JPH0222239B2 - - Google Patents

Info

Publication number
JPH0222239B2
JPH0222239B2 JP56049223A JP4922381A JPH0222239B2 JP H0222239 B2 JPH0222239 B2 JP H0222239B2 JP 56049223 A JP56049223 A JP 56049223A JP 4922381 A JP4922381 A JP 4922381A JP H0222239 B2 JPH0222239 B2 JP H0222239B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
wall
blade
static pressure
flow path
leading edge
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.)
Expired - Lifetime
Application number
JP56049223A
Other languages
English (en)
Other versions
JPS56167899A (en
Inventor
Chaaruzu Uorushu Toomasu
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
RTX Corp
Original Assignee
United Technologies Corp
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by United Technologies Corp filed Critical United Technologies Corp
Publication of JPS56167899A publication Critical patent/JPS56167899A/ja
Publication of JPH0222239B2 publication Critical patent/JPH0222239B2/ja
Granted legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/52—Casings; Connections of working fluid for axial pumps
    • F04D29/54—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/541—Specially adapted for elastic fluid pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • F01D5/141—Shape, i.e. outer, aerodynamic form
    • F01D5/142—Shape, i.e. outer, aerodynamic form of the blades of successive rotor or stator blade-rows
    • F01D5/143—Contour of the outer or inner working fluid flow path wall, i.e. shroud or hub contour
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D19/00—Axial-flow pumps
    • F04D19/02—Multi-stage pumps
    • F04D19/028—Layout of fluid flow through the stages
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T50/00—Aeronautics or air transport
    • Y02T50/60—Efficient propulsion technologies, e.g. for aircraft

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、ガスタービンエンジンに係り、より
詳細にはガスタービンエンジンの圧縮部の環状流
路に係る。
〔従来の技術〕
ガスタービンエンジンは圧縮部、燃焼部及びタ
ービン部を有する。作動媒体ガスのための環状流
路がエンジンを通つて延在している。環状流路は
内壁及び外壁によつてその輪郭を定められてい
る。典型的な公知の構造では、ステータベーンの
翼列が外壁から半径方向内方に延在しており、ま
たロータブレードの翼列が内壁から半径方向外方
に延在している。ステータベーンの翼列及びロー
タブレードの翼列は互い違いに入り込んでいる。
圧縮部の環状流路の内壁及び外壁は互いに次第に
収斂している。外壁及び内壁の双方が収斂する流
路を有する構造の一例は米国特許第2869820号に
示されている。円錐状に収斂する外壁と円筒状の
内壁とを有する構造の例は米国特許第2672279号
に示されている。円錐状内壁及び円筒状外壁を有
する構造は米国特許第2801071号に示されている。
又円筒状の外壁に対し内壁がブレードを横切る部
分に於て特にその前後に於ける円錐状内壁の傾斜
より急な傾斜の円錐状とされた構造、円筒状の内
壁に対し外壁がブレードを横切る部分に於て特に
その前後に於ける円錐状外壁の傾斜より急な傾斜
の円錐状とされた構造、或いは円錐状の外壁及び
内壁の両者がブレードを横切る部分にて特にその
前後に於ける円錐状外壁及び円錐状内壁の傾斜よ
り急な傾斜の円錐状とされた構造が特公昭36−
15483号公報に示されている。
これらの構造のいずれに於ても、ロータ組立体
及びステータ組立体は作動媒体ガスを圧縮するた
めに共働する。ガスが圧縮されるとガスの温度及
び全圧が上昇する。ロータブレードの各翼列を横
切る全圧の増加は静圧の増加を伴う。
エーロフオイル上及びエーロフオイルを横切る
静圧の分布は一般に圧力係数Ｐを用いて表され
る。圧力係数はエーロフオイルの上流点とエーロ
フオイル上の点との間の静圧上昇と該上流点の動
圧との比である無次元量として定義されており、
次式で表される。
Ｐ＝（ｐ−P0）／（ρV2／２） ｐ：エーロフオイル上の任意の点に於ける静圧 p0：エーロフオイルから或る距離だけ上流の点
に於ける静圧 ρV2／２：上記の上流点に於ける動圧 〔発明が解決しようとする課題〕 エーロフオイルを横切る空力負荷は、エーロフ
オイル全体を横切る静圧上昇とエーロフオイルの
入口に於ける動圧との比として定義される。運転
中、エーロフオイル上の空力負荷が大きい時には
しばしば流れの剥離を伴うことがある。即ちエー
ロフオイルは圧縮部に於ては静圧が増加する方向
に配置されるので作動媒体ガスの流れはブレード
面及び壁面から“剥離”する傾向がある。
この剥離はロータブレードの翼列の効率を減少
させ、また特定の場合にはサージとして知られて
いる現象を惹起することとなる。圧縮部のサージ
の特徴は、一般に流れの完全な停止又はその方向
反転にあり、または特定の回転速度に於けるエン
ジンの空気流れ処理能力の急激な減少にある。後
者は“ハング・サージ”と呼ばれている。このよ
うな条件が存在する場合には、エンジンはスロツ
トルの増大に正しく応答しなくなる。
本発明は、特にブレード面に生ずる作動媒体ガ
スの剥離はブレードを横切つて流れる作動媒体ガ
スに課せられる静圧負荷がブレードの長さ方向に
沿つて一様でなく、ブレードの根元部又は先端部
のいずれか一方に於ける静圧負荷が他方に於ける
静圧負荷に比して高くなつている場合にその高く
なつている側に於て起り易いことに着目し、ブレ
ードのスパン方向（長さ方向）に沿う静圧負荷の
均一化を計ることにより、軸流回転機械の圧縮部
に於てブレード表面に作動媒体ガス流の剥離が生
ずることを回避し、作動効率の高い軸流回転機械
の圧縮部を提供することを課題としている。
〔課題を解決するための手段〕
上記の課題は、本発明によれば、エンジン軸線
の廻りに配置された作動媒体ガスのための環状流
路を有する軸流回転機械の圧縮部にして、前記環
状流路の半径方向外側の輪郭を定める外壁と、前
記環状流路の半径方向内側の輪郭を定める内壁
と、前記内壁より前記外壁の近くまで半径方向外
方へ延在する複数個のエーロフオイルを有する少
なくとも一列のロータブレードとを有し、前記外
壁及び前記内壁は、前記エーロフオイルの前縁に
近接する部分にて、それより前記環状流路の上流
側を郭定する部分に対し、それより前記環状流路
の下流側を郭定する部分が、相対的延在方向に関
し半径方向外向き又は内向きのいずれか一方へ同
一方向に偏向するよう、折曲げられており、また
前記エーロフオイルの後縁に近接する部分にて、
それより前記環状流路の上流側を郭定する部分に
対し、それより前記環状流路の下流側を郭定する
部分が、相対的延在方向に関し前記エーロフオイ
ルの前縁に近接する部分に於ける偏向方向とは逆
の半径方向内向き又は外向きに同一方向に偏向す
るよう、折曲げられていることを特徴とする圧縮
部によつて達成される。
〔発明の作用及び効果〕
軸流回転機械の圧縮部に於けるブレードにかか
る静圧負荷は、ブレードを構成するエーロフオイ
ルの前縁部に於ては、ブレードに流入する作動媒
体ガスが既に有している静圧が高い程低く、また
エーロフオイルの後縁部に於ては、エーロフオイ
ルの出口に存在する作動媒体ガスの静圧が高い程
ブレードにて与えられた動圧を静圧に変換する際
の背圧が高いことから高くなる。従つて、ブレー
ドの根元部に於ける静圧負荷を相対的に下げ、ブ
レード先端部に於ける静圧負荷を相対的に上げる
よう、静圧負荷をブレードの根元部より先端部へ
向けて移動させるには、ブレード根元部へ流入す
る作動媒体ガスの静圧を相対的に高め、他方では
ブレード先端部に流入する静圧を相対的に減じ、
またブレード出口部に於ては、ブレード根元部に
近接する領域に於ける作動媒体ガスの静圧を減
じ、他方ではブレード先端部に近接する領域に於
ける作動媒体ガスの静圧を高めればよい。また逆
にブレード先端部にかかる静圧負荷を相対的に減
じ、ブレード根元部にかかる静圧負荷を相対的に
増大するよう、ブレード先端部よりブレード根元
部へ向けて静圧負荷を移動させるには、ブレード
に流入する作動媒体ガスの静圧をブレード根元部
に近い領域に於て減じ、他方ではブレード先端部
に近い領域に於て増大し、またブレード出口部に
於てブレード根元部に近い作動媒体ガスの静圧を
増大し、他方ではブレード先端部に近い作動媒体
ガスの静圧を減じればよい。
軸流回転機械に於ては、一般にロータブレード
の根元部に於ける周速度はロータブレードの先端
部に於ける周速度よりそれぞれの半径の差に応じ
て低いので、ブレードの回転によつてブレードの
根元部によつて作動媒体ガスに与えられるエネル
ギはブレードの先端部によつて作動媒体ガスに与
えられるエネルギよりも小さく、従つてブレード
根元部に課すことのできる静圧負荷はブレード先
端部に課すことのできる静圧負荷よりも小さいの
が一般的であるが、しかしブレードのエーロフオ
イルの根元部から先端部へ向けての捩り次第によ
つては、ブレードの根元部によつて作動媒体ガス
に与えられるエネルギの方がブレードの先端部に
よつて作動媒体ガスに与えられるエネルギより大
きくされることもある。
従つて、ブレード根元部によつて作動媒体ガス
に与えられるエネルギが、ブレード先端部によつ
て作動媒体ガスに与えられるエネルギよりも小さ
い場合には、ブレードにかかる静圧負荷をブレー
ド根元部よりブレード先端部へ向けて移動させる
のが好ましく、また逆にブレード先端部によつて
作動媒体ガスに与えられるエネルギがブレード根
元部によつて作動媒体ガスに与えられるエネルギ
よりも小さい場合には、ブレードにかかる静圧負
荷をブレード先端部よりブレード根元部へ向けて
移動させるのが好ましい。
上記の如き本発明による軸流回転機械の圧縮部
の外壁及び内壁の構成によれば、外壁及び内壁
が、エーロフオイルの前縁に近接する部分にて、
それより環状流路の上流側を郭定する部分に対
し、それより環状流路の下流側を郭定する部分
が、相対的延在方向に関し半径方向外向きに偏向
するよう折曲げられており、またエーロフオイル
の後縁に近接する部分にて、それより環状流路の
上流側を郭定する部分に対し、それより環状流路
の下流側を郭定する部分が、相対的延在方向に関
し半径方向内向きに偏向するよう折り曲げられて
いる時には、ブレードにかかる静圧負荷をブレー
ドの根元部より先端部へ向けて移動させる効果が
得られ、またこれと逆に、外壁及び内壁が、エー
ロフオイルの前縁に近接する部分にて、それより
環状流路の上流側を郭定する部分に対し、それよ
り環状流路の下流側を郭定する部分が、相対的延
在方向に関し半径方向内向きに偏向するよう折り
曲げられており、またエーロフオイルの後縁に隣
接する部分にて、それより環状流路の上流側を郭
定する部分に対し、それより環状流路の下流側を
郭定する部分が、相対的延在方向に関し半径方向
外向きに偏向するよう折り曲げられている時に
は、ブレードにかかる静圧負荷をブレード先端部
よりブレード根元部へ向けて移動させる効果が得
られる。
〔実施例〕
以下に添付の図を参照して本発明を実施例につ
いて詳細に説明する。
本発明のターボフアン・ガスタービン・エンジ
ンの実施例が第１図に示されている。このエンジ
ンは主要部分としてフアン部１０、圧縮部１２、
燃焼部１４及びタービン部１６を含んでいる。エ
ンジンは軸線Ａを有する。ロータ組立体１８は圧
縮部及びタービン部を通つて軸線方向に延在して
いる。ステータ組立体２０はロータ組立体の外側
を囲んでいる。作動媒体ガスのための環状流路２
２が圧縮部を通つて延在しており、ステータ組立
体及びロータ組立体の構成部分によつてその輪郭
が定められている。
第２図に示されているように、ステータ組立体
２０は外側ケース２４を含む。外側ケース２４は
環状流路の外周を定める外壁２６を有する。ロー
タ組立体１８は外壁から内方に隔置された内壁２
８を有する。内壁２８は環状流路２２の内周を定
めている。環状流路を境界する一定の傾斜を有す
る壁が破線Ｆで示されている。ステータベーン３
０及び３２からなるステータベーン翼列は、外壁
２６に取付けられている。ステータベーンは内壁
２８付近まで内方に延在している。ステータベー
ン３０及び３２の翼列とロータブレード３４及び
３６の翼列は、互い違いに入れ込んでいる。ロー
タブレードの翼列は外壁２６付近まで外方に延在
している。
各ロータブレード３６はエーロフオイル３８を
有する。各エーロフオイルは根元部４０、前縁４
２、後縁４４及び先端部４６を有する。各エーロ
フオイルは半径方向外方に延在するスパン方向の
軸線Ｂを有する。各ステータベーン３２は根元部
４８、前縁５０、後縁５２及び先端部５４を有す
る。
第３図は第２図を変型をした実施例であり、ロ
ータ組立体１８及びステータ組立体２０の構成部
分によつて形成された内壁５６を有する。各ステ
ータベーン５８はシユラウド６０を有し、シユラ
ウド６０は軸線方向にロータ組立体付近まで延在
しており、且外向きの面６２を有する。ロータ組
立体は外向きの面６４を有する。ロータ組立体及
びステータ組立体のこれらの外向きの面は共に、
破線Ｇによつて示されているように、内壁５６を
郭定する。破線Ｆで示される一定の傾斜を有する
壁は環状流路を境界している。
第４図は圧縮部１２の一部の断面図であり、環
状流路２２の外壁２６の付近、内壁２８の付近及
び中央部にて圧縮部を通る作動媒体ガス流れの経
路が示されている。これらの経路は一般に流線と
して知られている。流線Spは外壁に隣接してお
り、流線Snは環状流路のほぼ中央にあり、流線Si
は内壁に隣接している。
各ロータブレードのエーロフオイルの前縁４２
の直ぐ上流側が前縁領域６６であり、後縁４４の
直ぐ下流側が後縁領域６８である。外壁に隣接す
る前縁領域６６に於て、流線Spが上流側の箇所か
ら下流側の箇所に移行する部分は第一の曲率を有
し、また外壁に隣接する後縁領域６８に於て、流
線Spが上流側の箇所から下流側箇所に移行する部
分は第二の曲率を有する。内壁に隣接する前縁領
域に於て、流線Siが上流側の箇所から下流側の箇
所に移行する部分は第一の曲率を有し、また内壁
に隣接する後縁領域６８に於て、流線Siが上流側
の箇所から下流側の箇所に移行する部分は第二の
曲率を有する。エンジンの軸線Ａを含む半径方向
の一つの平面内で軸線ＡをＸ軸にとり、スパン方
向即ちＸ軸と直交する方向にＹ軸をとれば、流線
Si及びSpはＸの関数Ｙ＝Ｆ（Ｘ）として表される。
また流線上の任意の点に於ける曲率は直角座標で 曲率＝d2y／dx2／〔１＋（dy／dx2〕3/2 により与えられる。ここにdy／dx及びd2y／dx2
はそれぞれｘに関するｙの一次微分及び二次微分
である。
内壁２８は、エンジンの軸線Ａを含む半径方向
の一つの平面内で測ると、エンジンの軸線から距
離RiXだけ隔置され且エンジンの軸線に対して傾
斜RiX′を有している。また環状流路の外周を定め
る外壁２６は同様にエンジンの軸線を含む半径方
向の一つの平面内で測ると、エンジンの軸線から
距離RpXだけ隔置され且エンジンの軸線に対して
傾斜RpX′を有する。
外壁２６の距離RpX及び傾斜RpX′の大きさは、
前縁領域６６内の第一の箇所ではRp1及びRp1′で
あり、前縁領域６６内で第一の箇所よりも下流の
第二の箇所ではRp2及びRp2′である。外壁２６は
前記第一の箇所と第二の箇所との間に於て180゜よ
り小さい内角α1を有する。即ち第一の箇所に於け
る外壁は第二の箇所に於ける外壁よりもエンジン
の軸線からの距離が大きく、また第一の箇所に於
ける外壁の傾斜と第二の箇所に於ける外壁の傾斜
とは等しくない。従つてRp1：Rp2の比は１より大
きく（Rp1／Rp2＞1.0）、またRp1′はRp2′とは等し
くない（Rp1′≠Rp2′）。Rp1′の絶対値はRp2′の絶
対値よりも大きい（｜Rp1′｜＞Rp2′｜）。図示さ
れているように、傾斜Rp2′は０である（Rp2′＝
０）。
内壁２８の距離RiX及び傾斜RiX′の大きさは、
前縁領域６６内の前記第一の箇所ではRi1及び
Ri1′であり、それよりも下流の前記第二の箇所で
はRi2及びRi2′である。内壁２８は前記第一の箇
所と第二の箇所との間に於て180゜より大きい内角
β1を有する。即ち第一の箇所に於ける内壁は第二
の箇所に於ける内壁よりもエンジンの軸線からの
距離が小さく、また第一の箇所に於ける内壁の傾
斜と第二の箇所に於ける内壁の傾斜は等しくな
い。従つてRi1：Ri2の比は１よりも小さく（Ri1／
Ri2＜1.0）、またRi1′はRi2′とは等しくない
（Ri1′≠Ri2′）。Ri1′の絶対値はRi2′の絶対値より
も小さい（｜Ri1′｜＜｜Ri2′）。図示されている
ように、傾斜Ri1′は０である（Ri1′＝０）。
外壁２６の距離RpX及び傾斜RpX′の大きさは、
後縁領域６８内の第一の箇所ではRp3及びRp3′で
あり、後縁領域６８内で第一の箇所よりも下流の
第二の箇所ではRp4及びRp4′である。外壁２６は
前記第一の箇所と第二の箇所との間に於て180゜よ
り大きい内角α2を有する。即ち第一の箇所に於け
る外壁は第二の箇所に於ける外壁よりもエンジン
の軸線からの距離が大きく、また第一の箇所に於
ける外壁の傾斜と第二の箇所に於ける外壁の傾斜
は等しくない。従つて、Rp3：Rp4の比は１よりも
大きく（Rp3／Rp4＞1.0）、またRp3′はRp4′に等し
くない（Rp3′≠Rp4′）。Rp3′の絶対値はRp4′の絶
対値よりも小さい（｜Rp3′｜＜｜Rp4′｜）。図示
されているように、傾斜Rp3′は０である（Rp3′＝
０）。
内壁２８の距離iX及び傾斜RiX′の大きさは、後
縁領域６８内の前記第一の箇所ではRi3及びRi3′
であり、それよりも下流の前記第二の箇所では
Ri4及びRi4′である。内壁２８は前記第一の箇所
と第二の箇所との間に於て180゜より小さい内角β2
を有する。即ち第一の箇所に於ける内壁は第二の
箇所に於ける内壁よりもエンジンの軸線からの距
離が小さく、また第一の箇所に於ける内壁の傾斜
と第二の箇所に於ける内壁の傾斜は等しくない。
従つて、Ri3：Ri4の比は１よりも小さく（Ri3／
Ri4＜1.0）、またRi3′はRi4′に等しくない（Ri3′≠
Ri4′）。Ri3′の絶対値はRi4′の絶対値より大きい
（｜Ri3′｜＞｜Ri4′｜）。図示されているように、
傾斜Ri4′は０である（Ri4′＝０）。
ロータブレード３６の下流でステータベーン３
２に隣接する内壁２８は外向きの円筒形状の面を
有する。この面は軸線方向にステータベーンの前
縁５０及び後縁５２を越えて延在している。ステ
ータベーンに面する任意の箇所に於ける内壁の距
離RiX及び傾斜RiX′は一定の値Ri5及びRi5′を有す
る。
図示の実施例では、Ri5′は０である。ステータ
ベーン３２の上流でロータブレード３６に隣接す
る内壁は前縁領域６６内の前記第二の箇所（i2）
と後縁領域６８内の前記第一の箇所（i3）との間
に延在する切頭円錐状の面を有する。Ri2：Ri3の
比は１よりも小さい（Ri2／Ri3＜1.0）。従つて、
ロータブレードの根元部４０に於ける切頭円錐状
の面に沿つた内壁の流路は縮小している。
ステータベーン３２の上流でロータブレード３
６に隣接する外壁は、前縁領域６６内の前記第二
の箇所（o2）と後縁領域６８内の前記第一の箇所
（o3）との間に延在する円筒状面を有する。Rp2：
Rp3の比は１である（Rp2／Rp3＝1.0）。この円筒
形状の面はロータブレードの翼列の先端部に面し
ており、また前縁４２及び後縁４４を越えて延在
している。
ガスタービン・エンジンの運転中、作動媒体ガ
スはエンジンを通つて流れる。作動媒体ガスは環
状流路２２に従つて流れる。圧縮部１２内に於
て、ロータ組立体１８及びステータ組立体２０が
共働して作動媒体ガスを圧縮し、それによつてガ
スの温度及び全圧が上昇する。ロータブレード３
６の翼列を横切つて全圧が増加すると、それに伴
つて静圧も増加する。静圧の増加は各エーロフオ
イルを横切る空力負荷を生ずる。
この空力負荷は外壁２６の輪郭及び内壁２８の
輪郭によつて影響される。第４図に示されている
ように、流線Siは内壁に従い、流線Spは外壁に従
う。前縁領域では、内壁に従う流線の曲率も外壁
に従う流線の曲率も符号が正であり、エンジンの
軸線に対して凸型の曲線を有する。このような曲
率を有する流線は、半径方向即ちスパン方向に静
圧の勾配が存在する必要がある。凸型曲線の流線
を生出す局部静圧は、前縁領域全体の平均静圧と
比較して、内壁では高く、外壁では低い。更に、
このような輪郭を有する壁に従う凸型の流線で
は、破線Ｆにより示される一定の傾斜を有する壁
に従う流線とを比較しても、局部静圧が内壁では
高く、外壁では低い。こうして前縁領域に生ずる
局部静圧の勾配は内壁付近に正（＋）符号、外壁
付近に負（−）符号として図示されている。
エーロフオイルを横切る負荷（ｐ−pp）／
（ρV2／２）は、エーロフオイルを横切る静圧上
昇に比例し、且主としてそれによつて変化する。
静圧上昇は前縁の上流側の点に於ける静圧と後縁
の下流側の点に於ける静圧との差であるから、上
述の如き前縁領域に於ける局部静圧の勾配によつ
て、負荷はエーロフオイルの根元部では減ぜら
れ、エーロフオイルの先端部では増加する。こう
して負荷は流路の輪郭によつて生じる局部静圧の
結果としてスパン方向に移動する。
負荷の移動は、後縁領域に於ける外壁及び内壁
の曲率により一層強められる。流線Siは内壁に従
い、流線Spは外壁に従う。後縁領域では、外壁付
近及び内壁付近の流線の曲率は符号が負であり、
エンジンの軸線に対して凹型の形状を有する。こ
のような流線の曲線は、スパン方向、即ち半径方
向の静圧の勾配によつて可能となる。凹形の流線
に対する局部静圧は、後縁領域全体に於ける平均
静圧と比較しても、破線Ｆによつて示される一走
の傾斜の壁に従う流線に対する局部静圧と比較し
ても、内壁では低く、外壁では高い。こうして後
縁領域に生ずる局部静圧の勾配は、内壁付近に負
（−）符号、外壁付近に正（＋）符号を付して図
示されている。静圧上昇は前縁の上流側の点に於
ける静圧と後縁の下流側の点に於ける静圧との間
の差であるから、負荷はエーロフオイルの根元部
ではより減ぜられ、エーロフオイルの先端部では
より増加する。このようにして負荷はより顕著に
スパン方向に移動する。
以上に説明した実施例は、前縁領域に於ける内
壁及び外壁の輪郭と後縁領域に於ける内壁及び外
壁の輪郭とによりブレードにかかる静圧負荷をブ
レード根元部よりブレード先端部へ向けてスパン
方向に移動するものであるが、ブレードにかかる
静圧負荷をブレード先端部よりブレード根元部へ
向けて移動した方がブレードにかかる静圧負荷の
ブレードスパンに沿つた分布がより好ましくなる
場合には、上述の実施例とは逆に、流線の曲率を
前縁領域で凸型から凹型に、また後縁領域で凹型
から凸形に反転することによつて、ブレードにか
かる静圧負荷の移動を、上記の移動方向とは反対
に、ブレード先端部よりブレード根元部へ向けて
ブレードのスパン方向に生じさせることができ
る。
エーロフオイルの前縁及び後縁領域に於ける流
路の壁を第４図に示されているような輪郭に形成
することは、例えば作動媒体ガスが最初にエーロ
フオイルの根元部で剥離する傾向を示す場合に有
効である。このような剥離は圧縮部の下流段に於
て見出される。なぜならば、各エーロフオイルの
根元部に於ける空力負荷は、エーロフオイルを横
切る平均空力負荷又はエーロフオイルの先端を横
切る平均空力負荷又はエーロフオイルの先端を横
切る空力負荷よりも大きいからである。このよう
なエーロフオイルの根元部に於ける空力負荷を減
少させることによつて、流れの剥離をエーロフオ
イルに沿つてより下流に生じさせ、それによつて
エーロフオイルに沿つた剥離の大きさを減少させ
ることができる。剥離の大きさを減少させること
によつて、ロータの効率に及ぼす剥離の影響を減
少させることができる。従つて従来の構造と比較
して、ロータの効率が向上する。更にこのような
臨界的な箇所に於いて負荷が減少すると、ロータ
段に於てエーロフオイルが失速しないような背圧
の許容範囲が増加し、従つて圧縮部のサージに対
する余裕が増加する。
図示の実施例の如く、ロータ・ステータ段でエ
ーロフオイルの先端に面する壁面を円筒形状と
し、またエーロフオイルの根元部に於ける流路に
縮小をもたせることにより、以下の如く追加的な
利点が得られる。このような構造では、ロータの
エーロフオイルの先端部とそれに面する円筒形状
の外壁との間の間隙も、ステータのエーロフオイ
ルの先端部とそれに面する円筒形状の内壁との間
の間隙も小さくすることができる。
第４図に示されているように、ロータブレード
の先端部とステータ壁（外壁）との間にも、ステ
ータベーンの先端部とロータ壁（内壁）との間に
も、半径方向の間隙CRが存在する。半径方向の
間隙CRは、運転中にロータ・ステータ端に於け
るロータ組立体の熱膨張とステータ組立体の熱膨
張が生ずることが許される。円筒形状の壁面がエ
ーロフオイルの先端部に面しており、ロータ組立
体とステータ組立体との間の軸線方向の熱膨張の
相違Caは半径方向の間隙CRの大きさに影響を及
ぼさない。円錐形状の流路である場合、軸線方向
の熱膨張の相違のためロータブレードの先端がス
テータ壁（外壁）に近付いても半径方向の間隙が
確保されるためには、ロータブレードの先端とス
テータ壁との間の半径方向の間隙CRはΔCRだけ大
きくとられてなければならない。従つて、第４図
に示す構造の場合には、この半径方向の間隙CR
は円錐状流路をもつ構造の場合と比較して、小さ
くすることができ、このことはブレード効率の増
加に寄与する。
本発明はその好ましい実施例について説明して
きたが、本発明の範囲から逸脱することなくその
形態及び細部に種々の変更省略が行われ得ること
は当業者によつて理解されよう。
【図面の簡単な説明】
第１図はターボフアン・エンジンの簡略化した
側面図であり、外側ケースが切欠いて画かれてお
り、圧縮部内のロータ及びステータ組立体の一部
が示されている。第２図は第１図に示されるロー
タ及び組立体の一部分の拡大図である。第３図は
第１図の一部分に相当する別の実施例の断面図で
ある。第４図は第２図のロータ及びステータ組立
体に於ける空力負荷への内壁及び外壁輪郭の影響
を説明する図である。 １０……フアン部、１２……圧縮部、１４……
燃焼部、１６……タービン部、１８……ロータ組
立体、２０……ステータ組立体、２２……環状流
路、２４……外側ケース、２６……外壁、２８…
…内壁、３０，３２……ステータベーン、３４，
３６……ロータブレード、３８……エーロフオイ
ル、４０……根元部、４２……前縁、４４……後
縁、４６……先端部、４８……根元部、５０……
前縁、５２……後縁、５４……先端部、５６……
内壁、５８……ステータベーン、６０……シユラ
ウド、６２，６４……面、６６……前縁領域、６
８……後縁領域。

Claims (1)

    【特許請求の範囲】
  1. １ エンジン軸線の廻りに配置された作動媒体ガ
    スのための環状流路を有する軸流回転機械の圧縮
    部にして、前記環状流路の半径方向外側の輪郭を
    定める外壁と、前記環状流路の半径方向内側の輪
    郭を定める内壁と、前記内壁より前記外壁の近く
    まで半径方向外方へ延在する複数個のエーロフオ
    イルを有する少なくとも一列のロータブレードと
    を有し、前記外壁及び前記内壁は、前記エーロフ
    オイルの前縁に近接する部分にて、それより前記
    環状流路の上流側を郭定する部分に対し、それよ
    り前記環状流路の下流側を郭定する部分が、相対
    的延在方向に関し半径方向外向き又は内向きのい
    ずれか一方へ同一方向に偏向するよう、折曲げら
    れており、また前記エーロフオイルの後縁に近接
    する部分にて、それより前記環状流路の上流側を
    郭定する部分に対し、それより前記環状流路の下
    流側を郭定する部分が、相対的延在方向に関し前
    記エーロフオイルの前縁に近接する部分に於ける
    偏向方向とは逆の半径方向内向き又は外向きに同
    一方向に偏向するよう、折曲げられていることを
    特徴とする圧縮部。
JP4922381A 1980-04-28 1981-03-31 Compressing section of axial flow rotary machine Granted JPS56167899A (en)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US06/144,714 US4371311A (en) 1980-04-28 1980-04-28 Compression section for an axial flow rotary machine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPS56167899A JPS56167899A (en) 1981-12-23
JPH0222239B2 true JPH0222239B2 (ja) 1990-05-17

Family

ID=22509804

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP4922381A Granted JPS56167899A (en) 1980-04-28 1981-03-31 Compressing section of axial flow rotary machine

Country Status (8)

Country Link
US (1) US4371311A (ja)
JP (1) JPS56167899A (ja)
CA (1) CA1157779A (ja)
DE (1) DE3112008A1 (ja)
FR (1) FR2481379B1 (ja)
GB (1) GB2075130B (ja)
IL (1) IL62345A (ja)
SE (1) SE452181B (ja)

Families Citing this family (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
ZA8234B (en) * 1981-01-05 1982-11-24 Alsthom Atlantique A turbine stage
JPS5897569A (ja) * 1981-12-01 1983-06-10 Mitsuwa Seiki Co Ltd 運転台持上装置
JPS5897570A (ja) * 1981-12-10 1983-06-10 Mitsuwa Seiki Co Ltd 運転台持上装置
JPS5929368U (ja) * 1982-08-19 1984-02-23 三輪精機株式会社 運転台持上装置
US5088892A (en) * 1990-02-07 1992-02-18 United Technologies Corporation Bowed airfoil for the compression section of a rotary machine
US5447413A (en) * 1992-03-31 1995-09-05 Dresser-Rand Company Stator endwall for an elastic-fluid turbine
US5397215A (en) * 1993-06-14 1995-03-14 United Technologies Corporation Flow directing assembly for the compression section of a rotary machine
EP0799973B1 (de) * 1996-04-01 2002-07-03 Alstom Wandkontur für eine axiale Strömungsmaschine
US6341938B1 (en) * 2000-03-10 2002-01-29 General Electric Company Methods and apparatus for minimizing thermal gradients within turbine shrouds
US6892931B2 (en) * 2002-12-27 2005-05-17 General Electric Company Methods for replacing portions of turbine shroud supports
US7094029B2 (en) * 2003-05-06 2006-08-22 General Electric Company Methods and apparatus for controlling gas turbine engine rotor tip clearances
EP1557536A1 (de) * 2004-01-22 2005-07-27 Siemens Aktiengesellschaft Strömungsmaschine mit einem axial verschiebbaren Rotor
US8794941B2 (en) 2010-08-30 2014-08-05 Oscomp Systems Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9267504B2 (en) 2010-08-30 2016-02-23 Hicor Technologies, Inc. Compressor with liquid injection cooling
US9109608B2 (en) * 2011-12-15 2015-08-18 Siemens Energy, Inc. Compressor airfoil tip clearance optimization system
US9267386B2 (en) 2012-06-29 2016-02-23 United Technologies Corporation Fairing assembly
EP2885506B8 (en) 2012-08-17 2021-03-31 Raytheon Technologies Corporation Contoured flowpath surface
US9879540B2 (en) 2013-03-12 2018-01-30 Pratt & Whitney Canada Corp. Compressor stator with contoured endwall
EP2803822B1 (fr) * 2013-05-13 2019-12-04 Safran Aero Boosters SA Système de prélèvement d'air de turbomachine axiale
RU2673977C2 (ru) 2014-08-29 2018-12-03 Сименс Акциенгезелльшафт Проточная часть компрессора с регулируемым сужением, предназначенная для газотурбинного двигателя
EP3023585B1 (en) * 2014-11-21 2017-05-31 General Electric Technology GmbH Turbine arrangement
JP7273363B2 (ja) * 2019-04-22 2023-05-15 株式会社Ihi 軸流圧縮機

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE579989C (de) * 1933-07-04 Karl Roeder Dr Ing Kopfringlose Beschaufelung fuer axialbeaufschlagte Dampf- oder Gasturbinen
DE338916C (de) * 1917-09-25 1921-10-05 Karl Roeder Dr Abstands- oder Zwischenstuecke fuer mehrstufige Turbinen
US2392673A (en) * 1943-08-27 1946-01-08 Gen Electric Elastic fluid turbine
US2435236A (en) * 1943-11-23 1948-02-03 Westinghouse Electric Corp Superacoustic compressor
DE809842C (de) * 1948-10-19 1951-08-02 Hermann Oestrich Dr Ing Axialverdichter
US2672279A (en) * 1950-08-03 1954-03-16 United Aircraft Corp End bell construction
US2726806A (en) * 1950-12-02 1955-12-13 A V Roe Canada Ltd Axial compressor
GB706563A (en) * 1951-04-18 1954-03-31 Bristol Aeroplane Co Ltd Improvements in or relating to rotors for axial flow compressors or turbines
GB753561A (en) * 1951-05-25 1956-07-25 Vladimir Henry Pavlecka Axial flow dynamic compressors, and gas turbine power plants utilising such compressors
US2801071A (en) * 1952-01-31 1957-07-30 Westinghouse Electric Corp Bladed rotor construction
US2991929A (en) * 1955-05-12 1961-07-11 Stalker Corp Supersonic compressors
US2974858A (en) * 1955-12-29 1961-03-14 Thompson Ramo Wooldridge Inc High pressure ratio axial flow supersonic compressor
US2955747A (en) * 1956-06-11 1960-10-11 Snecma Supersonic axial compressors
GB1080015A (en) * 1963-11-13 1967-08-23 English Electric Co Ltd Steam turbines
US4011028A (en) * 1975-10-16 1977-03-08 Anatoly Nikolaevich Borsuk Axial-flow transsonic compressor

Also Published As

Publication number Publication date
DE3112008A1 (de) 1982-01-14
SE8101917L (sv) 1981-10-29
IL62345A (en) 1985-05-31
FR2481379A1 (fr) 1981-10-30
FR2481379B1 (fr) 1987-04-10
GB2075130B (en) 1983-10-19
CA1157779A (en) 1983-11-29
JPS56167899A (en) 1981-12-23
SE452181B (sv) 1987-11-16
GB2075130A (en) 1981-11-11
US4371311A (en) 1983-02-01
IL62345A0 (en) 1981-05-20
DE3112008C2 (ja) 1990-12-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JPH0222239B2 (ja)
US10458427B2 (en) Compressor aerofoil
EP3124794B1 (en) Axial flow compressor with end-wall contouring
US4239452A (en) Blade tip shroud for a compression stage of a gas turbine engine
US6017186A (en) Rotary turbomachine having a transonic compressor stage
US6338609B1 (en) Convex compressor casing
US8419355B2 (en) Fluid flow machine featuring an annulus duct wall recess
US7195454B2 (en) Bullnose step turbine nozzle
US8202044B2 (en) Blade shroud with protrusion
US6358003B2 (en) Rotor blade an axial-flow engine
JPS63212704A (ja) ターボ流体機械のエーロフォイル
JPH10502150A (ja) 回転機械の圧縮領域のための流れ配向アッセンブリ
US4645417A (en) Compressor casing recess
JP3640396B2 (ja) 分断された周方向溝付きステータ構造体
US10294796B2 (en) Blade or vane arrangement for a gas turbine engine
US11353038B2 (en) Compressor rotor for supersonic flutter and/or resonant stress mitigation
US4606699A (en) Compressor casing recess
CN112020598A (zh) 压气机翼型
EP3460186B1 (en) Compressor rotor, corresponding gas turbine engine and method of reducing flow pattern disparities
US4460309A (en) Compression section for an axial flow rotary machine
US20230332505A1 (en) Guide vane ring and rotor blade ring for a turbofan engine
JP2000297789A (ja) 軸流圧縮機
RU2794951C2 (ru) Лопатка газотурбинного двигателя с правилом максимальной толщины с большим запасом прочности при флаттере
CN114857086A (zh) 一种轴流压气机及燃气轮机
JP2003020903A (ja) 軸流タービンとその静翼および動翼