圧縮機）
圧縮機２は、空気（流体）を取り込む空気取入口２０ａを前側に向けて配設された圧縮機ケーシング２０と、空気取入口２０ａに配設されたＩＧＶ１２と、圧縮機ケーシング２０内に配設された複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２とを備え、これら圧縮機ケーシング２０、複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２によって圧縮流路２５が形成されている。 (Compressor)
The compressor 2 is disposed in the compressor casing 20, the compressor casing 20 disposed with the air intake port 20 a for taking in air (fluid) facing the front side, the IGV 12 disposed in the air intake port 20 a, and the compressor casing 20. A plurality of compressor vanes 21 and a plurality of compressor blades 22, and a compression flow path 25 is formed by the compressor casing 20, the plurality of compressor vanes 21, and the plurality of compressor blades 22. ing.

圧縮機静翼２１は、それぞれ圧縮機ケーシング２０の内周面に固定されると共に、ロータ７側に向けて捩れながら延設される複数の圧縮機静翼本体５１を備えている。圧縮機静翼本体５１は、タービン４の周方向Ｒに互いに等しい間隔をあけて配列している。
ロータ７には、この外周面から径方向に突出したディスク２６に、圧縮機動翼２２が固定されている。 The compressor vane 21 includes a plurality of compressor vane main bodies 51 that are each fixed to the inner peripheral surface of the compressor casing 20 and extended while being twisted toward the rotor 7 side. The compressor vane main bodies 51 are arranged at equal intervals in the circumferential direction R of the turbine 4.
In the rotor 7, a compressor blade 22 is fixed to a disk 26 projecting radially from the outer peripheral surface.

圧縮機動翼２２は、各ディスク２６にそれぞれ固定されると共に、圧縮機ケーシング２０の内周面に向けて捩れながら延設される複数の圧縮機動翼本体５２を備えている。圧縮機動翼本体５２は、タービン４の周方向Ｒに互いに等しい間隔をあけて配列している。そして、圧縮機動翼本体５２は、この先端に配置されたリング状のチップシュラウド（不図示）によって互いに連結されている。 The compressor blade 22 includes a plurality of compressor blade main bodies 52 that are fixed to the respective disks 26 and extended while being twisted toward the inner peripheral surface of the compressor casing 20. The compressor blade main bodies 52 are arranged at equal intervals in the circumferential direction R of the turbine 4. The compressor blade main bodies 52 are connected to each other by a ring-shaped tip shroud (not shown) disposed at the tip.

このように構成された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１は、軸方向Ｄに沿って交互になるように多段配置されている。後段側の圧縮機ケーシング２０には、圧縮流路２５に連通する抽気室２４が設けられている。この抽気室２４は、圧縮機２によって圧縮された圧縮空気の一部を抽気するためのものである。 The compressor blades 22 and the compressor stationary blades 21 configured in this way are arranged in multiple stages so as to alternate along the axial direction D. The rear compressor casing 20 is provided with an extraction chamber 24 communicating with the compression flow path 25. The extraction chamber 24 is for extracting a part of the compressed air compressed by the compressor 2.

（燃焼器）
燃焼器３は、内部に図示しないバーナを有する内筒３０と、圧縮機２から供給される圧縮空気を内筒３０に導く外筒３１と、内筒３０に燃料を供給する図示しない燃料噴射器と、内筒３０からの燃焼ガスをタービン４に導く尾筒３２とを備えている。
このように構成された燃焼器３によれば、内筒３０内において、外筒３１から導かれる圧縮空気と燃焼噴射器から供給される燃料とを混合し、混合された流体をバーナにより燃焼させることで燃焼ガスを生成することが可能となる。そして、この燃焼ガスを尾筒３２を通してタービン４に導くことができる。
複数の燃焼器３は、タービン４の周方向Ｒに配置されると共に、前端部が圧縮機ケーシング２０の後端部に連結された燃焼器ケーシング３３の内部に配設されている。 (Combustor)
The combustor 3 includes an inner cylinder 30 having a burner (not shown) therein, an outer cylinder 31 that guides compressed air supplied from the compressor 2 to the inner cylinder 30, and a fuel injector (not shown) that supplies fuel to the inner cylinder 30. And a tail cylinder 32 for guiding the combustion gas from the inner cylinder 30 to the turbine 4.
According to the combustor 3 configured as described above, in the inner cylinder 30, the compressed air guided from the outer cylinder 31 and the fuel supplied from the combustion injector are mixed, and the mixed fluid is burned by the burner. Thus, combustion gas can be generated. The combustion gas can be guided to the turbine 4 through the tail cylinder 32.
The plurality of combustors 3 are arranged in the circumferential direction R of the turbine 4 and are disposed inside a combustor casing 33 whose front end is connected to the rear end of the compressor casing 20.

（タービン）
タービン４は、前端部が燃焼器ケーシング３３の後端部に連結されたタービンケーシング４０と、このタービンケーシング４０内に軸方向Ｄに交互に多段に配設されたタービン静翼５、及びタービン動翼６とを備えている。
各段のタービン静翼５は、周方向Ｒに環状に等しい間隔をあけて配列され、それぞれタービンケーシング４０側に固定されると共にロータ７側に向けて放射状に複数延設されるタービン静翼本体５３を備えている。複数のタービン静翼本体５３は、略円弧状に形成された外側シュラウド６０、及び内側シュラウド６１に連結されている。 (Turbine)
The turbine 4 includes a turbine casing 40 whose front end is connected to the rear end of the combustor casing 33, turbine stationary blades 5 disposed in multiple stages in the axial direction D in the turbine casing 40, and turbine motions. Wings 6 are provided.
Turbine stationary blades 5 at each stage are arranged at equal intervals in the circumferential direction R, are fixed to the turbine casing 40 side, and are each radially extended toward the rotor 7 side. 53. The plurality of turbine stationary blade bodies 53 are connected to an outer shroud 60 and an inner shroud 61 formed in a substantially arc shape.

一方、各段のタービン動翼６も、周方向Ｒに環状に等しい間隔をあけて配列され、ロータ７側に固定されると共に、タービンケーシング４０側に向けて放射状に延設されるタービン動翼本体５４を備えている。
また、タービンケーシング４０の後端部には、後側に向けて開口した排気室４２が連結されている。この排気室４２には、タービン静翼５、及びタービン動翼６を通過した燃焼ガスの動圧を静圧に変換する排気ディフューザ４２ａが備えられている。 On the other hand, the turbine rotor blades 6 at the respective stages are also arranged at equal intervals in the circumferential direction R, fixed to the rotor 7 side, and radially extended toward the turbine casing 40 side. A main body 54 is provided.
An exhaust chamber 42 that opens toward the rear side is connected to the rear end portion of the turbine casing 40. The exhaust chamber 42 is provided with an exhaust diffuser 42 a that converts the dynamic pressure of the combustion gas that has passed through the turbine stationary blade 5 and the turbine rotor blade 6 into a static pressure.

このように構成されたガスタービン１においては、まず、圧縮機２の空気取入口２０ａから取り込まれた空気が、ＩＧＶ１２によって流量を調整されて圧縮機ケーシング２０へ流入する。そして、多段に配置された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を通過して圧縮され圧縮空気が生成される。次いで、燃焼器３にて、圧縮空気から燃焼ガスが生成され、この燃焼ガスがタービン４に導かれる。
そして、この燃焼ガスがタービン静翼５、及びタービン動翼６が配列する範囲を燃焼ガス流路４ａとして通過することでロータ７が回転駆動され、ガスタービン１は、回転動力を出力することができる。そして、ロータ７を回転駆動した後の排気ガスは、排気室４２の排気ディフューザ４２ａで静圧に変換された後、大気に放出される。 In the gas turbine 1 configured as described above, first, air taken in from the air intake port 20a of the compressor 2 is adjusted in flow rate by the IGV 12 and flows into the compressor casing 20. And it passes through the compressor rotor blade 22 arrange | positioned in multiple stages, and the compressor stationary blade 21, and is compressed, and compressed air is produced | generated. Next, combustion gas is generated from the compressed air in the combustor 3, and this combustion gas is guided to the turbine 4.
The combustion gas passes through the range where the turbine stationary blades 5 and the turbine rotor blades 6 are arranged as the combustion gas flow path 4a, so that the rotor 7 is rotationally driven, and the gas turbine 1 can output rotational power. it can. The exhaust gas after rotationally driving the rotor 7 is converted into static pressure by the exhaust diffuser 42a in the exhaust chamber 42 and then released to the atmosphere.

図２は、図１のＡ部拡大図である。
ここで、圧縮機静翼本体５１は、この先端に配置されたリング状のハブシュラウド８１によって互いに連結されている。ハブシュラウド８１の径方向内側には、所定の隙間Ｓ１を介してロータ７が挿通されている。
ハブシュラウド８１は、この上流側（図２における左側）の先端よりも下流側（図２における右側）の先端が段差により縮径するように形成されている。これにより、ハブシュラウド８１の先端には、２つのステップ部７１ａ，７１ｂが形成される。各ステップ部７１ａ，７１ｂには、それぞれシールフィン１５ａ，１５ｂが径方向に沿って、且つロータ（構造体）７側に向かって立設されている。 FIG. 2 is an enlarged view of part A in FIG.
Here, the compressor stationary blade body 51 is connected to each other by a ring-shaped hub shroud 81 disposed at the tip. The rotor 7 is inserted through the hub shroud 81 in the radial direction via a predetermined gap S1.
The hub shroud 81 is formed such that the tip on the downstream side (right side in FIG. 2) is reduced in diameter by a step from the tip on the upstream side (left side in FIG. 2). Thereby, two step portions 71 a and 71 b are formed at the tip of the hub shroud 81. In each of the step portions 71a and 71b, seal fins 15a and 15b are erected along the radial direction and toward the rotor (structure) 7 side.

より具体的には、ハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａには、ハブシュラウド８１の上流側端面８１ａよりもやや下流側に、第１シールフィン１５ａが立設されている。また、ハブシュラウド８１の２段目のステップ部７１ｂには、ハブシュラウド８１の下流側端面８１ｂと面一になるように、第２シールフィン１５ｂが立設されている。これら２つのシールフィン１５ａ，１５ｂは、略同一の長さに設定されている。 More specifically, a first seal fin 15 a is provided upright on the first step portion 71 a of the hub shroud 81 slightly downstream from the upstream end surface 81 a of the hub shroud 81. Further, the second seal fin 15 b is erected on the second step portion 71 b of the hub shroud 81 so as to be flush with the downstream end surface 81 b of the hub shroud 81. These two seal fins 15a and 15b are set to have substantially the same length.

一方、ロータ７には、圧縮機静翼本体５１に対応する部位に環状溝１７が形成されており、この環状溝１７にハブシュラウド８１が臨まされた状態になっている。この環状溝１７によって、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に、ロータ７における径方向の隙間Ｓ１が形成される。また、環状溝１７の底面１７ａは、ハブシュラウド８１のステップ部７１ａ，７１ｂに対応するように、上流側よりも下流側が段差により縮径するように形成されている。これにより、環状溝１７の底面１７ａには、２つのステップ部７２ａ，７２ｂが形成される。 On the other hand, the rotor 7 is formed with an annular groove 17 at a portion corresponding to the compressor stationary blade body 51, and a hub shroud 81 is exposed to the annular groove 17. The annular groove 17 forms a radial gap S 1 in the rotor 7 between the bottom surface 17 a of the annular groove 17 and the hub shroud 81. Further, the bottom surface 17 a of the annular groove 17 is formed so that the downstream side is reduced in diameter by a step from the upstream side so as to correspond to the step portions 71 a and 71 b of the hub shroud 81. As a result, two step portions 72 a and 72 b are formed on the bottom surface 17 a of the annular groove 17.

各ステップ部７２ａ，７２ｂは、これらとそれぞれ対応するハブシュラウド８１のステップ部７１ａ，７１ｂとの間の距離が略同一となるように形成されている。すなわち、環状溝１７の１段目のステップ部７２ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離と、環状溝１７の２段目のステップ部７２ｂとハブシュラウド８１の２段目のステップ部７１ｂとの間の距離は、略同一に設定されている。 The step portions 72a and 72b are formed so that the distances between the step portions 72a and 72b and the step portions 71a and 71b of the corresponding hub shroud 81 are substantially the same. That is, the distance between the first step portion 72a of the annular groove 17 and the first step portion 71a of the hub shroud 81, and the two steps of the second step portion 72b of the annular groove 17 and the hub shroud 81. The distance between the eye step portion 71b is set to be substantially the same.

ここで、ハブシュラウド８１に形成されている２つのシールフィン１５ａ，１５ｂは、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に形成された隙間Ｓ１を遮るように立設することになる。そして、２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間には、略同一寸法に設定された微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）が形成される。
微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）は、ロータ７や圧縮機静翼本体５１の熱伸び量、ロータ７の遠心伸び量、加工、組み立て誤差等を考慮した上で、想定されうる全ての運転条件で両者が接触することがない安全な範囲内に設定されている。 Here, the two seal fins 15 a and 15 b formed on the hub shroud 81 are erected so as to block the gap S 1 formed between the bottom surface 17 a of the annular groove 17 and the hub shroud 81. A minute gap H (H1, H2) having substantially the same dimensions is formed between the tip ends of the two seal fins 15a, 15b and the bottom surface 17a of the annular groove 17.
The minute gap H (H1, H2) is assumed in all operating conditions that can be assumed in consideration of the thermal elongation amount of the rotor 7 and the compressor stationary blade body 51, the centrifugal elongation amount of the rotor 7, processing, assembly errors, and the like. It is set within a safe range where the two do not contact each other.

尚、本実施形態では、２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）がそれぞれ同一となるように設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、必要に応じて２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）を各それぞれ変更してもよい。 In the present embodiment, the case where the minute gaps H (H1, H2) between the tip portions of the two seal fins 15a, 15b and the bottom surface 17a of the annular groove 17 are set to be the same will be described. did. However, the present invention is not limited to this, and the minute gaps H (H1, H2) between the tip portions of the two seal fins 15a, 15b and the bottom surface 17a of the annular groove 17 may be changed as necessary. Good.

ここで、環状溝１７の上流側の内側面１７ｂには、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に対応する箇所に、軸方向Ｄの平面視でリング状の凹部１８が形成されている。凹部１８は、環状溝１７の底面１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１８ａと、第１壁部１８ａの底面１７ａとは反対側に配置され、この底面１７ａと対向する第２壁部１８ｂとを有している。 Here, on the inner side surface 17 b on the upstream side of the annular groove 17, a ring-shaped recess 18 in a plan view in the axial direction D is formed at a position corresponding to the space between the bottom surface 17 a of the annular groove 17 and the hub shroud 81. ing. The recess 18 is disposed on the opposite side of the first wall 18a rising from the bottom surface 17a of the annular groove 17 along the vertical direction, and on the side opposite to the bottom surface 17a of the first wall 18a, and is opposed to the bottom wall 17a. 18b.

環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２と略同一に設定されている。このように形成された凹部１８は、ここに微小隙間Ｈを通過する漏洩流体Ｊ（図２参照）を受け入れて漏洩流量を低減する役割を有している。以下、凹部１８の作用についてより詳しく説明する。 A distance L1 between the bottom surface 17a of the annular groove 17 and the second wall portion 18b of the recess 18 is substantially equal to a distance L2 between the bottom surface 17a of the annular groove 17 and the first step portion 71a of the hub shroud 81. They are set the same. The recess 18 formed in this way has a role of receiving the leakage fluid J (see FIG. 2) passing through the minute gap H and reducing the leakage flow rate. Hereinafter, the operation of the recess 18 will be described in more detail.

（凹部の作用）
次に、図２に基づいて、環状溝１７に形成されている凹部１８の作用について説明する。
ここで、圧縮機２の空気取入口２０ａから取り込まれた空気は、圧縮機ケーシング２０へ流入した後、多段に配置された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を通過して圧縮され圧縮空気となる。
このとき、圧縮機静翼本体５１では、静圧が上昇するので、圧縮機静翼本体５１の下流側（図２における右側）の静圧は、圧縮機静翼本体５１の上流側（図２における左側）の静圧よりも高くなる。 (Operation of recess)
Next, based on FIG. 2, the effect | action of the recessed part 18 currently formed in the annular groove 17 is demonstrated.
Here, the air taken in from the air intake port 20a of the compressor 2 flows into the compressor casing 20, and then passes through the compressor rotor blades 22 and the compressor stationary blades 21 arranged in multiple stages to be compressed and compressed. It becomes air.
At this time, since the static pressure rises in the compressor stationary blade body 51, the static pressure on the downstream side (right side in FIG. 2) of the compressor stationary blade body 51 is upstream of the compressor stationary blade body 51 (FIG. 2). Higher than the static pressure of the left side).

このため、図２に示すように、圧力差により流体のうちの一部（例えば、数％）が、圧縮機静翼本体５１のハブシュラウド８１が臨まされている環状溝１７内を、高圧側となる下流側から低圧側となる上流側へと逆流する。この環状溝１７内に流入される圧縮空気が漏洩流体Ｊとなる。
環状溝１７内の高圧側（下流側）から流入した漏洩流体Ｊは、第２シールフィン１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ２を通り、さらに、第１シールフィン１５ａの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ１を通り、環状溝１７の低圧側（上流側）へ流出する。このとき、漏洩流体Ｊは、微小隙間Ｈ１を通って流出するので、その流出方向は軸方向Ｄに沿う方向になっている。 Therefore, as shown in FIG. 2, due to the pressure difference, a part (for example, several%) of the fluid passes through the annular groove 17 where the hub shroud 81 of the compressor stationary blade body 51 is exposed to the high pressure side. Back flow from the downstream side to the upstream side to the low pressure side. The compressed air flowing into the annular groove 17 becomes the leakage fluid J.
The leaked fluid J flowing from the high pressure side (downstream side) in the annular groove 17 passes through the minute gap H2 between the tip of the second seal fin 15b and the bottom surface 17a of the annular groove 17, and further, the first seal fin. It flows through the minute gap H1 between the tip of 15a and the bottom surface 17a of the annular groove 17, and flows out to the low pressure side (upstream side) of the annular groove 17. At this time, since the leaking fluid J flows out through the minute gap H1, the outflow direction is a direction along the axial direction D.

微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊは、そのまま環状溝１７の凹部１８に入り込み、凹部１８の第１壁部１８ａに衝突する。すると、漏洩流体Ｊは、第１壁部１８ａよりも低圧側に位置する第２壁部１８ｂの方へ向きを変える（図２におけるＸ１部参照）。さらに、この第２壁部１８ｂに漏洩流体Ｊが衝突し、折り返すように漏洩流体Ｊが向きを変える（図２におけるＹ１部参照）。この後、漏洩流体Ｊは、ハブシュラウド８１に衝突し、ハブシュラウド８１の上流側端面８１ａに沿うように向きを変えて主流側（図２における上側）へと流れる（図２におけるＺ１部参照）。尚、主流とは、圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を順次通過する流れをいう。 The leaked fluid J flowing out of the minute gap H1 enters the recess 18 of the annular groove 17 as it is and collides with the first wall 18a of the recess 18. Then, the leakage fluid J changes its direction toward the second wall portion 18b located on the lower pressure side than the first wall portion 18a (see the X1 portion in FIG. 2). Furthermore, the leaking fluid J collides with the second wall portion 18b, and the direction of the leaking fluid J changes so as to be turned back (see Y1 portion in FIG. 2). Thereafter, the leaking fluid J collides with the hub shroud 81, changes its direction along the upstream end surface 81a of the hub shroud 81, and flows to the main flow side (upper side in FIG. 2) (see Z1 portion in FIG. 2). . The main flow means a flow that sequentially passes through the compressor moving blade 22 and the compressor stationary blade 21.

このように、漏洩流体Ｊは、この流通方向に対して略直交する方向に面する凹部１８の第１壁部１８ａと、この第１壁部１８ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１８ａの壁面に対して略直交する方向に面する第２壁部１８ｂとにより流通方向が複数回（３回）変化する。このため、漏洩流体の全圧損失が大きくなり、動圧が低下して漏洩流体Ｊの流量が低減される。 Thus, the leakage fluid J is disposed on the first wall 18a of the recess 18 facing in a direction substantially orthogonal to the flow direction, and on the lower pressure side than the first wall 18a. The flow direction changes a plurality of times (three times) by the second wall portion 18b facing in a direction substantially orthogonal to the wall surface of 18a. For this reason, the total pressure loss of the leaking fluid is increased, the dynamic pressure is reduced, and the flow rate of the leaking fluid J is reduced.

また、凹部１８に漏洩流体Ｊが入り込み、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ１が形成される。この剥離渦Ｕ１によって、漏洩流体Ｊが混合（ミキシング）され、さらに漏洩流体Ｊの動圧が低下する。これにより、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。また、シールフィン１５ａの低圧側の側面上においてシールフィン１５ａの基端側から先端側に向かって流れる下向きの剥離渦U1による漏洩流体Ｊに対する縮流効果により、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。 Further, when the leaking fluid J enters the recess 18 and the flow direction of the leaking fluid J changes abruptly, a part of the leaking fluid J is peeled off to form a peeling vortex U1. The separation fluid vortex U1 mixes (mixes) the leakage fluid J, and further reduces the dynamic pressure of the leakage fluid J. Thereby, the flow rate of the leakage fluid J is further reduced. Further, the flow rate of the leaking fluid J is further reduced by the contraction effect on the leaking fluid J by the downward peeling vortex U1 flowing from the base end side to the tip end side of the seal fin 15a on the low pressure side surface of the seal fin 15a. The

（シミュレーション）
ここで、図３、図４に基づいて、上述の第１実施形態の環状溝１７と従来の環状溝における圧力の損失係数の比較を行ったシミュレーション結果について説明する。
図３は、損失係数を測定したポイントを示す説明図であって、図２に対応している。図４は、縦軸を損失係数とし、横軸を測定位置とした場合の損失係数の変化を示し、この第１実施形態と従来とを比較したグラフである。尚、ここでいう従来とは、図３のように環状溝１７に凹部１８が形成されていないものをいう（以下の第２実施形態でも同様）。また、図４のグラフにおける縦軸の損失係数は、縦軸の上側に行くほど小さくなり、下側に行くほど大きくなることを示す。 (simulation)
Here, based on FIG. 3, FIG. 4, the simulation result which performed the comparison of the loss factor of the pressure in the annular groove 17 of the above-mentioned 1st Embodiment and the conventional annular groove is demonstrated.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing points at which the loss coefficient is measured, and corresponds to FIG. FIG. 4 is a graph showing the change of the loss coefficient when the vertical axis is the loss coefficient and the horizontal axis is the measurement position, comparing the first embodiment with the conventional one. Note that the term “conventional” here refers to a case in which the recess 18 is not formed in the annular groove 17 as shown in FIG. 3 (the same applies to the second embodiment below). In addition, the loss factor on the vertical axis in the graph of FIG. 4 decreases as it goes upward on the vertical axis and increases as it goes downward.

図３、図４に示すように、測定ポイントＰ１〜Ｐ３にあっては、従来と、第１実施形態とで形状に差異が無いので、損失係数が同じになることが確認できる。これに対し、測定ポイントＰ３〜Ｐ４にあっては、従来と比較して第１実施形態の損失係数が小さくなっているものの、測定ポイントＰ４〜Ｐ５にあっては、漏洩流体Ｊの流通方向が曲げられるので、従来と比較して第１実施形態の損失係数が大きく増加したことで、全体の損失係数が増加しているのが確認できる。 As shown in FIGS. 3 and 4, at the measurement points P 1 to P 3, since there is no difference in shape between the conventional and the first embodiment, it can be confirmed that the loss coefficient is the same. On the other hand, at the measurement points P3 to P4, the loss factor of the first embodiment is smaller than that of the conventional embodiment, but at the measurement points P4 to P5, the flow direction of the leakage fluid J is Since it is bent, it can be confirmed that the loss factor of the first embodiment is greatly increased as compared with the prior art, so that the overall loss factor is increased.

（効果）
したがって、上述の第１実施形態では、環状溝１７の低圧側の内側面１７ｂに凹部１８を形成することにより、漏洩流体Ｊの流通方向に対して略直交する方向に面する凹部１８の第１壁部１８ａと、この第１壁部１８ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１８ａの壁面に対して略直交する方向に面する第２壁部１８ｂとを配置することができる。このため、漏洩流体Ｊの流通方向が複数回（例えば、３回）変化させることができ、全圧損失を大きくすることができる。よって、簡素な構造で、漏洩流体Ｊの動圧を低下させることができ、漏洩流体Ｊの流量を低減することができる。 (effect)
Therefore, in the first embodiment described above, by forming the recess 18 in the inner side surface 17b on the low pressure side of the annular groove 17, the first recess 18 facing in the direction substantially perpendicular to the flow direction of the leakage fluid J is formed. A wall portion 18a and a second wall portion 18b that is disposed on a lower pressure side than the first wall portion 18a and faces in a direction substantially orthogonal to the wall surface of the first wall portion 18a can be disposed. For this reason, the flow direction of the leakage fluid J can be changed a plurality of times (for example, three times), and the total pressure loss can be increased. Therefore, the dynamic pressure of the leaking fluid J can be reduced with a simple structure, and the flow rate of the leaking fluid J can be reduced.

尚、上述の第１実施形態では、環状溝１７に形成された凹部１８は、環状溝１７の底面１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１８ａと、第１壁部１８ａの底面１７ａとは反対側に配置され、この底面１７ａと対向する第２壁部１８ｂとを有している場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、第１壁部１８ａは、環状溝１７に流れ込む漏洩流体Ｊの流通方向に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。また、第２壁部１８ｂは、第１壁部１８ａの壁面に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。このように構成することで、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる。 In the first embodiment described above, the recess 18 formed in the annular groove 17 includes the first wall portion 18a rising from the bottom surface 17a of the annular groove 17 along the vertical direction, and the bottom surface 17a of the first wall portion 18a. Has been described in the case of having the second wall portion 18b disposed on the opposite side and facing the bottom surface 17a. However, it is not restricted to this, The 1st wall part 18a should just be formed so that the direction which cross | intersects the distribution direction of the leakage fluid J which flows into the annular groove 17 may be faced. Moreover, the 2nd wall part 18b should just be formed so that it may face in the direction which cross | intersects with respect to the wall surface of the 1st wall part 18a. By comprising in this way, the distribution direction of the leakage fluid J can be changed in multiple times.

また、上述の第１実施形態では、環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２と略同一に設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、凹部１８内に漏洩流体Ｊを受け入れることが可能で、且つこの漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる長さに設定されていればよい。さらに、漏洩流体Ｊの流通方向を変化させる回数は３回に限られるものではなく、少なくとも２回であればよい。 In the first embodiment described above, the distance L1 between the bottom surface 17a of the annular groove 17 and the second wall portion 18b of the recess 18 is the first step of the bottom surface 17a of the annular groove 17 and the hub shroud 81. The case where the distance L2 between the portion 71a and the portion 71a is set to be substantially the same has been described. However, the present invention is not limited to this, and the distance L1 between the bottom surface 17a of the annular groove 17 and the second wall portion 18b of the recess 18 can receive the leakage fluid J in the recess 18 and It is only necessary to set the length so that the flow direction of the leakage fluid J can be changed a plurality of times. Furthermore, the number of times of changing the flow direction of the leaking fluid J is not limited to three, but may be at least twice.

（第２実施形態）
次に、この発明の第２実施形態を図１を援用し、図５に基づいて説明する。尚、第１実施形態と同一態様には、同一符号を付して説明する。
図５は、第２実施形態における環状溝２１７周辺の概略構成図であって、図２に対応している。 (Second Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In addition, the same code | symbol is attached | subjected and demonstrated to the same aspect as 1st Embodiment.
FIG. 5 is a schematic configuration diagram around the annular groove 217 in the second embodiment and corresponds to FIG. 2.

この第２実施形態において、ガスタービン１は、圧縮空気を生成する圧縮機２と、圧縮機２から供給される圧縮空気に燃料を供給して燃焼ガスを生成する複数の燃焼器３と、少なくとも１段ずつのタービン静翼５、及びタービン動翼６を有し、燃焼器３から供給される燃焼ガスにより回転動力を発生させるタービン４とを備えている点、圧縮機２は、空気（流体）を取り込む空気取入口２０ａを前側に向けて配設された圧縮機ケーシング２０と、空気取入口２０ａに配設されたＩＧＶ１２と、圧縮機ケーシング２０内に配設された複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２とを備え、これら圧縮機ケーシング２０、複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２によって圧縮流路２５が形成されている点、ロータ７には、圧縮機静翼本体５１に対応する部位に環状溝２１７が形成されており、この環状溝２１７にハブシュラウド８１が臨まされた状態になっている点、ハブシュラウド８１には、シールフィン１５ａ，１５ｂが径方向に沿って、且つロータ７側に向かって立設されている点等の基本的構成は、前述した第１実施形態と同様である。 In the second embodiment, the gas turbine 1 includes a compressor 2 that generates compressed air, a plurality of combustors 3 that supply fuel to the compressed air supplied from the compressor 2 to generate combustion gas, and at least The compressor 2 is provided with a turbine stationary blade 5 and a turbine moving blade 6 of each stage, and a turbine 4 that generates rotational power by combustion gas supplied from the combustor 3. ), The compressor casing 20 disposed with the air intake port 20a facing the front side, the IGV 12 disposed in the air intake port 20a, and a plurality of compressor vanes disposed in the compressor casing 20 21 and a plurality of compressor blades 22, and the compressor 7, the plurality of compressor stationary blades 21, and the plurality of compressor blades 22 form a compression flow path 25. , Compressor An annular groove 217 is formed in a portion corresponding to the blade body 51, and the hub shroud 81 is exposed to the annular groove 217. The seal fins 15a and 15b are provided in the hub shroud 81 in the radial direction. The basic configuration such as being erected along and toward the rotor 7 is the same as that of the first embodiment described above.

ここで、図５に示すように、第２実施形態と第１実施形態の相違点は、第１実施形態の環状溝１７には、上流側の内側面１７ｂに凹部１８が形成されているのに対し、第２実施形態の環状溝２１７には、凸部１９が形成されている点にある。
より詳しくは、環状溝２１７の上流側の内側面２１７ｂには、環状溝２１７の底面２１７ａ側に、軸方向Ｄ平面視リング状の凸部１９が形成されている。凸部１９は、環状溝２１７の底面２１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１９ａと、第１壁部１９ａの底面２１７ａとは反対側に配置され、この底面２１７ａと同一方向に沿って延在する第２壁部１９ｂとを有している。 Here, as shown in FIG. 5, the difference between the second embodiment and the first embodiment is that the annular groove 17 of the first embodiment is formed with a recess 18 on the inner side surface 17b on the upstream side. On the other hand, in the annular groove 217 of the second embodiment, a convex portion 19 is formed.
More specifically, a ring-shaped convex portion 19 in the axial direction D plan view is formed on the inner surface 217 b on the upstream side of the annular groove 217 on the bottom surface 217 a side of the annular groove 217. The convex portion 19 is disposed on the opposite side of the first wall portion 19a rising from the bottom surface 217a of the annular groove 217 along the vertical direction and the bottom surface 217a of the first wall portion 19a, and along the same direction as the bottom surface 217a. It has the 2nd wall part 19b extended.

ここで、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、
環状溝２１７の底面２１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２よりも短く設定されている。このように構成された凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して漏洩流体Ｊの流量が低減される。以下、凸部１９の作用についてより詳しく説明する。 Here, the height T1 from the bottom surface 217a of the annular groove 217 to the second wall portion 19b of the convex portion 19 is:
The distance L2 is set shorter than the distance L2 between the bottom surface 217a of the annular groove 217 and the first step portion 71a of the hub shroud 81. The convex portion 19 configured in this manner and the first step portion 71a of the hub shroud 81 cooperate to reduce the flow rate of the leakage fluid J. Hereinafter, the operation of the convex portion 19 will be described in more detail.

（凸部の作用）
次に、図５に基づいて、環状溝２１７に形成されている凸部１９の作用について説明する。
まず、環状溝２１７内の高圧側となる下流側から流入した漏洩流体Ｊは、第２シールフィン１５ｂの先端部と環状溝２１７の底面２１７ａとの間の微小隙間Ｈ２を通り、さらに、第１シールフィン１５ａの先端部と環状溝２１７の底面２１７ａとの間の微小隙間Ｈ１を通り、環状溝２１７の低圧側となる上流側へ流出する。このとき、漏洩流体Ｊは、微小隙間Ｈ１を通って流出するので、その流出方向は軸方向Ｄに沿う方向になっている。 (Operation of convex part)
Next, based on FIG. 5, the effect | action of the convex part 19 currently formed in the annular groove 217 is demonstrated.
First, the leaking fluid J that has flowed in from the downstream side, which is the high pressure side in the annular groove 217, passes through the minute gap H2 between the tip end portion of the second seal fin 15b and the bottom surface 217a of the annular groove 217, and further, It flows through the minute gap H1 between the tip of the seal fin 15a and the bottom surface 217a of the annular groove 217, and flows out to the upstream side, which is the low pressure side of the annular groove 217. At this time, since the leaking fluid J flows out through the minute gap H1, the outflow direction is a direction along the axial direction D.

微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊは、凸部１９の第１壁部１９ａに衝突する。すると、漏洩流体Ｊは、第１壁部１９ａよりも低圧側に位置するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａの方へ向きを変える（図５におけるＸ２部参照）。さらに、この１段目のステップ部７１ａに漏洩流体Ｊが衝突し、軸方向Ｄ上流側（図５における左側）へと漏洩流体Ｊが向きを変える（図５におけるＹ２部参照）。この後、漏洩流体Ｊは、環状溝２１７の低圧側の内側面２１７ｂに衝突し、この内側面２１７ｂに沿うように向きを変えて主流側（図５における上側）へと流れる（図５におけるＺ２部参照）。 The leaked fluid J flowing out of the minute gap H1 collides with the first wall portion 19a of the convex portion 19. Then, the leakage fluid J changes its direction toward the first step portion 71a of the hub shroud 81 located on the lower pressure side than the first wall portion 19a (see the portion X2 in FIG. 5). Further, the leaking fluid J collides with the first step portion 71a, and the direction of the leaking fluid J changes to the upstream side in the axial direction D (left side in FIG. 5) (see Y2 portion in FIG. 5). Thereafter, the leaking fluid J collides with the inner surface 217b on the low pressure side of the annular groove 217, changes its direction along the inner surface 217b, and flows to the main stream side (upper side in FIG. 5) (Z2 in FIG. 5). Section).

このように、漏洩流体Ｊは、この流通方向に対して略直交する方向に面する凸部１９の第１壁部１９ａと、この第１壁部１９ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１９ａの壁面に対して略直交する方向に面するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとにより流通方向が複数回（３回）変化する。このため、漏洩流体の全圧損失が大きくなり、動圧が低下して漏洩流体Ｊの流量が低減される。 Thus, the leakage fluid J is disposed on the first wall portion 19a of the convex portion 19 facing in a direction substantially orthogonal to the flow direction, and on the lower pressure side than the first wall portion 19a. The flow direction changes a plurality of times (three times) by the first step portion 71a of the hub shroud 81 facing in a direction substantially orthogonal to the wall surface of the portion 19a. For this reason, the total pressure loss of the leaking fluid is increased, the dynamic pressure is reduced, and the flow rate of the leaking fluid J is reduced.

また、凸部１９に漏洩流体Ｊが衝突し、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ２１が形成される。また、ハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａに漏洩流体Ｊが衝突し、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ２２が形成される。これら剥離渦Ｕ２１、Ｕ２２によって、漏洩流体Ｊが混合（ミキシング）され、さらに漏洩流体Ｊの動圧が低下する。これにより、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。また、シールフィン１５ａの低圧側側面上においてシールフィン１５ａの基端側から先端側に向かって流れる下向きの剥離渦Ｕ２１による漏洩流体Ｊに対する縮流効果により、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。 Further, when the leaking fluid J collides with the convex portion 19 and the flow direction of the leaking fluid J changes abruptly, a part of the leaking fluid J is peeled off to form a peeling vortex U21. Further, when the leaked fluid J collides with the first step portion 71a of the hub shroud 81 and the flow direction of the leaked fluid J changes rapidly, a part of the leaked fluid J is peeled off and the peeling vortex U22 is generated. It is formed. The leakage fluid J is mixed (mixed) by the separation vortices U21 and U22, and the dynamic pressure of the leakage fluid J is further reduced. Thereby, the flow rate of the leakage fluid J is further reduced. Further, the flow rate of the leaking fluid J is further reduced by the contraction effect on the leaking fluid J by the downward peeling vortex U21 flowing from the base end side to the tip end side of the seal fin 15a on the low pressure side surface of the seal fin 15a. .

（シミュレーション）
ここで、図３、図４に基づいて、上述の第２実施形態の環状溝２１７と従来の環状溝、及び前述の第１実施形態の環状溝１７における圧力の損失係数の比較を行ったシミュレーション結果について説明する。
図３、図４に示すように、測定ポイントＰ１〜Ｐ３にあっては、従来と、第２実施形態とで形状に差異が無いので、損失係数が同じになることが確認できる。これに対し、測定ポイントＰ３〜Ｐ４の間において、第２実施形態では、凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させるので損失係数が大きくなることが確認できる。これに加え、複数の剥離渦Ｕ２１，２２が形成されるので、漏洩流体Ｊが前述の第１実施形態と比較して、さらに混合（ミキシング）されるので、第１実施形態よりも損失係数が大きくなることが確認できる。 (simulation)
Here, based on FIG. 3 and FIG. 4, a simulation in which the pressure loss coefficients of the annular groove 217 of the second embodiment and the conventional annular groove and the annular groove 17 of the first embodiment are compared. The results will be described.
As shown in FIGS. 3 and 4, at the measurement points P 1 to P 3, since there is no difference in shape between the conventional and the second embodiment, it can be confirmed that the loss coefficient is the same. On the other hand, between the measurement points P3 to P4, in the second embodiment, the convex portion 19 and the first step portion 71a of the hub shroud 81 cooperate to change the flow direction of the leakage fluid J a plurality of times. Since it is changed, it can be confirmed that the loss factor increases. In addition, since a plurality of separation vortices U21 and 22 are formed, the leakage fluid J is further mixed (mixed) as compared with the first embodiment described above, so that the loss coefficient is higher than that of the first embodiment. It can be confirmed that it grows.

（効果）
したがって、上述の第２実施形態では、環状溝２１７の上流側の内側面２１７ｂに凸部１９を形成することにより、漏洩流体Ｊの流通方向に対して略直交する方向に面する凸部１９の第１壁部１９ａと、この第１壁部１９ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１９ａの壁面に対して略直交する方向に面するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとを協働させて漏洩流体Ｊの流通方向を複数回（例えば、３回）変化させることができる。このため、さらに漏洩流体Ｊの全圧損失を大きくすることができ、簡素な構造で、動圧を低下させることができ、漏洩流体Ｊの流量をより確実に低減することができる。 (effect)
Therefore, in the second embodiment described above, by forming the convex portion 19 on the inner side surface 217b on the upstream side of the annular groove 217, the convex portion 19 facing in the direction substantially orthogonal to the flow direction of the leakage fluid J is formed. A first wall portion 19a and a first step portion 71a of the hub shroud 81 which is disposed on a lower pressure side than the first wall portion 19a and faces in a direction substantially orthogonal to the wall surface of the first wall portion 19a; The flow direction of the leaking fluid J can be changed a plurality of times (for example, three times) in cooperation with each other. For this reason, the total pressure loss of the leaking fluid J can be further increased, the dynamic pressure can be reduced with a simple structure, and the flow rate of the leaking fluid J can be more reliably reduced.

尚、上述の第２実施形態では、環状溝２１７に形成された凸部１９は、環状溝２１７の底面２１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１９ａと、第１壁部１９ａの底面２１７ａとは反対側に配置され、この底面２１７ａと対向する第２壁部１９ｂとを有している場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、第１壁部１９ａは、環状溝１７に流れ込む漏洩流体Ｊの流通方向に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。また、第２壁部１９ｂは、第１壁部１９ａの壁面に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。このように構成することで、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる。 In the second embodiment described above, the convex portion 19 formed in the annular groove 217 includes the first wall portion 19a rising from the bottom surface 217a of the annular groove 217 along the vertical direction and the bottom surface 217a of the first wall portion 19a. The case where it has the 2nd wall part 19b which is arrange | positioned on the opposite side and is opposite to this bottom face 217a was demonstrated. However, it is not restricted to this, The 1st wall part 19a should just be formed so that the direction which cross | intersects the distribution direction of the leakage fluid J which flows into the annular groove 17 may be faced. Moreover, the 2nd wall part 19b should just be formed so that it may face in the direction which cross | intersects with respect to the wall surface of the 1st wall part 19a. By comprising in this way, the distribution direction of the leakage fluid J can be changed in multiple times.

また、上述の第２実施形態では、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、環状溝２１７の底面２１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２よりも短く設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる長さに設定されていればよい。さらに、漏洩流体Ｊの流通方向を変化させる回数は３回に限られるものではなく、少なくとも２回であればよい。 Further, in the second embodiment described above, the height T1 from the bottom surface 217a of the annular groove 217 to the second wall portion 19b of the projection 19 is equal to the bottom surface 217a of the annular groove 217 and the first step portion of the hub shroud 81. The case where it is set shorter than the distance L2 between 71a was demonstrated. However, the height T1 from the bottom surface 217a of the annular groove 217 to the second wall portion 19b of the convex portion 19 is such that the convex portion 19 and the first step portion 71a of the hub shroud 81 are It is only necessary to set the length so that the flow direction of the leakage fluid J can be changed a plurality of times in cooperation. Furthermore, the number of times of changing the flow direction of the leaking fluid J is not limited to three, but may be at least twice.

また、本発明は上述の実施形態に限られるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、上述の実施形態に種々の変更を加えたものを含む。
例えば、上述の実施形態では、ハブシュラウド８１に２つのシールフィン１５ａ，１５ｂを立設し、第１実施形態では、ロータ７の圧縮機静翼本体５１に対応する部位に、環状溝１７を形成し、この環状溝１７の低圧側の内側面１７ｂに凹部１８を形成し、第２実施形態では、ロータ７の圧縮機静翼本体５１に対応する部位に、環状溝２１７を形成し、この環状溝２１７の低圧側の内側面２１７ｂに凸部１９を形成する場合について説明した。
しかしながら、圧縮機動翼本体５２の不図示のチップシュラウドに２つのシールフィン１５ａ，１５ｂを立設すると共に、圧縮機ケーシング２０の内周面における圧縮機動翼本体５２に対応する部位に環状溝１７を形成し、この環状溝１７に凹部１８を形成してもよいし、圧縮機ケーシング２０の内周面における圧縮機動翼本体５２に対応する部位に環状溝２１７を形成し、この環状溝２１７に凸部１９を形成してもよい。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes various modifications made to the above-described embodiment without departing from the spirit of the present invention.
For example, in the above-described embodiment, the two seal fins 15 a and 15 b are erected on the hub shroud 81, and in the first embodiment, the annular groove 17 is formed in a portion corresponding to the compressor stationary blade body 51 of the rotor 7. Then, the recess 18 is formed in the inner side surface 17b on the low pressure side of the annular groove 17, and in the second embodiment, the annular groove 217 is formed in a portion corresponding to the compressor stationary blade body 51 of the rotor 7, The case where the protrusion 19 is formed on the inner surface 217b on the low pressure side of the groove 217 has been described.
However, two seal fins 15 a and 15 b are provided upright on a tip shroud (not shown) of the compressor blade main body 52, and the annular groove 17 is formed in a portion corresponding to the compressor blade main body 52 on the inner peripheral surface of the compressor casing 20. The recess 18 may be formed in the annular groove 17, or the annular groove 217 is formed in a portion corresponding to the compressor blade main body 52 on the inner peripheral surface of the compressor casing 20, and the annular groove 217 is convex. The portion 19 may be formed.

また、環状溝１７，２１７に凹部１８や凸部１９を形成する場合に限られず、微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊの流通方向が複数回変化する構造を、環状溝１７，２１７の低圧側に設ければよい。 The structure in which the flow direction of the leakage fluid J flowing out from the minute gap H1 is changed a plurality of times is not limited to the case where the recesses 18 and the protrusions 19 are formed in the annular grooves 17 and 217. Should be provided.

さらに、上述の実施形態では、ハブシュラウド８１に２つのステップ部７１ａ，７１ｂを形成し、各ステップ部７１ａ，７１ｂに、それぞれシールフィン１５ａ，１５ｂを立設すると共に、環状溝１７，２１７の底面１７ａ，２１７ａに、２つのステップ部７２ａ，７２ｂを形成した場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、ハブシュラウド８１にステップ部７１ａ，７１ｂを形成しなくてもよし、ステップ部７１ａ，７１ｂの個数を任意に設定してもよい。また、環状溝１７，２１７の底面１７ａ，２１７ａにステップ部７２ａ，７２ｂを形成しなくてもよいし、ステップ部７２ａ，７２ｂの個数を任意に設定してもよい。さらに、ハブシュラウド８１に、少なくとも１つのシールフィン１５ａが立設されていればよい。 Furthermore, in the above-described embodiment, the hub shroud 81 is formed with the two step portions 71a and 71b, and the step fins 71a and 71b are provided with the seal fins 15a and 15b, respectively, and the bottom surfaces of the annular grooves 17 and 217 are provided. The case where two step portions 72a and 72b are formed on 17a and 217a has been described. However, the present invention is not limited to this, and the step portions 71a and 71b may not be formed in the hub shroud 81, and the number of the step portions 71a and 71b may be arbitrarily set. Further, the step portions 72a and 72b may not be formed on the bottom surfaces 17a and 217a of the annular grooves 17 and 217, and the number of the step portions 72a and 72b may be arbitrarily set. Furthermore, it is sufficient that at least one seal fin 15a is provided upright on the hub shroud 81.

そして、上述の実施形態では、ガスタービン１の圧縮機２に本発明を適用した場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、例えば、発電プラント、化学プラント、ガスプラント、製鉄所、船舶等に用いられる圧縮機、タービン等のさまざまな回転機械に本発明を適用することが可能である。 And in the above-mentioned embodiment, the case where this invention was applied to the compressor 2 of the gas turbine 1 was demonstrated. However, the present invention is not limited to this. For example, the present invention can be applied to various rotating machines such as compressors and turbines used in power plants, chemical plants, gas plants, steelworks, ships, and the like. .

さらに、上述の実施形態では、圧縮機静翼本体５１の先端側にハブシュラウド８１が設けられていると共に、圧縮機動翼本体５２の先端側に不図示のチップシュラウドが設けられている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、ハブシュラウド８１、及びチップシュラウドを設けない場合であっても本発明を適用することができる。この場合、圧縮機静翼本体５１、及び圧縮機動翼本体５２のみ本発明における「ブレード」となる。すなわち、圧縮機静翼本体５１を「ブレード」とした場合はロータ７を「構造体」とし、一方、圧縮機動翼本体５２を「ブレード」とした場合は圧縮機ケーシング２０を「構造体」とする。そして、圧縮機静翼本体５１、及び／又は圧縮機動翼本体５２の先端にシールフィン１５ａ，１５ｂを設け、環状溝１７，２１７にそれぞれ凹部１８や凸部１９を形成すればよい。 Furthermore, in the above-described embodiment, a case where the hub shroud 81 is provided on the front end side of the compressor stationary blade body 51 and a tip shroud (not shown) is provided on the front end side of the compressor moving blade body 52 will be described. did. However, the present invention is not limited to this, and the present invention can be applied even when the hub shroud 81 and the tip shroud are not provided. In this case, only the compressor stationary blade body 51 and the compressor moving blade body 52 are “blades” in the present invention. That is, when the compressor stationary blade body 51 is “blade”, the rotor 7 is “structure”, and when the compressor blade body 52 is “blade”, the compressor casing 20 is “structure”. To do. Then, seal fins 15a and 15b may be provided at the tips of the compressor stationary blade body 51 and / or the compressor blade main body 52, and the recesses 18 and the protrusions 19 may be formed in the annular grooves 17 and 217, respectively.

１ガスタービン（回転機械）
７ロータ（構造体）
１７，２１７環状溝
１７ａ，２１７ａ底面
１７ｂ，２１７ｂ内側面（上流側端部）
１８凹部
１８ａ，１９ａ第１壁部
１８ｂ，１９ｂ第２壁部
１９凸部
２０圧縮機ケーシング（構造体）
２１圧縮機静翼（ブレード）
２２圧縮機動翼（ブレード）
５１圧縮機静翼本体（ブレード）
５２圧縮機動翼本体（ブレード）
８１ハブシュラウド（ブレード） 1 Gas turbine (rotary machine)
7 Rotor (structure)
17, 217 annular grooves 17a, 217a bottom surface 17b, 217b inner surface (upstream end)
18 recessed part 18a, 19a 1st wall part 18b, 19b 2nd wall part 19 convex part 20 Compressor casing (structure)
21 Compressor vane
22 Compressor blade (blade)
51 Compressor vane body (blade)
52 Compressor blade (blade)
81 Hub Shroud (Blade)

Claims

A blade,
A structure that surrounds the blade and that rotates relative to the blade;
An annular groove is formed at a position corresponding to the tip of the blade of the structure to receive the tip and secure a gap between the tip,
At least one seal fin is erected on the tip surface on the tip side of the blade toward the bottom surface of the annular groove, and a minute radial gap is formed between the tip of the seal fin and the bottom surface of the annular groove. A rotating machine in which leakage fluid flows through the minute gap from the high pressure side to the low pressure side ,
The blade has an end surface connected to the low-pressure side of the distal end surface and extending toward the proximal end side of the blade;
The annular groove is
A first wall portion extending from the bottom surface toward the base end side on the low pressure side of the bottom surface;
A second wall portion connected to the base end side of the first wall portion and extending toward the high-pressure side so as to face the bottom surface;
An inner surface connected to the high pressure side of the second wall portion and extending toward the base end side of the blade so as to face the low pressure side of the end surface of the blade;
The rotary machine according to claim 1, wherein a distance between the bottom surface and the second wall portion is set to be equal to a distance between the bottom surface and the tip surface .

A blade,
A structure that surrounds the blade and that rotates relative to the blade;
An annular groove is formed at a position corresponding to the tip of the blade of the structure to receive the tip and secure a gap between the tip,
At least one seal fin is erected on the tip surface on the tip side of the blade toward the bottom surface of the annular groove, and a minute radial gap is formed between the tip of the seal fin and the bottom surface of the annular groove. A rotating machine in which leakage fluid flows through the minute gap from the high pressure side to the low pressure side ,
The blade has an end surface connected to the low-pressure side of the distal end surface and extending toward the proximal end side of the blade;
The annular groove is
A first wall portion extending from the bottom surface toward the base end side on the low pressure side of the bottom surface;
A second wall connected to the base end side of the first wall and extending toward the low pressure side;
An inner surface that is connected to the low pressure side of the second wall and extends toward the base end side of the blade so as to face the low pressure side of the end surface of the blade;
The rotating machine is characterized in that a distance between the bottom surface and the second wall portion is set shorter than a distance between the bottom surface and the tip surface .