JP5946707B2 - Axial turbine blade - Google Patents
Axial turbine blade Download PDFInfo
- Publication number
- JP5946707B2 JP5946707B2 JP2012152004A JP2012152004A JP5946707B2 JP 5946707 B2 JP5946707 B2 JP 5946707B2 JP 2012152004 A JP2012152004 A JP 2012152004A JP 2012152004 A JP2012152004 A JP 2012152004A JP 5946707 B2 JP5946707 B2 JP 5946707B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- blade
- angle
- turbine
- region
- turbine rotor
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 claims description 12
- 230000007423 decrease Effects 0.000 claims description 10
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 20
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 7
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 6
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 description 4
- 230000002093 peripheral effect Effects 0.000 description 4
- 230000018109 developmental process Effects 0.000 description 2
- 230000004323 axial length Effects 0.000 description 1
- 238000005452 bending Methods 0.000 description 1
- 230000006735 deficit Effects 0.000 description 1
- 230000007613 environmental effect Effects 0.000 description 1
- 238000000034 method Methods 0.000 description 1
- 238000010248 power generation Methods 0.000 description 1
- 238000000926 separation method Methods 0.000 description 1
Landscapes
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Description
本発明は、軸流タービン、特に発電プラントのガスタービンや蒸気タービンなどに用いられるタービン動翼に関する。 The present invention relates to an axial flow turbine, and more particularly to a turbine rotor blade used in a gas turbine or a steam turbine of a power plant.
近年、環境負荷低減の観点から、発電プラントの更なる発電効率向上が求められており、タービンの更なる高性能化が重要な課題になっている。タービン性能の支配的因子として、段落損失、排気損失、機械損失などが挙げられるが、特に、段落損失を低減することが性能向上に対し最も効果的であると考えられている。この段落損失には様々なものがあるが、大別して（１）翼形状そのものに起因する翼型損失、（２）翼間流路を横断する流れに起因する二次流れ損失、（３）作動流体が翼間流路外へと漏えいすることにより生じる漏れ損失、などがある。このうち、（１）の翼型損失は翼表面と作動流体との摩擦や、翼の幾何学的入口角と翼へ流入する作動流体流入角とのミスマッチに起因するはく離等によって生じる損失であり、タービン動翼上流に設けられるタービン静翼の流出角を考慮した設計を行うだけでは、端壁面の粘性の影響や、翼先端部から外部への漏れの影響による端壁面近傍における流入角の半径方向変化を考慮できておらず、効果的に翼型損失を低減できないという問題を有していた。 In recent years, further improvement in power generation efficiency of power plants has been demanded from the viewpoint of reducing environmental load, and further improvement in performance of turbines has become an important issue. The dominant factors of turbine performance include paragraph loss, exhaust loss, mechanical loss, etc. In particular, it is considered that reducing paragraph loss is most effective for improving performance. There are various types of paragraph loss. (1) Airfoil loss caused by the blade shape itself, (2) Secondary flow loss caused by the flow crossing the flow path between blades, (3) Operation There is a leakage loss caused by fluid leaking out of the flow path between blades. Of these, the airfoil loss of (1) is a loss caused by separation between the blade surface and the working fluid, or due to a mismatch between the geometric inlet angle of the blade and the working fluid inflow angle flowing into the blade. By simply considering the outflow angle of the turbine stationary blade provided upstream of the turbine rotor blade, the radius of the inflow angle near the end wall surface due to the effect of the viscosity of the end wall surface or the leakage from the blade tip to the outside The change in direction could not be taken into account, and the airfoil loss could not be reduced effectively.
このような課題に対し、特許文献１では、タービン翼の翼幾何学的入口角度と作動流体流入角度とのミスマッチを防止する軸流タービンを提供することを目的とし、端壁部から翼高さ中央部に向かって翼幾何学的入口角を減少させる技術が提案されている。上記構成により、端壁部近傍の翼幾何学的入口角を作動流体流入角の方向と一致させることができ、翼型損失を低減させることができるとしている。 With respect to such a problem, Patent Document 1 aims to provide an axial turbine that prevents a mismatch between the blade geometric inlet angle of the turbine blade and the working fluid inflow angle. Techniques have been proposed to reduce the wing geometric inlet angle toward the center. With the above configuration, the blade geometric inlet angle in the vicinity of the end wall can be made to coincide with the direction of the working fluid inflow angle, and the airfoil loss can be reduced.
ところで、翼幾何学的入口角と作動流体流入角とのミスマッチは翼と端壁面境界層との干渉の一因にもなっており、翼型損失のみならず二次流れ損失を増加させる要因にもなっている。そのため、タービンの段落性能を効果的に改善するためには、翼型損失のみならず二次流れ損失を同時に低減することが重要となる。 By the way, the mismatch between the blade geometric inlet angle and the working fluid inflow angle also contributes to the interference between the blade and the end wall boundary layer, which increases the secondary flow loss as well as the airfoil loss. It is also. Therefore, in order to effectively improve the stage performance of the turbine, it is important to simultaneously reduce not only the airfoil loss but also the secondary flow loss.
しかし前記従来技術では、二次流れ損失と深く関連する翼の反り（流れの転向量）に関する記載はなく、段落性能を十分に引き出せていない可能性があった。 However, in the prior art, there is no description about blade warpage (flow turning amount) which is deeply related to the secondary flow loss, and there is a possibility that the paragraph performance cannot be sufficiently obtained.
そこで本発明は、翼型損失と二次流れ損失を同時に低減し、タービンの段落性能を向上させることができる軸流タービン動翼を提供することを目的とする。 SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide an axial flow turbine blade that can simultaneously reduce the blade loss and the secondary flow loss and improve the stage performance of the turbine.
上記目的を達成するために、本発明の軸流タービンのタービン動翼は、タービン動翼の翼キャンバ線を前縁から上流側へ延長した半直線と、タービン周方向がなす翼背側の角を入口角と定義し、タービン動翼の翼キャンバ線を後縁から下流側へ延長した半直線と、タービン周方向がなす翼背側の角を出口角と定義し、前記入口角と前記出口角とで規定される翼の転向量を反り角と定義したとき、各翼高さにおける入口角で規定される入口角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における入口角の変化率が翼ミッドスパン領域内における入口角の変化率よりも大きくなり、各翼高さにおける出口角で規定される出口角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における出口角の変化率が翼ミッドスパン領域内における出口角の変化率よりも大きくなり、各翼高さにおける反り角で規定される反り角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における反り角の変化率が翼ミッドスパン領域内における反り角の変化率よりも大きくなるように翼形を形成したことを特徴としている。
In order to achieve the above object, the turbine rotor blade of the axial turbine according to the present invention includes a half straight line extending from the leading edge to the upstream side of the blade camber line of the turbine rotor blade, and a blade back side angle formed by the turbine circumferential direction. Is defined as the inlet angle, the half straight line extending the blade camber line of the turbine blade from the trailing edge to the downstream side, and the blade back side angle formed by the turbine circumferential direction is defined as the outlet angle, and the inlet angle and the outlet When the turning amount of the blade defined by the angle is defined as the warp angle , the inlet angle distribution defined by the inlet angle at each blade height has a maximum value in the blade root region, and in the blade tip region. The rate of change of the inlet angle is larger than the rate of change of the inlet angle in the blade midspan region, and the outlet angle distribution defined by the outlet angle at each blade height has a maximum value in the blade root region. The change rate of the exit angle in the tip region is the wing mid spa Becomes larger than the change rate of the outlet angle in the area, tilt angle distribution defined by the warp angle at each blade height has a maximum value at the wing root region, the rate of change of the warp angle at the blade tip region Is characterized in that the airfoil is formed to be larger than the rate of change of the warp angle in the blade midspan region .
本発明によれば、端壁部近傍における流入角の半径方向変化を考慮し、翼幾何的入口角と作動流体流入角の向きをマッチさせることで、翼型損失を低減すると同時に、端壁部近傍の翼型の反り角を小さくし、端壁部近傍の翼負荷を下げることで、二次流れ損失を低減させることができる。 According to the present invention, considering the radial change of the inflow angle in the vicinity of the end wall portion, matching the blade geometric inlet angle and the direction of the working fluid inflow angle reduces the airfoil loss and at the same time the end wall portion. Secondary flow loss can be reduced by reducing the warp angle of the nearby airfoil and reducing the blade load near the end wall.
以下、本発明の実施例について、適宜図面を用いて詳細に説明する。各図面を通して、同等の構成要素には同一の符号を付してある。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings as appropriate. Throughout the drawings, the same components are denoted by the same reference numerals.
なお、以下に説明する各実施例は、本発明を蒸気タービン動翼に適用した例である。本発明の作動原理は作動媒体が異なるガスタービンであっても同様であり、本特許は軸流タービン一般に適用することが可能である。また、以下に説明する各実施例では、翼ルート側を中心に説明しており、翼先端側については一部省略している。 Each example described below is an example in which the present invention is applied to a steam turbine rotor blade. The operation principle of the present invention is the same even in the case of gas turbines having different working media, and this patent can be applied to general axial turbines. In each embodiment described below, the blade root side is mainly described, and the blade tip side is partially omitted.
本発明の第１の実施例について説明する。図１は、本実施例に係る蒸気タービン動翼の斜視図である。図１は、タービン周方向に複数設けてなる翼列構造の一部を抜粋して表している。本実施例に係る蒸気タービンのタービン段落は、タービンロータ（図示せず）の周方向に複数枚設置されたタービン動翼１と、タービン動翼１の蒸気流れ方向上流側に、ダイヤフラム（図示せず）の内外輪間にタービン周方向に複数枚設置されたタービン静翼（図示せず）とから構成される。タービン動翼１はタービン半径方向内周側のプラットフォーム３を介してロータ（図示せず）に取り付けられ、タービン半径方向外周側の先端にはシュラウド４が設けられている。また、タービン動翼１の先端側に設けられたシュラウド４と、シュラウド４と対向する静止体との間にはシール構造（図示せず）が設けられている。 A first embodiment of the present invention will be described. FIG. 1 is a perspective view of a steam turbine rotor blade according to this embodiment. FIG. 1 shows an excerpt of a part of a blade row structure provided in the turbine circumferential direction. The turbine stage of the steam turbine according to the present embodiment includes a plurality of turbine blades 1 installed in the circumferential direction of a turbine rotor (not shown), and a diaphragm (not shown) on the upstream side in the steam flow direction of the turbine blade 1. 2) turbine stationary blades (not shown) installed between the inner and outer rings in the circumferential direction of the turbine. The turbine rotor blade 1 is attached to a rotor (not shown) via a platform 3 on the inner peripheral side in the turbine radial direction, and a shroud 4 is provided at the tip on the outer peripheral side in the radial direction of the turbine. In addition, a seal structure (not shown) is provided between the shroud 4 provided on the front end side of the turbine rotor blade 1 and a stationary body facing the shroud 4.
作動流体である蒸気主流は、タービン動翼１の蒸気流れ方向上流に設けられたタービン静翼から流出したのち、タービン動翼１に流入する。蒸気タービンは、タービン動翼１の上流側に設けられたタービン静翼から流出した蒸気主流を、タービン動翼１に流入させることでタービン動翼１とともにタービンロータを回転させ、タービンロータの端部に接続する発電機（図示せず）を介して回転エネルギーと電気エネルギーを変換することで発電を行うものである。 The main steam, which is a working fluid, flows out from a turbine stationary blade provided upstream of the turbine rotor blade 1 in the steam flow direction, and then flows into the turbine rotor blade 1. The steam turbine rotates the turbine rotor together with the turbine rotor blade 1 by causing the main steam flow that flows out from the turbine stationary blade provided on the upstream side of the turbine rotor blade 1 to flow into the turbine rotor blade 1. Electric power is generated by converting rotational energy and electric energy through a generator (not shown) connected to.
図２は図１に示したタービン動翼１の翼ルート部の翼素断面６、翼ルート部近傍の翼素断面５で切断したときの翼素断面形状を重ね合わせた概念図である。翼素断面とは、翼を翼高さ一定の面で切断した断面であり、フィレットを含まない翼型のことである。また、フィレットとは翼をプラットフォームおよびシュラウドと接合する際に、翼ルート部および翼先端部の翼型の外周に設ける翼面と端壁面を滑らかに繋ぐ部材のことである。本実施例では、図１と同様、翼ルート部の入口角および出口角は翼ルート部近傍の翼型より小さな入口角および出口角となっており、翼ルート部近傍の翼素断面５の前縁および後縁が腹側にせり出した形状になっていることが特徴的である。 FIG. 2 is a conceptual diagram in which the blade element cross sections obtained by cutting the blade root section 6 of the turbine rotor blade 1 shown in FIG. 1 at the blade root section 6 and the blade section 5 near the blade root section are overlapped. The blade element cross section is a cross section obtained by cutting a wing along a plane having a constant wing height, and is a wing shape that does not include a fillet. The fillet is a member that smoothly connects the blade surface and the end wall surface provided on the outer periphery of the airfoil at the blade root portion and the blade tip portion when the blade is joined to the platform and the shroud. In this embodiment, as in FIG. 1, the entrance angle and the exit angle of the blade root part are smaller than those of the airfoil in the vicinity of the blade root part. It is characteristic that the edge and the rear edge have a shape protruding to the ventral side.
本実施例の構成、動作の詳細を説明する。 Details of the configuration and operation of this embodiment will be described.
図３は、翼ルート部から翼先端部までの半径差を翼長Ｈとしたとき、縦軸の翼ルート部から各翼素断面までの半径差ｙを翼長Ｈで除した無次元翼高さｙ／Ｈに対して、入口角αをプロットしたものである。入口角αは、図１２に示すように、翼素断面内において、タービン翼の翼キャンバ線２５を前縁から上流側へ延長した半直線２１と、周方向２０のなす角であり、翼背側（負圧面１６側）の角度である。また、説明の便宜上、無次元翼高さｙ／Ｈが０.０＜ｙ／Ｈ≦０.３の領域を翼ルート領域、無次元翼高さｙ／Ｈが０.３＜ｙ／Ｈ＜０.７の領域を翼ミッドスパン領域、無次元翼高さｙ／Ｈが０.７≦ｙ／Ｈ＜１.０の領域を翼先端領域と定義する。本実施例では、図３に示されるように、翼ルート領域内において入口角αが極大値を有するとともに、翼先端領域内における入口角αの変化率が翼ミッドスパン領域内における変化率よりも大きくなっていることが特徴的である。ここで、変化率とは、無次元翼高さｙ／Ｈで１回微分した値である。 FIG. 3 shows a dimensionless blade height obtained by dividing the radial difference y from the blade root portion on the vertical axis to each blade element cross section by the blade length H, where the radial difference from the blade root portion to the blade tip portion is the blade length H. The inlet angle α is plotted against the depth y / H. As shown in FIG. 12, the inlet angle α is an angle formed by a half line 21 that extends the blade camber line 25 of the turbine blade from the front edge to the upstream side and the circumferential direction 20 in the blade element cross section. This is the angle on the side (negative pressure surface 16 side). For convenience of explanation, a region where the dimensionless blade height y / H is 0.0 <y / H ≦ 0.3 is a blade root region, and the dimensionless blade height y / H is 0.3 <y / H <. The region of 0.7 is defined as the blade midspan region, and the region where the dimensionless blade height y / H is 0.7 ≦ y / H <1.0 is defined as the blade tip region. In this embodiment, as shown in FIG. 3, the inlet angle α has a maximum value in the blade root region, and the rate of change of the inlet angle α in the blade tip region is higher than the rate of change in the blade midspan region. It is characteristic that it is getting bigger. Here, the rate of change is a value obtained by differentiating the dimensionless blade height y / H once.
実施例１の入口角αの分布曲線では、入口角αが、翼ルート領域内で翼ルート部から極大値に向かって増加し、翼先端領域において翼ルート部側から翼先端部に向かって減少するとともに、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布している。 In the distribution curve of the inlet angle α of the first embodiment, the inlet angle α increases from the blade root portion toward the maximum value in the blade root region, and decreases from the blade root portion side toward the blade tip portion in the blade tip region. In addition, it is distributed in a convex shape between the blade root portion and the blade tip portion.
図４はタービン動翼列の上流からタービン動翼列に流入する蒸気の速度の半径方向分布の模式図である。図４において符号７を付した矢印はタービン動翼に流入する蒸気の絶対速度、符号９を付した矢印はタービン動翼の周速度、符号８を付した矢印はタービン動翼の周速度を考慮した動翼に流入する蒸気の相対速度を表す。図５は、翼ルート部における静動翼列の翼素断面と、速度三角形を模式的に表す説明図である。また、図６は、端壁および漏れの影響を考慮した、タービン動翼列の上流からタービン動翼列に流入する蒸気の速度の半径方向分布の模式図である。図６において、符号１０を付した破線は、粘性効果を考慮していないタービン動翼に流入する絶対速度、符号１１を付した矢印は、粘性効果を考慮したタービン動翼に流入する蒸気の絶対速度、符号１２を付した矢印は、粘性効果を考慮したタービン動翼に流入する蒸気の相対速度、符号１３を付した実線は粘性効果を考慮した蒸気の絶対速度分布をそれぞれ表す。図７は、端壁および漏れの影響を考慮した、翼ルート部における静動翼列の翼素断面と、速度三角形を模式的に表す説明図である。 FIG. 4 is a schematic diagram of the radial distribution of the velocity of the steam flowing into the turbine rotor cascade from the upstream of the turbine rotor cascade. In FIG. 4, the arrow marked 7 indicates the absolute speed of the steam flowing into the turbine blade, the arrow marked 9 indicates the peripheral speed of the turbine blade, and the arrow marked 8 indicates the peripheral speed of the turbine blade. Represents the relative velocity of the steam flowing into the rotor blade. FIG. 5 is an explanatory diagram schematically showing a blade element cross section of a stationary blade row and a velocity triangle in the blade root portion. FIG. 6 is a schematic diagram of the radial distribution of the velocity of the steam flowing into the turbine rotor cascade from the upstream of the turbine rotor cascade in consideration of the influence of the end wall and leakage. In FIG. 6, the broken line with the reference numeral 10 indicates the absolute velocity that flows into the turbine rotor blade that does not consider the viscous effect, and the arrow with the reference numeral 11 indicates the absolute velocity of the steam that flows into the turbine rotor blade that considers the viscous effect. The arrow with the speed and the sign 12 represents the relative speed of the steam flowing into the turbine rotor blade considering the viscous effect, and the solid line with the sign 13 represents the absolute speed distribution of the steam considering the viscous effect. FIG. 7 is an explanatory diagram schematically showing the blade element cross section of the stationary blade row and the velocity triangle in the blade root portion in consideration of the influence of the end wall and leakage.
図４および図５に示されるように、タービン動翼列において、タービン動翼列の上流側に設けられた静翼列からの流出角３２、絶対速度７が半径方向に一様であるという仮定のもと設計された場合でも、タービン動翼列に流入する相対的な流入角３３の半径方向分布は、タービン動翼列が回転している影響により各翼高さ位置において異なる流入角３３となる。さらに、実際の流れでは、図６および図７に示されるように、端壁近傍において流れが壁面から粘性の影響を受け、速度の遅い領域（境界層）が発達することや、翼先端部では翼端から作動流体が漏れることにより、翼先端側の流量が減少する（軸方向速度が欠損する）ため、端壁近傍の流入角３３は大きく変化する。そのため、流入角３３、絶対速度７が半径方向に一様であるという仮定のもと設計を行った場合、図８に示すように、翼幾何的入口角と作動流体流入角とのミスマッチが生じ、翼型損失の原因となる。 As shown in FIGS. 4 and 5, in the turbine rotor cascade, the outflow angle 32 from the stationary cascade provided upstream of the turbine rotor cascade, and the absolute velocity 7 are assumed to be uniform in the radial direction. The radial distribution of the relative inflow angles 33 flowing into the turbine rotor cascade is different from the inflow angles 33 at each blade height position due to the effect of the rotation of the turbine rotor cascade. Become. Furthermore, in the actual flow, as shown in FIGS. 6 and 7, the flow is affected by the viscosity from the wall surface in the vicinity of the end wall, and a slow speed region (boundary layer) develops. When the working fluid leaks from the blade tip, the flow rate on the blade tip side decreases (the axial velocity is lost), so the inflow angle 33 near the end wall changes greatly. Therefore, when the design is performed under the assumption that the inflow angle 33 and the absolute velocity 7 are uniform in the radial direction, a mismatch between the blade geometric inlet angle and the working fluid inflow angle occurs as shown in FIG. Cause airfoil loss.
一方、本実施例のタービン動翼の場合、図３に示されるように、端壁部近傍の入口角を境界層流れの方向と一致するように大きくとっているため、図８に示すように翼幾何的入口角と実際の作動流体流入角とのミスマッチが緩和され、翼型損失の低減が可能である。 On the other hand, in the case of the turbine rotor blade of the present embodiment, as shown in FIG. 3, the inlet angle in the vicinity of the end wall is set large so as to coincide with the direction of the boundary layer flow. The mismatch between the blade geometric inlet angle and the actual working fluid inflow angle is alleviated, and the airfoil loss can be reduced.
また、図９は縦軸の無次元翼高さｙ／Ｈに対して、翼の出口角βをプロットしたものである。出口角βは、図１２に示すように、翼素断面内において、タービン翼の翼キャンバ線２５を後縁から下流側へ延長した半直線２２と、周方向２０のなす角であり、正圧面１７側の角度である。本実施例では、図９に示されるように、翼ルート領域内において出口角βが極大値を有し、翼先端領域内における出口角βの変化率が翼ミッドスパン領域内における変化率よりも大きくなっていることが特徴的である。 FIG. 9 is a plot of the blade exit angle β against the dimensionless blade height y / H on the vertical axis. As shown in FIG. 12, the exit angle β is an angle formed by a half line 22 that extends the blade camber line 25 of the turbine blade from the trailing edge to the downstream side and the circumferential direction 20 in the blade element cross section. The angle on the 17th side. In this embodiment, as shown in FIG. 9, the exit angle β has a maximum value in the blade root region, and the change rate of the exit angle β in the blade tip region is higher than the change rate in the blade midspan region. It is characteristic that it is getting bigger.
さらに詳述すると、実施例１の出口角βの分布曲線では、出口角βが、翼ルート領域内で翼ルート部から極大値に向かって増加し、翼先端領域において翼ルート部側から翼先端部に向かって減少するとともに、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布している。 More specifically, in the distribution curve of the exit angle β of the first embodiment, the exit angle β increases from the blade root portion toward the maximum value in the blade root region, and the blade tip from the blade root portion side in the blade tip region. It decreases toward the part and is distributed in a convex shape between the blade root part and the blade tip part.
さらに、図１０は縦軸の無次元翼高さｙ／Ｈに対して、翼の転向量を表す反り角γをプロットしたものである。反り角γは次式で表される。
γ＝α＋β−１８０° …（式１）
Further, FIG. 10 is a plot of the warp angle γ representing the turning amount of the blade against the dimensionless blade height y / H on the vertical axis. The warp angle γ is expressed by the following equation.
γ = α + β−180 ° (Formula 1)
ここで、αは流入角、βは流出角である。本実施例では、図１０に示されるように、翼ルート領域内において反り角γが極大値を有し、翼先端領域内における反り角γの変化率が翼ミッドスパン領域内における変化率よりも大きくなっていることが特徴的である。また、反り角γは翼ルート部から極大値まで上昇し、極大値から翼先端部まで減少するとともに、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布している。 Here, α is an inflow angle and β is an outflow angle. In this embodiment, as shown in FIG. 10, the warp angle γ has a maximum value in the blade root region, and the rate of change of the warp angle γ in the blade tip region is higher than the rate of change in the blade midspan region. It is characteristic that it is getting bigger. The warp angle γ increases from the blade root portion to the maximum value, decreases from the maximum value to the blade tip portion, and is distributed in a convex shape between the blade root portion and the blade tip portion.
図１１は、一般的なタービン動翼列内で発生する二次流れ１８の模式図である。簡略化のため、プラットフォームおよびシュラウドは図示を省略してある。図１１に示されるように、タービン動翼は翼腹側に形成される正圧面１７、および翼背側に形成される負圧面１６を有する。蒸気主流は、タービン動翼の翼前縁１４から流入し、正圧面１７と負圧面１６との間に形成される翼間流路を通過した後、タービン動翼の翼後縁１５へと流出する。蒸気主流が翼間流路を通過する際、翼間に流路の曲がり（流れの転向）による遠心力と釣り合うような圧力勾配が生じる。その際、端壁面近傍において、壁面からの粘性の影響により運動量を失った流れ（壁面境界層）は、翼間に生じた圧力勾配に逆らって流れることができず、負圧面側へと移動する。その結果、端壁面境界層は負圧面１６と干渉し、負圧面１６の翼ルート部および翼先端部のそれぞれにおいて、流路渦１９として、翼間流路内へと巻き上がり、損失の大きな流れを形成する。 FIG. 11 is a schematic diagram of the secondary flow 18 generated in a general turbine rotor cascade. For simplicity, the platform and shroud are not shown. As shown in FIG. 11, the turbine rotor blade has a pressure surface 17 formed on the blade side and a suction surface 16 formed on the blade back side. The main steam flows from the blade leading edge 14 of the turbine blade, passes through the inter-blade passage formed between the pressure surface 17 and the suction surface 16, and then flows out to the blade trailing edge 15 of the turbine blade. To do. When the steam main stream passes through the flow path between the blades, a pressure gradient is created that balances the centrifugal force caused by the bending of the flow path (flow diversion) between the blades. At that time, in the vicinity of the end wall surface, the flow (wall boundary layer) that lost momentum due to the viscosity from the wall surface cannot flow against the pressure gradient generated between the blades and moves to the suction surface side. . As a result, the end wall boundary layer interferes with the suction surface 16 and rolls up as a flow path vortex 19 at each of the blade root portion and blade tip portion of the suction surface 16 into the inter-blade flow path, causing a large loss flow. Form.
特に、低アスペクト比翼で構成される翼列構造では、翼先端側および翼ルート側でそれぞれ発生した流路渦１９が互いに干渉し、損失の大きな流れを形成する。この流路渦１９は、本来タービン動翼が行うべき仕事の効率低下を招き、二次流れ損失の原因となる。 In particular, in a cascade structure composed of low aspect ratio blades, flow path vortices 19 generated on the blade tip side and blade root side interfere with each other to form a lossy flow. The flow path vortex 19 causes a reduction in work efficiency that the turbine rotor blade should originally perform, and causes a secondary flow loss.
さらに、翼間流路における二次流れ１８の発生は、端壁部において翼型に沿わない流れを生じる要因となる。端壁部近傍の流れが翼型に沿わなくなることで、翼幾何学的出口角と作動流体流出角にズレ（偏差角）が生じるため、二次流れ１８の発生はタービン動翼下流側に設けられた、次段のタービン静翼への作動流体流入角の予測を難しくさせ、次段のタービン静翼の翼型損失を増大させる要因にもなる。 Furthermore, the generation of the secondary flow 18 in the inter-blade flow path becomes a factor that causes a flow that does not follow the airfoil shape at the end wall portion. Since the flow in the vicinity of the end wall portion does not follow the airfoil, a deviation (deviation angle) occurs between the blade geometric outlet angle and the working fluid outflow angle. Therefore, the secondary flow 18 is generated downstream of the turbine blade. This makes it difficult to predict the working fluid inflow angle to the turbine vane of the next stage and increases the airfoil loss of the turbine vane of the next stage.
本発明の場合、図３および図９に示されるように、端壁部近傍の入口角αを小さくすることで入口角αを端壁面境界層内の流れの方向と一致させるとともに、出口角βも小さくすることで端壁部近傍の反り角γを小さくし、流れの転向を小さくしている。そのため、翼間に生じる圧力勾配が小さくなり、二次流れ１８を低減させることができる。その結果、翼と端壁面境界層との干渉が低減され、流路渦１９の成長を抑えることができ、二次流れ損失の低減に繋がる。 In the case of the present invention, as shown in FIG. 3 and FIG. 9, the inlet angle α near the end wall portion is decreased to make the inlet angle α coincide with the flow direction in the end wall boundary layer, and the outlet angle β Is also made small, the warp angle γ in the vicinity of the end wall portion is made small, and the turning of the flow is made small. Therefore, the pressure gradient generated between the blades is reduced, and the secondary flow 18 can be reduced. As a result, the interference between the blade and the end wall boundary layer is reduced, the growth of the flow path vortex 19 can be suppressed, and the secondary flow loss is reduced.
さらに、翼間に生じる圧力勾配が小さいということは、翼負荷（正圧面と負圧面の圧力差）が小さいということを意味している。この翼負荷は流体からタービンが得ている仕事と比例する関係にあるが、その一方で翼の流れに対する抵抗の大きさとも理解することができる。本発明では、端壁部近傍において、反りの小さな翼型を採用しているため、端壁部近傍の翼負荷、すなわち流れに対する抵抗が小さく、主流部よりも流れやすくなっていると言える。その結果、タービン動翼内の流れの流量配分は端壁部へ偏る形になり、境界層の発達を抑えることができ、二次流れ損失の低減に繋がる。 Further, the small pressure gradient generated between the blades means that the blade load (pressure difference between the pressure surface and the suction surface) is small. This blade load is proportional to the work the turbine is getting from the fluid, but it can also be understood as the amount of resistance to blade flow. In the present invention, since an airfoil with small warpage is adopted in the vicinity of the end wall portion, it can be said that the blade load in the vicinity of the end wall portion, that is, resistance to flow is small, and it is easier to flow than the main flow portion. As a result, the flow distribution of the flow in the turbine rotor blade is biased toward the end wall, so that the development of the boundary layer can be suppressed, and the secondary flow loss is reduced.
また、二次流れ量の低減により、端壁部近傍における偏差角を小さくすることができ、次段のタービン静翼の翼型損失の改善にも繋がる。 Further, by reducing the secondary flow amount, the deviation angle in the vicinity of the end wall portion can be reduced, which leads to improvement of the blade loss of the turbine stationary blade at the next stage.
その一方で、反り角γを小さくした場合、その領域では、ほとんど流体から仕事を得ることができないため、反り角γを小さくする範囲を大きく取った場合、性能が逆に悪化する可能性がある。しかしながら、翼負荷を落としたことによる性能低下量よりも、二次流れ１８が抑制され、二次流れ損失が低減されたことによる性能向上量の方が上回ると推測され、本発明を適用することは段落性能全体の向上に繋がると言える。 On the other hand, when the warp angle γ is reduced, work can hardly be obtained from the fluid in that region. Therefore, if the range for reducing the warp angle γ is increased, the performance may deteriorate. . However, it is speculated that the amount of performance improvement due to the secondary flow 18 being suppressed and the secondary flow loss being reduced is greater than the amount of performance reduction due to the drop in blade load, and the present invention is applied. Can be said to improve the overall paragraph performance.
したがって、本実施例により、翼型損失を低減させると同時に、二次流れ損失を低減させることができ、図１３に示すように、端壁面近傍の効率を改善することができる。その結果、タービン段落性能を向上させることができる。なお図１３において、実線が本発明、破線が従来の効率を表す。 Therefore, according to the present embodiment, the airfoil loss can be reduced and the secondary flow loss can be reduced at the same time, and the efficiency in the vicinity of the end wall surface can be improved as shown in FIG. As a result, turbine stage performance can be improved. In FIG. 13, the solid line represents the present invention, and the broken line represents the conventional efficiency.
半径方向に入口角αを調整する範囲は流入する境界層の厚さ、すなわち流れの状態に依存する。また、先に述べたように、反り角γを小さくする範囲を大きく取りすぎると性能が逆に悪化する可能性がある。以上のことを考慮すると、無次元翼高さｙ／Ｈが０.００＜ｙ／Ｈ≦０.２５の範囲を翼ルート領域とし、無次元翼高さｙ／Ｈが０.７５≦ｙ／Ｈ＜１.００の範囲を翼先端領域とし、翼ルート領域において入口角αおよび出口角βが極大値を持ち、翼先端領域において入口角αおよび出口角βの変化率が翼ミッドスパン領域の変化率よりも大きくなるように構成することが効果的であると言える。 The range in which the inlet angle α is adjusted in the radial direction depends on the thickness of the inflowing boundary layer, that is, the flow state. Further, as described above, if the range in which the warp angle γ is reduced is made too large, the performance may be deteriorated. Considering the above, the dimensionless blade height y / H is in the range of 0.00 <y / H ≦ 0.25, and the dimensionless blade height y / H is 0.75 ≦ y / The range of H <1.00 is the blade tip region, and the inlet angle α and the outlet angle β have maximum values in the blade root region, and the change rates of the inlet angle α and the outlet angle β in the blade tip region are It can be said that it is effective to configure it to be larger than the rate of change.
本発明の別の実施例を図１４に示す。実施例１と異なる点を中心に説明する。 Another embodiment of the present invention is shown in FIG. The description will focus on the differences from the first embodiment.
本実施例は、実施例１の端壁部近傍の翼素断面の前縁形状を鈍頭型にした例である。ここで、鈍頭な前縁とは、図１５に示すように、翼素断面の前縁における内接円の半径２６を当該翼素断面の内接円最大半径２７で除したものを無次元前縁半径Ｒｎとしたとき、この無次元前縁半径Ｒｎが０.５以上の前縁であることを意味する。 The present embodiment is an example in which the leading edge shape of the blade section in the vicinity of the end wall portion of the first embodiment is blunt. Here, as shown in FIG. 15, the blunt leading edge is a dimensionless value obtained by dividing the radius 26 of the inscribed circle at the leading edge of the blade element cross section by the maximum radius 27 of the inscribed circle of the blade element cross section. When the leading edge radius Rn is used, it means that the dimensionless leading edge radius Rn is a leading edge of 0.5 or more.
実施例１で述べたように、タービン動翼列に流入する流入角αの半径方向分布は、端壁部近傍において半径方向に大きく捩れた分布となっており、翼幾何的入口角と作動流体流入角とのミスマッチを防ぐためには、翼の入口角αが境界層流れの方向に一致するように、端壁部近傍の入口角αを大きくとることが望ましい。しかしながら、端壁部における入口角αの適正値は、壁面の影響による速度欠損度合い、すなわち境界層の発達度合いに依存する。そのため、端壁面境界層内の流れの方向と翼の入口角αを完全に一致させることは難しい。 As described in the first embodiment, the radial distribution of the inflow angle α flowing into the turbine rotor cascade is a distribution that is largely twisted in the radial direction in the vicinity of the end wall, and the blade geometric inlet angle and the working fluid In order to prevent mismatch with the inflow angle, it is desirable to make the inlet angle α near the end wall portion large so that the inlet angle α of the blade matches the direction of the boundary layer flow. However, the appropriate value of the entrance angle α at the end wall portion depends on the speed deficit degree due to the influence of the wall surface, that is, the degree of development of the boundary layer. Therefore, it is difficult to completely match the direction of flow in the end wall boundary layer with the blade inlet angle α.
本実施例では、実施例１の特徴に加えて、図１４に示されるように、翼ルート部の翼素断面２４における無次元前縁半径が翼ルート部近傍の翼素断面２３における無次元前縁半径よりも大きくとってあること、すなわち無次元前縁半径Ｒｎの変化率が翼ルート部において負かつ翼高さ方向の無次元前縁半径Ｒｎの変化が単調減少となるように構成していることが特徴的である。前縁が鈍頭であることにより、翼幾何学的入口角と作動流体流入角にズレ（インシデンス）がある場合においても、翼前縁に流入する流れは翼から剥離することなく翼に沿って流れるようになる。すなわち、翼型のインシデンス特性を改善することができる。 In the present embodiment, in addition to the features of the first embodiment, as shown in FIG. 14, the dimensionless leading edge radius in the blade section 24 of the blade root portion is the dimensionless front in the blade section 23 in the vicinity of the blade root portion. It is configured to be larger than the edge radius, that is, the change rate of the dimensionless leading edge radius Rn is negative in the blade root portion, and the change of the dimensionless leading edge radius Rn in the blade height direction is monotonously decreased. It is characteristic that Due to the blunt leading edge, even if there is a deviation (incidence) between the blade geometric inlet angle and the working fluid inflow angle, the flow flowing into the blade leading edge does not separate from the blade along the blade. It begins to flow. That is, the airfoil incident characteristics can be improved.
したがって、本実施例により、端壁部近傍の翼型のインシデンス特性を改善することができ、翼型損失をより一層効果的に低減することができる。 Therefore, according to the present embodiment, the incidence characteristic of the airfoil in the vicinity of the end wall can be improved, and the airfoil loss can be further effectively reduced.
前記構成により、翼ルート部におけるインシデンス特性を改善することができる。しかしながら、翼幾何学的入口角と作動流体流入角のズレは翼ルート部のみならず翼先端部においても生じる。そのため、翼先端部においても同様の構成を取ることが望ましい。すなわち、図１６に示されるように、無次元前縁半径Ｒｎの変化率が翼ルート部において負、翼先端部において正であり、翼ルート領域の翼ルート部近傍において翼高さ方向の無次元前縁半径Ｒｎの変化が単調減少、翼先端領域の翼先端部近傍において翼高さ方向の無次元前縁半径Ｒｎの変化が単調増加するように構成することが効果的であると言える。なお、実施例２の例では無次元前縁半径分布は、翼ルート部と翼先端部の間で凹状に分布する。また、翼ルート部近傍とは、翼ルート領域内で、無次元翼高さｙ／Ｈが０.２５以内の範囲内であれば良い。また翼先端部近傍は、翼先端領域内で、無次元翼高さｙ／Ｈが０.７５以上の範囲内であれば良い。 With this configuration, it is possible to improve the incident characteristics in the blade root part. However, the deviation between the blade geometric inlet angle and the working fluid inflow angle occurs not only at the blade root portion but also at the blade tip portion. Therefore, it is desirable to take the same configuration at the blade tip. That is, as shown in FIG. 16, the rate of change of the dimensionless leading edge radius Rn is negative at the blade root portion and positive at the blade tip portion, and is dimensionless in the blade height direction in the vicinity of the blade root portion in the blade root region. It can be said that it is effective that the change in the leading edge radius Rn is monotonously decreased and the change in the dimensionless leading edge radius Rn in the blade height direction is monotonously increased in the vicinity of the blade tip in the blade tip region. In the example of Example 2, the dimensionless leading edge radius distribution is distributed in a concave shape between the blade root portion and the blade tip portion. Further, the vicinity of the blade root portion may be within the range where the dimensionless blade height y / H is within 0.25 within the blade root region. Further, the vicinity of the blade tip may be within the range of the dimensionless blade height y / H of 0.75 or more within the blade tip region.
前縁形状を多少なりとも鈍頭にすることは、確かにインシデンス特性の改善に繋がるが、その一方で、前縁形状を鈍頭にすることは、作動流体と翼面との接触面積が増大するため、翼面摩擦損失を大きくすることにも繋がる。そのため、翼面摩擦損失の増加量よりも翼型損失の低減量を大きくするためには、ある程度、前縁形状は大きくする必要がある。
以上のことを考慮すると、翼ルート部および翼先端部における無次元前縁半径Ｒｎが０.６≦Ｒｎとなるように構成することが効果的であると言える。
Making the leading edge shape somewhat blunt will certainly lead to improved incident characteristics, but making the leading edge shape blunt increases the contact area between the working fluid and the blade surface. Therefore, the blade surface friction loss is also increased. Therefore, in order to increase the reduction amount of the airfoil loss more than the increase amount of the blade surface friction loss, it is necessary to increase the leading edge shape to some extent.
Considering the above, it can be said that it is effective to configure the dimensionless leading edge radius Rn at the blade root portion and the blade tip portion to satisfy 0.6 ≦ Rn.
本発明の別の実施例を図１７に示す。実施例１と異なる点を中心に説明する。 Another embodiment of the present invention is shown in FIG. The description will focus on the differences from the first embodiment.
本実施例は、実施例１の端壁部近傍の翼素断面の軸コード長を長くした場合である。軸コード長は翼の軸方向長さである。実施例１で述べたように、タービン動翼列間に生じる二次流れ１８は流路渦１９の発生を誘起し、二次流れ損失の要因となる。そのため、端壁部近傍の翼型では反りを小さくするなどの対策を講じることで、翼間の圧力差を小さく、すなわち翼負荷を小さくすることで二次流れ量を低減することが望ましい。 In the present embodiment, the axial cord length of the blade section in the vicinity of the end wall portion of the first embodiment is increased. The axial cord length is the axial length of the wing. As described in the first embodiment, the secondary flow 18 generated between the turbine rotor cascades induces the generation of the flow path vortex 19 and causes the secondary flow loss. Therefore, it is desirable to reduce the secondary flow amount by reducing the pressure difference between the blades, that is, by reducing the blade load, by taking measures such as reducing the warpage in the blade shape near the end wall.
本実施例では、実施例１の特徴に加えて、図１７に示されるように、翼ルート部の翼素断面２９における軸コード長Ｃｘが翼ルート部近傍の翼素断面２８における軸コード長Ｃよりも大きくとってあること、すなわち軸コード長の変化率が翼ルート部において負かつ翼ルート領域における翼高さ方向の軸コード長の変化が単調減少となるよう構成していることが特徴的である。軸コード長を大きくとることは、その翼素断面に作用する単位長さ当たりの負荷を下げることに相当するため、軸コード長を長くすることで二次流れを抑制し二次流れ損失を低減することができる。さらに、翼ルート部の軸コード長を長くすることは翼ルート部における翼素断面積を大きくすることができ、タービン動翼が回転することにより生じる局所遠心応力を下げることができるため、強度の問題も改善される。 In the present embodiment, in addition to the features of the first embodiment, as shown in FIG. 17, the axial cord length Cx in the blade section 29 of the blade root portion is equal to the axial cord length C in the blade section 28 near the blade root portion. It is characteristic that the rate of change in the axial cord length is negative in the blade root part and the change in the axial cord length in the blade height direction in the blade root region is monotonously decreased. It is. Increasing the shaft cord length is equivalent to lowering the load per unit length acting on the blade cross section, so increasing the shaft cord length suppresses the secondary flow and reduces the secondary flow loss. can do. Furthermore, increasing the axial cord length of the blade root part can increase the blade cross-sectional area at the blade root part and reduce the local centrifugal stress caused by the rotation of the turbine rotor blade. The problem is also improved.
前記構成により、翼ルート部における二次流れによる損失および局所遠心応力による強度の問題を改善することができる。しかしながら、二次流れによる損失や局所遠心応力による強度の問題は翼ルート部のみならず翼先端部においても生じる。そのため、翼先端部においても同様の構成を取ることが望ましい。すなわち、図１９に示されるように、軸コード長の変化率が翼ルート部において負、翼先端部において正であり、翼ルート領域の翼ルート部近傍における翼高さ方向の軸コード長の変化が単調減少、翼先端領域の翼先端部近傍における翼高さ方向の軸コード長の変化が単調増加となるよう構成することが効果的であると言える。なお、実施例３の例では、軸コード長分布は、翼ルート部側から翼先端部側に向かって凹状に分布する。 By the said structure, the problem of the intensity | strength by the loss by the secondary flow in a blade | wing root part and the local centrifugal stress can be improved. However, the problem of strength due to loss due to secondary flow and local centrifugal stress occurs not only at the blade root but also at the blade tip. Therefore, it is desirable to take the same configuration at the blade tip. That is, as shown in FIG. 19, the change rate of the axial cord length is negative at the blade root portion and positive at the blade tip portion, and the change in the axial cord length in the blade height direction in the vicinity of the blade root portion in the blade root region. It can be said that it is effective to configure so that the change in the axial cord length in the blade height direction in the vicinity of the blade tip in the blade tip region is monotonously increased. In the example of the third embodiment, the axial code length distribution is distributed in a concave shape from the blade root portion side toward the blade tip portion side.
その一方で、軸コード長を長くした場合、その領域では、作動流体と翼面との接触面積が増大するため、翼面摩擦損失が大きくなり、性能が逆に悪化する可能性がある。しかしながら、翼負荷を落としたことによる性能低下量よりも、二次流れ１８が抑制され、二次流れ損失が低減されたことによる性能向上量の方が上回ると推測され、本発明を適用することは段落性能全体の向上に繋がると言える。 On the other hand, when the shaft cord length is increased, the contact area between the working fluid and the blade surface is increased in that region, so that the blade surface friction loss increases and the performance may deteriorate. However, it is speculated that the amount of performance improvement due to the secondary flow 18 being suppressed and the secondary flow loss being reduced is greater than the amount of performance reduction due to the drop in blade load, and the present invention is applied. Can be said to improve the overall paragraph performance.
したがって、本実施例により、端壁部近傍の翼型の翼負荷をさらに小さくすることができ、二次流れ量を低減することで二次流れ損失をより一層効果的に低減することができる。 Therefore, according to the present embodiment, the blade load of the airfoil near the end wall can be further reduced, and the secondary flow loss can be further effectively reduced by reducing the secondary flow amount.
本実施例では、図１８に示すように、端壁部近傍の軸コード長が長い翼型を、後縁位置が従来の後縁位置３１よりも下流側へせり出すように構成した例を代表例として示したが、必ずしも後縁位置を下流側へせり出す必要はなく、端壁部近傍の軸コード長が長い翼型の流れ方向の取り付け位置は問題ではない。 In this embodiment, as shown in FIG. 18, a typical example in which an airfoil having a long axial cord length in the vicinity of the end wall portion is configured such that the trailing edge position protrudes downstream from the conventional trailing edge position 31. However, it is not always necessary to project the trailing edge position to the downstream side, and the attachment position in the flow direction of the airfoil having a long axial cord length in the vicinity of the end wall portion is not a problem.
さらに、前述したように、軸コード長を長くすることで、翼面摩擦損失が大きくなり、性能が逆に悪化する可能性がある。以上のことを考慮すると、無次元翼高さｙ／Ｈの任意の範囲内における軸コード長の最大値を軸コード長さの最小値で除したものを局所軸コード長比Θとすると、無次元翼高さｙ／Ｈが０.００≦ｙ／Ｈ≦０.２５の範囲内における局所軸コード長比Θが１.０≦Θ≦１.５の範囲内であり、無次元翼高さｙ／Ｈが０.７５≦ｙ／Ｈ≦１.００の範囲内における局所軸コード長比Θが１.０≦Θ≦１.５の範囲内になるよう構成することが効果的であると言える。 Further, as described above, by increasing the shaft cord length, the blade surface friction loss increases, and the performance may deteriorate. Considering the above, if the value obtained by dividing the maximum value of the axial code length within an arbitrary range of the dimensionless blade height y / H by the minimum value of the axial code length is the local axial code length ratio Θ, The dimensionless blade height y / H is within the range of 0.00 ≦ y / H ≦ 0.25, and the local axis code length ratio Θ is within the range of 1.0 ≦ Θ ≦ 1.5, and the dimensionless blade height. It is effective to configure so that the local axis code length ratio θ within the range of 0.75 ≦ y / H ≦ 1.00 is within the range of 1.0 ≦ Θ ≦ 1.5. I can say that.
１ タービン動翼
２ タービン静翼
３ プラットフォーム
４ シュラウド
５、２３、２８ 翼ルート部近傍の翼素断面
６、２４、２９ 翼ルート部の翼素断面
１４ 翼前縁
１５ 翼後縁
１６ 負圧面
１７ 正圧面
１８ 二次流れ
１９ 流路渦
２０ 周方向
２１、２２ 半直線
２５ 翼キャンバ線
２６ 前縁における内接円の半径
２７ 内接円最大半径
３２ 流出角
３３ 流入角
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Turbine rotor blade 2 Turbine stationary blade 3 Platform 4 Shroud 5, 23, 28 Blade element cross section 6, 24, 29 Blade element cross section near blade root part 14 Blade leading edge 15 Blade trailing edge 16 Suction surface 17 Positive Pressure surface 18 Secondary flow 19 Channel vortex 20 Circumferential direction 21, 22 Semi straight line 25 Blade camber line 26 Inscribed circle radius 27 at leading edge Inscribed circle maximum radius 32 Outflow angle 33 Inflow angle
Claims (10)
前記タービン動翼の翼キャンバ線を前縁から上流側へ延長した半直線と、タービン周方向がなす翼背側の角を入口角と定義し、前記タービン動翼の翼キャンバ線を後縁から下流側へ延長した半直線と、タービン周方向がなす翼背側の角を出口角と定義し、前記入口角と前記出口角とで規定される翼の転向量を反り角と定義するとき、
各翼高さにおける前記入口角で規定される入口角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における前記入口角の変化率が翼ミッドスパン領域内における前記入口角の変化率よりも大きくなり、
各翼高さにおける前記出口角で規定される出口角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における前記出口角の変化率が翼ミッドスパン領域内における前記出口角の変化率よりも大きくなり、
各翼高さにおける前記反り角で規定される反り角分布が、翼ルート領域内において極大値を有し、翼先端領域内における前記反り角の変化率が翼ミッドスパン領域内における前記反り角の変化率よりも大きくなるように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 A turbine blade of an axial turbine,
A half straight line extending the blade camber line of the turbine blade from the leading edge to the upstream side and a blade back side angle formed by the turbine circumferential direction are defined as an inlet angle, and the blade camber line of the turbine blade from the trailing edge When defining a half line extending downstream and a blade back side angle formed by the turbine circumferential direction as an exit angle, and defining a turning amount of the blade defined by the inlet angle and the outlet angle as a warp angle ,
The inlet angle distribution defined by the inlet angle at each blade height has a maximum value in the blade root region, and the rate of change of the inlet angle in the blade tip region is the ratio of the inlet angle in the blade midspan region. Greater than the rate of change,
The outlet angle distribution defined by the outlet angle at each blade height has a maximum value in the blade root region, and the rate of change of the outlet angle in the blade tip region is the ratio of the outlet angle in the blade midspan region. Ri name greater than the rate of change,
The warp angle distribution defined by the warp angle at each blade height has a maximum value in the blade root region, and the rate of change of the warp angle in the blade tip region is the warp angle in the blade midspan region. A turbine rotor blade characterized in that an airfoil is formed to be larger than a rate of change .
前記入口角分布が、前記翼ルート領域内において、翼ルート部から前記極大値まで増加し、前記翼先端領域内において、翼ルート部側から翼先端部に向かって減少し、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布し、
前記出口角分布が、前記翼ルート領域内において、翼ルート部から前記極大値まで増加し、前記翼先端領域内において、翼ルート部側から翼先端部に向かって減少し、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布するとともに、
前記反り角分布が、前記翼ルート領域内において、翼ルート部から前記極大値まで増加し、当該極大値から翼先端部まで減少し、翼ルート部と翼先端部との間で凸状に分布するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 1,
In the blade root region, the inlet angle distribution increases from the blade root portion to the maximum value, and decreases in the blade tip region from the blade root portion side toward the blade tip portion. Distributed in a convex shape between the tip ,
The exit angle distribution increases from the blade root portion to the maximum value in the blade root region, and decreases from the blade root portion side toward the blade tip portion in the blade tip region. While distributed in a convex shape between the tip ,
In the blade root region, the warp angle distribution increases from the blade root portion to the maximum value, decreases from the maximum value to the blade tip portion, and is distributed in a convex shape between the blade root portion and the blade tip portion. A turbine rotor blade characterized by forming an airfoil as described above.
翼ルート部または翼先端部の少なくともいずれか一方の翼素断面の前縁形状が鈍頭型であることを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 1 or 2,
A turbine rotor blade characterized in that a leading edge shape of a blade element cross section of at least one of a blade root part and a blade tip part is a blunt type.
翼素断面の前縁における内接円の半径を、翼素断面の内接円最大半径で除したものを無次元前縁半径と定義したとき、
前記鈍頭型の前縁形状を有する翼ルート部または翼先端部は、無次元前縁半径が０.６以上であることを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 3, wherein
When the inscribed circle radius at the leading edge of the blade section is divided by the maximum inscribed circle radius of the blade section, the dimensionless leading edge radius is defined.
A turbine rotor blade having a dimensionless leading edge radius of the blade root portion or blade tip portion having the blunt type leading edge shape is 0.6 or more.
翼素断面の前縁における内接円の半径を、前記翼素断面の内接円最大半径で除したものを無次元前縁半径と定義したとき、
各翼高さにおける前記無次元前縁半径で規定される無次元前縁半径分布が、
翼ルート部における無次元前縁半径の変化率が負、かつ翼ルート領域の翼ルート部近傍において翼ルート部から翼先端部側に向かって単調減少し、
翼先端部における無次元前縁半径の変化率が正、かつ翼先端領域の翼先端部近傍において翼ルート部側から翼先端部に向かって単調増加するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to any one of claims 1 to 4, wherein
When the inscribed circle radius at the leading edge of the blade section is divided by the maximum radius of the inscribed circle of the blade section, the dimensionless leading edge radius is defined.
The dimensionless leading edge radius distribution defined by the dimensionless leading edge radius at each blade height is:
The rate of change of the dimensionless leading edge radius in the blade root is negative, and decreases monotonously from the blade root to the blade tip in the vicinity of the blade root in the blade root region.
The airfoil is formed so that the rate of change of the dimensionless leading edge radius at the blade tip is positive and increases monotonously from the blade root side toward the blade tip near the blade tip in the blade tip region. Turbine blades.
前記無次元前縁半径分布は、翼ルート部と翼先端部との間で凹状に分布するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 5,
The turbine blade according to claim 1, wherein the dimensionless leading edge radius distribution is formed in an airfoil shape so as to be distributed in a concave shape between a blade root portion and a blade tip portion.
各翼高さにおける軸コード長で規定される軸コード長分布が、
翼ルート領域の翼ルート部近傍において翼ルート部から翼先端側に向かって単調減少し、翼先端領域の翼先端部近傍において翼ルート部側から翼先端部に向かって単調増加するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 1 or 2,
The shaft code length distribution defined by the shaft code length at each blade height is
An airfoil shape that monotonously decreases from the blade root part toward the blade tip side near the blade root part in the blade root area, and monotonously increases from the blade root part side toward the blade tip part near the blade tip part in the blade tip area. A turbine rotor blade characterized by forming
各翼高さにおける軸コード長で規定される軸コード長分布が、
翼ルート部における前記軸コード長の変化率が負、かつ翼ルート領域の翼ルート部近傍において翼ルート部から翼先端側に向かって単調減少し、
翼先端部における前記軸コード長の変化率が正、かつ翼先端領域の翼先端部近傍において翼ルート部側から翼先端部に向かって単調増加するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 1 or 2,
The shaft code length distribution defined by the shaft code length at each blade height is
The rate of change of the axial cord length in the blade root part is negative, and monotonously decreases from the blade root part toward the blade tip side in the vicinity of the blade root part in the blade root region,
The airfoil is formed such that the rate of change of the axial cord length at the blade tip is positive and increases monotonously from the blade root side toward the blade tip near the blade tip in the blade tip region. Turbine blade.
前記軸コード長分布は、翼ルート部側と翼先端部側との間で凹状に分布するように翼形を形成したことを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to claim 8, wherein
The turbine rotor blade according to claim 1, wherein the axial code length distribution is formed in an airfoil shape so as to be distributed in a concave shape between the blade root portion side and the blade tip portion side.
翼ルート部から各翼素断面までの長さｙを翼長Ｈで除したものを無次元翼高さｙ／Ｈと定義し、
無次元翼高さｙ／Ｈの任意の範囲内における軸コード長の最大値を軸コード長さの最小値で除したものを局所軸コード長比Θと定義するとき、
無次元翼高さｙ／Ｈが０.００≦ｙ／Ｈ≦０.２５の範囲内における局所軸コード長比Θが１.０≦Θ≦１.５の範囲内であり、
無次元翼高さｙ／Ｈが０.７５≦ｙ／Ｈ≦１.００の範囲内における局所軸コード長比Θが１.０≦Θ≦１.５の範囲内であることを特徴とするタービン動翼。 The turbine rotor blade according to any one of claims 7 to 9,
The length y from the blade root part to each blade element section divided by the blade length H is defined as the dimensionless blade height y / H,
When a value obtained by dividing the maximum value of the axial code length within an arbitrary range of the dimensionless blade height y / H by the minimum value of the axial code length is defined as a local axial code length ratio Θ,
The dimensionless blade height y / H is in the range of 0.00 ≦ y / H ≦ 0.25, and the local axis code length ratio Θ is in the range of 1.0 ≦ Θ ≦ 1.5,
Dimensionless blade height y / H is in the range of 0.75 ≦ y / H ≦ 1.00, and the local axis code length ratio Θ is in the range of 1.0 ≦ Θ ≦ 1.5. Turbine blade.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2012152004A JP5946707B2 (en) | 2012-07-06 | 2012-07-06 | Axial turbine blade |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2012152004A JP5946707B2 (en) | 2012-07-06 | 2012-07-06 | Axial turbine blade |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2014015858A JP2014015858A (en) | 2014-01-30 |
| JP5946707B2 true JP5946707B2 (en) | 2016-07-06 |
Family
ID=50110770
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2012152004A Active JP5946707B2 (en) | 2012-07-06 | 2012-07-06 | Axial turbine blade |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP5946707B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP7162573B2 (en) | 2019-07-02 | 2022-10-28 | 日本発條株式会社 | stabilizer |
Families Citing this family (29)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2015126941A1 (en) | 2014-02-19 | 2015-08-27 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US10422226B2 (en) | 2014-02-19 | 2019-09-24 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US10557477B2 (en) | 2014-02-19 | 2020-02-11 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| WO2015126449A1 (en) | 2014-02-19 | 2015-08-27 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| EP3108123B1 (en) | 2014-02-19 | 2023-10-04 | Raytheon Technologies Corporation | Turbofan engine with geared architecture and lpc airfoils |
| US10570915B2 (en) | 2014-02-19 | 2020-02-25 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| EP3108116B1 (en) * | 2014-02-19 | 2024-01-17 | RTX Corporation | Gas turbine engine |
| EP3108107B1 (en) | 2014-02-19 | 2023-10-11 | Raytheon Technologies Corporation | Turbofan engine with geared architecture and lpc airfoils |
| WO2015126451A1 (en) | 2014-02-19 | 2015-08-27 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US10605259B2 (en) | 2014-02-19 | 2020-03-31 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US9140127B2 (en) | 2014-02-19 | 2015-09-22 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| EP3108121B1 (en) | 2014-02-19 | 2023-09-06 | Raytheon Technologies Corporation | Turbofan engine with geared architecture and lpc airfoils |
| WO2015126454A1 (en) | 2014-02-19 | 2015-08-27 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| EP3108115B8 (en) | 2014-02-19 | 2023-11-08 | RTX Corporation | Turbofan engine with geared architecture and lpc blades |
| EP3575551B1 (en) | 2014-02-19 | 2021-10-27 | Raytheon Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US10385866B2 (en) | 2014-02-19 | 2019-08-20 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| US9347323B2 (en) | 2014-02-19 | 2016-05-24 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil total chord relative to span |
| WO2015175056A2 (en) | 2014-02-19 | 2015-11-19 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| EP4279706A3 (en) | 2014-02-19 | 2024-02-28 | RTX Corporation | Turbofan engine with geared architecture and lpc blade airfoils |
| WO2015175073A2 (en) | 2014-02-19 | 2015-11-19 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| WO2015126453A1 (en) | 2014-02-19 | 2015-08-27 | United Technologies Corporation | Gas turbine engine airfoil |
| GB2566045B (en) | 2017-08-31 | 2019-12-11 | Rolls Royce Plc | Gas turbine engine |
| GB2566047B (en) | 2017-08-31 | 2019-12-11 | Rolls Royce Plc | Gas turbine engine |
| CN108843620B (en) * | 2018-06-06 | 2023-09-19 | 广州陈扬枝科技有限责任公司 | Reflux device blade and design method thereof |
| US10859094B2 (en) | 2018-11-21 | 2020-12-08 | Honeywell International Inc. | Throat distribution for a rotor and rotor blade having camber and location of local maximum thickness distribution |
| US11181120B2 (en) | 2018-11-21 | 2021-11-23 | Honeywell International Inc. | Throat distribution for a rotor and rotor blade having camber and location of local maximum thickness distribution |
| US11280199B2 (en) | 2018-11-21 | 2022-03-22 | Honeywell International Inc. | Throat distribution for a rotor and rotor blade having camber and location of local maximum thickness distribution |
| CN111734498A (en) * | 2020-07-30 | 2020-10-02 | 哈尔滨汽轮机厂有限责任公司 | Pre-twisted blade for half-rotating-speed nuclear turbine |
| CN115680780B (en) * | 2022-10-13 | 2024-05-03 | 中国航发四川燃气涡轮研究院 | Turbine blade plane blade grid inlet axial speed control method |
Family Cites Families (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5944482B2 (en) * | 1980-12-12 | 1984-10-30 | 株式会社東芝 | axial turbine |
| IE54653B1 (en) * | 1982-10-22 | 1989-12-20 | Westinghouse Electric Corp | Rotor blade for the first stage of a combustion turbine |
| JPH0527201U (en) * | 1991-09-19 | 1993-04-09 | 株式会社日立製作所 | Axial turbine |
| JPH10103002A (en) * | 1996-09-30 | 1998-04-21 | Toshiba Corp | Blade for axial flow fluid machine |
| JPH11173104A (en) * | 1997-12-15 | 1999-06-29 | Hitachi Ltd | Turbine rotor blade |
| JP2005030266A (en) * | 2003-07-10 | 2005-02-03 | Toshiba Corp | Axial-flow turbine |
| JP2007009761A (en) * | 2005-06-29 | 2007-01-18 | Toshiba Corp | Axial flow turbine |
| CN101326342B (en) * | 2005-10-11 | 2012-06-13 | 阿尔斯通技术有限公司 | Turbo-machine blade |
| FR2924958B1 (en) * | 2007-12-14 | 2012-08-24 | Snecma | DUST OF TURBOMACHINE REALIZED OF FOUNDRY WITH LOCAL FANING OF THE SECTION OF THE BLADE |
-
2012
- 2012-07-06 JP JP2012152004A patent/JP5946707B2/en active Active
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP7162573B2 (en) | 2019-07-02 | 2022-10-28 | 日本発條株式会社 | stabilizer |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2014015858A (en) | 2014-01-30 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5946707B2 (en) | Axial turbine blade | |
| JP4929193B2 (en) | Turbine cascade endwall | |
| JP4923073B2 (en) | Transonic wing | |
| JP5603800B2 (en) | Turbine stationary blade and steam turbine equipment using the same | |
| JP5777531B2 (en) | Airfoil blades for axial turbomachinery | |
| JP5433793B2 (en) | Transonic wing | |
| US8177499B2 (en) | Turbine blade cascade end wall | |
| US9051840B2 (en) | Wall of turbo machine and turbo machine | |
| JP5964263B2 (en) | Rotor cascade of axial flow turbine and axial flow turbine | |
| US20170218773A1 (en) | Blade cascade and turbomachine | |
| EP3172431B1 (en) | Francis turbine with short blade and short band | |
| US8777564B2 (en) | Hybrid flow blade design | |
| JP5314441B2 (en) | Centrifugal hydraulic machine | |
| JP6518526B2 (en) | Axial flow turbine | |
| JP4869099B2 (en) | Nozzle blades and axial turbine | |
| JP5641971B2 (en) | Fluid machine guide vanes and fluid machines | |
| EP3163020B1 (en) | Turbine rotor blade cascade, turbine stage and axial flow turbine | |
| JP2006322462A (en) | Gas turbine | |
| JP2012052491A (en) | Turbine stage, and steam turbine using the same | |
| JP6239258B2 (en) | Axial water turbine | |
| JP7278985B2 (en) | Runner for Francis turbine and Francis turbine | |
| JP5208664B2 (en) | Turbine runner and turbine | |
| JP2011001936A (en) | Turbo machine and water turbine runner |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| RD02 | Notification of acceptance of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7422 Effective date: 20140123 |
|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20140224 |
|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20140225 |
|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20140227 |
|
| A711 | Notification of change in applicant |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A712 Effective date: 20140827 |
|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20150119 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20151019 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20151027 |
|
| A521 | Request for written amendment filed |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20151224 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20160510 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20160601 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 5946707 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| S533 | Written request for registration of change of name |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313533 |
|
| R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |