JPH0435601B2 - - Google Patents
Info
- Publication number
- JPH0435601B2 JPH0435601B2 JP59143850A JP14385084A JPH0435601B2 JP H0435601 B2 JPH0435601 B2 JP H0435601B2 JP 59143850 A JP59143850 A JP 59143850A JP 14385084 A JP14385084 A JP 14385084A JP H0435601 B2 JPH0435601 B2 JP H0435601B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- stationary
- blade
- blade row
- shroud band
- expansion space
- 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
Links
- 230000007423 decrease Effects 0.000 claims description 7
- 230000002093 peripheral effect Effects 0.000 claims description 7
- 238000011144 upstream manufacturing Methods 0.000 claims description 5
- 238000007789 sealing Methods 0.000 claims 1
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 15
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 12
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 8
- 230000006866 deterioration Effects 0.000 description 3
- 238000011160 research Methods 0.000 description 3
- 238000013459 approach Methods 0.000 description 2
- 230000001052 transient effect Effects 0.000 description 2
- 230000000052 comparative effect Effects 0.000 description 1
- 230000002542 deteriorative effect Effects 0.000 description 1
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 1
- 238000000034 method Methods 0.000 description 1
- 238000004088 simulation Methods 0.000 description 1
- 238000012360 testing method Methods 0.000 description 1
- 238000003466 welding Methods 0.000 description 1
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
- F04D29/08—Sealings
- F04D29/16—Sealings between pressure and suction sides
- F04D29/161—Sealings between pressure and suction sides especially 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
- F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
- F01D11/08—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between rotor blade tips and stator
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は、たとえば蒸気タービンやガスタービ
ン等の軸流タービンに係り、特にタービンの静翼
と動翼から構成される出力段落の構造に関するも
のである。
ン等の軸流タービンに係り、特にタービンの静翼
と動翼から構成される出力段落の構造に関するも
のである。
従来極く一般に採用されている蒸気タービンの
段落構造を第２図に示す。出力段落は、静止外壁
１、および内輪３のような静止体上に、複数枚配
設された静翼２より形成される静止翼列と、回転
車盤６上に、複数枚配設された動翼４より形成さ
れる動翼列から構成され、両者１つずつで１つの
出力段落を構成している。動翼４の翼頂部は、シ
ユラウドバンド５により複数枚ずつ連結されてい
る。シユラウドバンド５と、静止外壁１間の円筒
空間には、作動流体である蒸気８がこの空間から
の洩れ９を極力防止するため、静止外壁１の内周
１ａ上に複数枚配設されたフイン７よりラビリン
スシールが形成されている。
段落構造を第２図に示す。出力段落は、静止外壁
１、および内輪３のような静止体上に、複数枚配
設された静翼２より形成される静止翼列と、回転
車盤６上に、複数枚配設された動翼４より形成さ
れる動翼列から構成され、両者１つずつで１つの
出力段落を構成している。動翼４の翼頂部は、シ
ユラウドバンド５により複数枚ずつ連結されてい
る。シユラウドバンド５と、静止外壁１間の円筒
空間には、作動流体である蒸気８がこの空間から
の洩れ９を極力防止するため、静止外壁１の内周
１ａ上に複数枚配設されたフイン７よりラビリン
スシールが形成されている。
さて、このような出力段落を複数段連結して、
大出力を得るような大型タービンでは、定常運転
時と起動停止のような過渡状態では、静止体の熱
膨張量と回転体の熱膨張量に差が生ずる。すなわ
ち、第３図に示すように、定常運転時には動翼４
は、静止壁１に対して図中実線で示すような相対
位置にあり、静止壁１の外周軸方向端面１ｂとシ
ユラウドバンド５間の軸方向間隙はδaなる状態
となる。他方、起動停止のような過渡状態では、
動翼は回転体と静止体の熱膨張差による図中一点
鎖線４′で示すように静止壁１に近づき、軸方向
間隙はδa′なる小さな状態となる。このため、い
かなる状態でも静止体と回転体の摺損を避けるた
めに、定常運転時の軸方向間隙はδaを大きく設
定する必要がある。静止体と回転体の熱膨張差
は、蒸気の高温高圧化および機械の大形化に比例
して増大するため、大容量タービンほど、大きな
軸方向間隙δaを持つことになる。
大出力を得るような大型タービンでは、定常運転
時と起動停止のような過渡状態では、静止体の熱
膨張量と回転体の熱膨張量に差が生ずる。すなわ
ち、第３図に示すように、定常運転時には動翼４
は、静止壁１に対して図中実線で示すような相対
位置にあり、静止壁１の外周軸方向端面１ｂとシ
ユラウドバンド５間の軸方向間隙はδaなる状態
となる。他方、起動停止のような過渡状態では、
動翼は回転体と静止体の熱膨張差による図中一点
鎖線４′で示すように静止壁１に近づき、軸方向
間隙はδa′なる小さな状態となる。このため、い
かなる状態でも静止体と回転体の摺損を避けるた
めに、定常運転時の軸方向間隙はδaを大きく設
定する必要がある。静止体と回転体の熱膨張差
は、蒸気の高温高圧化および機械の大形化に比例
して増大するため、大容量タービンほど、大きな
軸方向間隙δaを持つことになる。
一方、軸方向間隙δaが、段落性能に与える影
響は、例えばソ連文献Thermal
Engineering1973年第20巻１号にI.G.Gogolev等
による▼The Influence of Blade Clearance
on the Characteristics of ａ Turbine Stage
▼や同じくThermal Engineering 1973年第20巻
３号にA.S.zil′ Berman等による▼Comparetive
Tests of Pressure Stages by Two Simulation
Methods.の実験研究に示されるように、軸方向
間隙δaが増加するほど、段落効率も低下する。
一般に軸方向間隙δaの影響は、第４図に示すよ
うに、軸方向間隙δaと翼長HBの比の関数として
表わされ、翼長が短いほど軸方向間隙の増大によ
る効率低下量も大きい。従来の研究では、この翼
長部の軸方向間隙δaの影響による効率低下の原
因および機構は十分に解明されておらず、翼長に
対して軸方向間隙の大きい高圧タービンなどで
は、必然的な損失として積極的な改善策は提案さ
れていない現状である。
響は、例えばソ連文献Thermal
Engineering1973年第20巻１号にI.G.Gogolev等
による▼The Influence of Blade Clearance
on the Characteristics of ａ Turbine Stage
▼や同じくThermal Engineering 1973年第20巻
３号にA.S.zil′ Berman等による▼Comparetive
Tests of Pressure Stages by Two Simulation
Methods.の実験研究に示されるように、軸方向
間隙δaが増加するほど、段落効率も低下する。
一般に軸方向間隙δaの影響は、第４図に示すよ
うに、軸方向間隙δaと翼長HBの比の関数として
表わされ、翼長が短いほど軸方向間隙の増大によ
る効率低下量も大きい。従来の研究では、この翼
長部の軸方向間隙δaの影響による効率低下の原
因および機構は十分に解明されておらず、翼長に
対して軸方向間隙の大きい高圧タービンなどで
は、必然的な損失として積極的な改善策は提案さ
れていない現状である。
一方、動翼４の翼頂部からの蒸気漏洩すなわち
シユラウドバンド５とシールフイン７の間隙より
の蒸気漏洩量の低減は、段落効率向上策として有
効なため、従来のタービンでは特公昭55−45726
号公報に記載されているように、シールフイン７
の枚数を増加させる、あるいは半径方向間隙δrを
極力小さくする、シユラウドバンド５の形状を複
雑な階段状にするなどの方策がとられている。こ
のようなラビリンスシール部では、コロナ社出
版、小茂鳥和生著「非接触シール論」に詳述され
ているように、シールフイン７間の膨張室１１に
おいて、効果的に渦損を発生させて蒸気漏洩を防
止させるために、膨張室１１の容積を適当に大き
くとる必要がある。したがつてフイン７の長さｈ
を、大きく取る必要があり、実際の事業用蒸気タ
ービンでは、ｈ＝10mm前後に製作されている。
シユラウドバンド５とシールフイン７の間隙より
の蒸気漏洩量の低減は、段落効率向上策として有
効なため、従来のタービンでは特公昭55−45726
号公報に記載されているように、シールフイン７
の枚数を増加させる、あるいは半径方向間隙δrを
極力小さくする、シユラウドバンド５の形状を複
雑な階段状にするなどの方策がとられている。こ
のようなラビリンスシール部では、コロナ社出
版、小茂鳥和生著「非接触シール論」に詳述され
ているように、シールフイン７間の膨張室１１に
おいて、効果的に渦損を発生させて蒸気漏洩を防
止させるために、膨張室１１の容積を適当に大き
くとる必要がある。したがつてフイン７の長さｈ
を、大きく取る必要があり、実際の事業用蒸気タ
ービンでは、ｈ＝10mm前後に製作されている。
第２図に戻りこの様な構造では、シユラウドバ
ンド５の上流かつ外周側に、静止外壁１の軸方向
端面１ｂと、ラビリンスシールフイン群７のう
ち、最も上流側のシールフイン７および、シール
フインを配設した静止壁１ａによつて囲まれた空
間（熱膨張空間）１０が形成される。小型の蒸
気、ガスタービンや大型蒸気タービンの低圧段長
翼では、強度的問題でシユラウドバンド５が取り
付けられず、したがつて翼頂部のシールフイン７
の効果も期待できない場合には、静止壁を極力動
翼頂部に近接させた構造となつて、上記膨張空間
１０の容積はあまり大きくはない。しかし、大容
量タービンの高圧、中段圧の場合には、性能低下
を防止するためにシユラウドバンド連結構造と
し、翼頂部での摺損時に壊滅的事故に到らぬよう
にシールフイン７構造とするのが一般的であり、
上記の膨張空間１０は軸方向間隙の増大ととも
に、比較的大きな容積をしめることとなる。
ンド５の上流かつ外周側に、静止外壁１の軸方向
端面１ｂと、ラビリンスシールフイン群７のう
ち、最も上流側のシールフイン７および、シール
フインを配設した静止壁１ａによつて囲まれた空
間（熱膨張空間）１０が形成される。小型の蒸
気、ガスタービンや大型蒸気タービンの低圧段長
翼では、強度的問題でシユラウドバンド５が取り
付けられず、したがつて翼頂部のシールフイン７
の効果も期待できない場合には、静止壁を極力動
翼頂部に近接させた構造となつて、上記膨張空間
１０の容積はあまり大きくはない。しかし、大容
量タービンの高圧、中段圧の場合には、性能低下
を防止するためにシユラウドバンド連結構造と
し、翼頂部での摺損時に壊滅的事故に到らぬよう
にシールフイン７構造とするのが一般的であり、
上記の膨張空間１０は軸方向間隙の増大ととも
に、比較的大きな容積をしめることとなる。
ところで、前述した軸方向間隙δaの増加によ
る段落性能の低下が、単に翼頂部からの漏洩量の
増加に起因する場合もある。すなわち、軸方向間
隙δaもラビリシールの一部を構成するような場
合である。確かに、軸方向間隙δaと、半径方向
間隙δrがほぼ等しい値の場合は、軸方向間隙δaの
増加によつて翼頂部の漏洩量は増加するが、δa
＞2δrではδaの値によつて漏洩量はほとんど変化
しない。本発明者等の実験結果によれば、半径方
向間隙δrを極めて小さくして翼頂部の漏洩量を少
なくした場合でも、依然軸方向間隙δaの増大に
よる効率低下は、はなはだしく、漏洩蒸気量の数
倍の損失を発生する。したがつて翼頂部の蒸気漏
洩を防止するだけでは、前述の軸方向間隙δaの
増加による段落効率の低下を防ぐ決定的な手段と
はなり得ない。
る段落性能の低下が、単に翼頂部からの漏洩量の
増加に起因する場合もある。すなわち、軸方向間
隙δaもラビリシールの一部を構成するような場
合である。確かに、軸方向間隙δaと、半径方向
間隙δrがほぼ等しい値の場合は、軸方向間隙δaの
増加によつて翼頂部の漏洩量は増加するが、δa
＞2δrではδaの値によつて漏洩量はほとんど変化
しない。本発明者等の実験結果によれば、半径方
向間隙δrを極めて小さくして翼頂部の漏洩量を少
なくした場合でも、依然軸方向間隙δaの増大に
よる効率低下は、はなはだしく、漏洩蒸気量の数
倍の損失を発生する。したがつて翼頂部の蒸気漏
洩を防止するだけでは、前述の軸方向間隙δaの
増加による段落効率の低下を防ぐ決定的な手段と
はなり得ない。
本発明者等の実験研究によれば、翼頂部軸方向
間隙δaの増大に伴う性能低下の原因は、前述の
膨張空間１０内での流体挙動が、その主要因であ
るが、従来の技術文献ではこの点に関して論述さ
れたものをほとんど見ない。
間隙δaの増大に伴う性能低下の原因は、前述の
膨張空間１０内での流体挙動が、その主要因であ
るが、従来の技術文献ではこの点に関して論述さ
れたものをほとんど見ない。
本発明の目的は、前述した従来構造の軸流ター
ビンにおいて、翼頂部の軸方向間隙の増大に伴つ
て生ずる段落効率の低下を特殊な操作や調整を行
うことなく充分防止して、タービンの熱効率を向
上させようとするものである。
ビンにおいて、翼頂部の軸方向間隙の増大に伴つ
て生ずる段落効率の低下を特殊な操作や調整を行
うことなく充分防止して、タービンの熱効率を向
上させようとするものである。
本発明者等の実験研究によれば、翼頂部軸方向
間隙δaの増大に伴う段落効率の低下は、第２図
の従来構造における、膨張空間１０内に、作動流
体である蒸気の一部が流入し、膨張空間内で渦
損、風損を発生して運動エネルギを消費した後、
もう一度主流に流入し、主流と混合して主流の運
動エネルギを低下させるという循環作用及び、こ
の循環流によつて主流のかく乱が大きくなること
に起因するものであることが判明した。本発明で
はこの点に着目し、膨張空間内に、シユラウドバ
ンドの外周径より大きな内周径を有する円筒リン
グ状物体を埋設するとともに、この円筒リング状
物体の内周面の下流側に、内周側に突出した突起
を形成し、かつこの突起先端の径を、タービンの
熱膨張時においても突起とシユラウドバンドの外
周壁とが接触しない大きさに形成するようにした
ものである。すなわち膨張空間そのものを埋込む
リングを設けるとともに、このリングの内周面
に、このリング側へ向う蒸気流を、エネルギーを
消費させることなく内周側へ向ける突起を設ける
ことにより、段落効率を向上させるものである。
間隙δaの増大に伴う段落効率の低下は、第２図
の従来構造における、膨張空間１０内に、作動流
体である蒸気の一部が流入し、膨張空間内で渦
損、風損を発生して運動エネルギを消費した後、
もう一度主流に流入し、主流と混合して主流の運
動エネルギを低下させるという循環作用及び、こ
の循環流によつて主流のかく乱が大きくなること
に起因するものであることが判明した。本発明で
はこの点に着目し、膨張空間内に、シユラウドバ
ンドの外周径より大きな内周径を有する円筒リン
グ状物体を埋設するとともに、この円筒リング状
物体の内周面の下流側に、内周側に突出した突起
を形成し、かつこの突起先端の径を、タービンの
熱膨張時においても突起とシユラウドバンドの外
周壁とが接触しない大きさに形成するようにした
ものである。すなわち膨張空間そのものを埋込む
リングを設けるとともに、このリングの内周面
に、このリング側へ向う蒸気流を、エネルギーを
消費させることなく内周側へ向ける突起を設ける
ことにより、段落効率を向上させるものである。
以下本発明の実施例を第１図を用いて説明す
る。
る。
第１図は軸流タービン段落部の要部断面を示す
ものであり、大部分の構造は第２図で説明した従
来構造と同じである。本発明が従来例と異なる点
は、静止翼列２を固定する静止外壁１の静翼の直
後に位置する軸方向端面１ｂとシユラウドバンド
５の上流端の間に形成される軸方向間隙δaの外
周部の空間（従来構造の第２図において、膨張空
間１０に相当する。）に、円筒リング１２が埋設
されて、膨張空間の断面積ないしは容積を最小に
するとともに、さらにこの円筒リング１２の内周
面１２ｂ上には、内周側に突出した突起１２ｃが
形成されている。尚この突起１２ｃの先端内周半
径RLはシユラウドバンド５の外周半径RSよりも
大きく設定されている。
ものであり、大部分の構造は第２図で説明した従
来構造と同じである。本発明が従来例と異なる点
は、静止翼列２を固定する静止外壁１の静翼の直
後に位置する軸方向端面１ｂとシユラウドバンド
５の上流端の間に形成される軸方向間隙δaの外
周部の空間（従来構造の第２図において、膨張空
間１０に相当する。）に、円筒リング１２が埋設
されて、膨張空間の断面積ないしは容積を最小に
するとともに、さらにこの円筒リング１２の内周
面１２ｂ上には、内周側に突出した突起１２ｃが
形成されている。尚この突起１２ｃの先端内周半
径RLはシユラウドバンド５の外周半径RSよりも
大きく設定されている。
すなわち静止体と回転体の熱膨張差による動翼
４の軸方向への移動の際も、円筒リング１２と回
転体であるシユラウドバンド５とが摺損すること
はないように形成されている。
４の軸方向への移動の際も、円筒リング１２と回
転体であるシユラウドバンド５とが摺損すること
はないように形成されている。
突起１２ｃの深さ（高さ）hfは、シールフイン
７とシユラウド５の半径方向間隙δrに対し、 hf＝δr〜2δr …(7) または、円筒リング１２による膨張空間の閉塞
効果を落さぬよう、円筒リング１２の深さhaに対
し、 hf＝0.1ha〜0.4ha …(8) 程度に設定されている。
７とシユラウド５の半径方向間隙δrに対し、 hf＝δr〜2δr …(7) または、円筒リング１２による膨張空間の閉塞
効果を落さぬよう、円筒リング１２の深さhaに対
し、 hf＝0.1ha〜0.4ha …(8) 程度に設定されている。
又円筒リング１２は、静止壁１に溶接、ネジ止
め等により固定されるか、静止壁１より直接削り
出すことにより形成されている。
め等により固定されるか、静止壁１より直接削り
出すことにより形成されている。
さて、次に本発明である円筒リング１２を備え
た段落構造による段落効率の向上機能を以下に説
明する。まず、円筒リング１２が埋設されるべき
空間、すなわち、第２図の従来例の膨張空間１０
における流体挙動と損失発生機構を、第５図ない
し第８図を用いて説明する。
た段落構造による段落効率の向上機能を以下に説
明する。まず、円筒リング１２が埋設されるべき
空間、すなわち、第２図の従来例の膨張空間１０
における流体挙動と損失発生機構を、第５図ない
し第８図を用いて説明する。
第５図は、従来構造の静翼列２の下流側より俯
瞰した図である。作動流体では蒸気の主流８は大
半が静翼２で周方向に加速された後、動翼４に流
入してこれを駆動する。しかし、主流８の一部、
特に外周側の流体９は、その接線方向速度成分に
よる遠心力および、膨張空間１０の吸引作用によ
つて、膨張空間１０に流入する。膨張空間１０へ
の噴出流９はこの空間１０内で、渦損、風損を発
生してその運動エネルギを失つた後、一部はラビ
リンスシールフイン部より、翼頂漏洩流９ａとな
つて動翼４の下流に排出されるが、かなりの部分
が、低エネルギ流体塊９ｂとなつて主流８に再混
入し、主流をかく乱して段落効率を低下させる。
この循環作用をさらに詳しく説明する。第６図に
示す、静翼２と動翼４の間の空間の圧力Ｐの分布
は、主流８の周方向速度成分Vθと、その点の半
径ｒより、半径方向の圧力分布を決定する関係式
として dp／dr∝Vθ2／ｒ …(5) より、外周側ほど圧力が高い状態となる。
瞰した図である。作動流体では蒸気の主流８は大
半が静翼２で周方向に加速された後、動翼４に流
入してこれを駆動する。しかし、主流８の一部、
特に外周側の流体９は、その接線方向速度成分に
よる遠心力および、膨張空間１０の吸引作用によ
つて、膨張空間１０に流入する。膨張空間１０へ
の噴出流９はこの空間１０内で、渦損、風損を発
生してその運動エネルギを失つた後、一部はラビ
リンスシールフイン部より、翼頂漏洩流９ａとな
つて動翼４の下流に排出されるが、かなりの部分
が、低エネルギ流体塊９ｂとなつて主流８に再混
入し、主流をかく乱して段落効率を低下させる。
この循環作用をさらに詳しく説明する。第６図に
示す、静翼２と動翼４の間の空間の圧力Ｐの分布
は、主流８の周方向速度成分Vθと、その点の半
径ｒより、半径方向の圧力分布を決定する関係式
として dp／dr∝Vθ2／ｒ …(5) より、外周側ほど圧力が高い状態となる。
ところが主流８も一様な流れではなく、第７図
に示すように、ほとんど損失のない高速流８ａ
と、翼２の摩擦損失により、低流速の後流８ｂが
周期的に分布する非一様流となつている。そし
て、後流８ｂ部では、低流速であるために、流体
の遠心力が主流の作り出す半径方向の圧力勾配と
バランスせず、第６図に示すように、外周側から
圧力の低い内周部に向つて半径方向に内向きの２
次流れ８ｃを生ずる。前述の膨張空間１０へ噴出
した外向き流れ９も、膨張空間１０で運動エネル
ギを消費して低流速流９ｂとなつた後、膨張空間
１０から、圧力の低い後流部８ｂに向つて流入し
てくるのである。このように、膨張空間１０の存
在により、高運動エネルギの流体９が膨張空間１
０に飛び出し、この空間での渦損、風損により低
運動エネルギ状態になつた流体９ｂが主流に流入
するという循環流が発生する。この循環流の量が
多ければ多い程すなわち、膨張空間１０の容積が
大きい程、段落効率の低下量も大きく、翼頂部漏
洩量９ａの多少に係らず、膨張空間１０が存在す
れば段落効率は低下するのである。
に示すように、ほとんど損失のない高速流８ａ
と、翼２の摩擦損失により、低流速の後流８ｂが
周期的に分布する非一様流となつている。そし
て、後流８ｂ部では、低流速であるために、流体
の遠心力が主流の作り出す半径方向の圧力勾配と
バランスせず、第６図に示すように、外周側から
圧力の低い内周部に向つて半径方向に内向きの２
次流れ８ｃを生ずる。前述の膨張空間１０へ噴出
した外向き流れ９も、膨張空間１０で運動エネル
ギを消費して低流速流９ｂとなつた後、膨張空間
１０から、圧力の低い後流部８ｂに向つて流入し
てくるのである。このように、膨張空間１０の存
在により、高運動エネルギの流体９が膨張空間１
０に飛び出し、この空間での渦損、風損により低
運動エネルギ状態になつた流体９ｂが主流に流入
するという循環流が発生する。この循環流の量が
多ければ多い程すなわち、膨張空間１０の容積が
大きい程、段落効率の低下量も大きく、翼頂部漏
洩量９ａの多少に係らず、膨張空間１０が存在す
れば段落効率は低下するのである。
以上の説明、および実験結果によれば、上記循
環作用による段落効率の低下は、単に翼長部の軸
方向間隙δaのみに依存するのではなく、膨張空
間１０の容積に依存するのである。第８図ａはこ
の関係を示したものであり、膨張空間１０の子午
断面積と主流８の通過する静翼のど部の面積の比
として定義されるパラメータfaの増大に伴つて段
落効率が低下する。faは、 fa＝δaha／N.HN．Ｓ …(6) ここで、δa：翼頂部軸方向間隙 ha：膨張空間１０の深さ Ｓ：静翼列２間の流路スロート巾 HN：静翼２の翼長 Ｎ：静翼２の枚数 であり、第８図ｂは上記信号の説明図である。
環作用による段落効率の低下は、単に翼長部の軸
方向間隙δaのみに依存するのではなく、膨張空
間１０の容積に依存するのである。第８図ａはこ
の関係を示したものであり、膨張空間１０の子午
断面積と主流８の通過する静翼のど部の面積の比
として定義されるパラメータfaの増大に伴つて段
落効率が低下する。faは、 fa＝δaha／N.HN．Ｓ …(6) ここで、δa：翼頂部軸方向間隙 ha：膨張空間１０の深さ Ｓ：静翼列２間の流路スロート巾 HN：静翼２の翼長 Ｎ：静翼２の枚数 であり、第８図ｂは上記信号の説明図である。
以上の説明により、翼頂部の軸方向間隙δaを
大きくせざるをえない場合でも、膨張空間１０の
深さhaを小さくすることにより、段落効率を向上
させることが可能であり、第１図に示す本発明の
円筒リング１２を設置した意味も膨張空間１０の
深さhaを極力小さくして、損失の発生を防止しよ
うとするものである。第１０図は、本発明の実施
例である第１図の構造を、静翼２の下流側より見
たる図である。本図に示すごとく、円筒リング１
２を設けることにより、膨張空間１０の深さhaを
小さくし、噴出流９の量を少なく押え、また該空
間１０内での渦損、風損の発生を少なくすること
が可能である。第１１図は、従来構造の段落にお
ける段落効率の翼長方向分布１３ａと、本発明の
段落における効率の翼長方向分布１３ｂの測定結
果を比較して示したものである。本図に示したよ
うに、円筒リング１２を設置することにより、段
落のほぼ全域にわたつて効率改善がなされる。こ
れは、前述した循環作用によつて、低運動エネル
ギ流体塊が翼長方向の全域に渡つて拡散して主流
の運動エネルギを低下させて段落の効率を悪化さ
せていることを示すものである。したがつて本発
明の段落構造による効率向上効果も大きく、例え
ば前述のパラメータfaを0.04から０にすれば３％
近い効率向上効果がある。
大きくせざるをえない場合でも、膨張空間１０の
深さhaを小さくすることにより、段落効率を向上
させることが可能であり、第１図に示す本発明の
円筒リング１２を設置した意味も膨張空間１０の
深さhaを極力小さくして、損失の発生を防止しよ
うとするものである。第１０図は、本発明の実施
例である第１図の構造を、静翼２の下流側より見
たる図である。本図に示すごとく、円筒リング１
２を設けることにより、膨張空間１０の深さhaを
小さくし、噴出流９の量を少なく押え、また該空
間１０内での渦損、風損の発生を少なくすること
が可能である。第１１図は、従来構造の段落にお
ける段落効率の翼長方向分布１３ａと、本発明の
段落における効率の翼長方向分布１３ｂの測定結
果を比較して示したものである。本図に示したよ
うに、円筒リング１２を設置することにより、段
落のほぼ全域にわたつて効率改善がなされる。こ
れは、前述した循環作用によつて、低運動エネル
ギ流体塊が翼長方向の全域に渡つて拡散して主流
の運動エネルギを低下させて段落の効率を悪化さ
せていることを示すものである。したがつて本発
明の段落構造による効率向上効果も大きく、例え
ば前述のパラメータfaを0.04から０にすれば３％
近い効率向上効果がある。
さらにまた本発明のものでは、前述した円筒リ
ング上の突起１２ｃより、噴出流９は内周側へ向
かうことになり、前述したエネルギーの消費なく
蒸気主流として作動し、又先頭のシールフイン７
ａを通過する翼頂漏洩流９ａの吹き抜け率を低下
させて、漏洩量を減少させる。特に間隙δrが比較
的大きく、翼頂漏洩量が多い段落のもの程この効
果は一層顕著に現われ、効率向上に大きな効果が
ある。
ング上の突起１２ｃより、噴出流９は内周側へ向
かうことになり、前述したエネルギーの消費なく
蒸気主流として作動し、又先頭のシールフイン７
ａを通過する翼頂漏洩流９ａの吹き抜け率を低下
させて、漏洩量を減少させる。特に間隙δrが比較
的大きく、翼頂漏洩量が多い段落のもの程この効
果は一層顕著に現われ、効率向上に大きな効果が
ある。
つぎに、第１１図に示した本発明の他の実施例
について説明する。本実施例では、先の実施例に
て説明した円筒リング１２の内周端面１２ｂが、
下流側、すなわち軸方向に回転動翼４側に近づく
にしたがい、その半径が漸減するように傾斜して
いる形状となつている。勿論その先端の突起部の
最小内周半径RLは、シユラウドバンド５の外径
より大きく形成されている。
について説明する。本実施例では、先の実施例に
て説明した円筒リング１２の内周端面１２ｂが、
下流側、すなわち軸方向に回転動翼４側に近づく
にしたがい、その半径が漸減するように傾斜して
いる形状となつている。勿論その先端の突起部の
最小内周半径RLは、シユラウドバンド５の外径
より大きく形成されている。
本構造により、第１の実施例で説明した循環流
防止効果と噴出漏洩流９ａの抑止効果を同様に発
揮し、段落効率を向上させる効果がある。
防止効果と噴出漏洩流９ａの抑止効果を同様に発
揮し、段落効率を向上させる効果がある。
つづいて以上のような本発明の他の応用例を数
例挙げる。第１２図では、円筒リング１２を、周
方向に数個のブロツクに分割した構造となつてお
り、はめ合わせ方式で静止壁１に組込まれてい
る。インサート部１４は、円筒ブロツク１２を、
半径方向に移動可能な空間を有し、かつ板バネ１
５によつて、該ブロツク１２を内周側に押え付け
ている。本構造によつて、回転体（動翼４）の異
常振動時にもはなはだしい摺損を避けることがで
きる。
例挙げる。第１２図では、円筒リング１２を、周
方向に数個のブロツクに分割した構造となつてお
り、はめ合わせ方式で静止壁１に組込まれてい
る。インサート部１４は、円筒ブロツク１２を、
半径方向に移動可能な空間を有し、かつ板バネ１
５によつて、該ブロツク１２を内周側に押え付け
ている。本構造によつて、回転体（動翼４）の異
常振動時にもはなはだしい摺損を避けることがで
きる。
以上述べたごとく、本発明の構造を採用するこ
とにより、蒸気タービンの熱効率を向上させるこ
とが可能で、特に翼頂部軸方向間隙の大きな事業
用蒸気タービンの高圧部では、その内部効率をい
１％〜３％高めることが可能であり、省エネルギ
ー効果の高いものである。
とにより、蒸気タービンの熱効率を向上させるこ
とが可能で、特に翼頂部軸方向間隙の大きな事業
用蒸気タービンの高圧部では、その内部効率をい
１％〜３％高めることが可能であり、省エネルギ
ー効果の高いものである。
第１図は、本発明第１の実施例であり、軸流タ
ービンの子午線に沿つた断面図、第２図は、従来
のタービンの段落構造を示す子午断面図、第３図
は、軸流タービンの伸び差の説明図、第４図ａ
は、翼頂部軸方向間隙が、タービンの効率に及ぼ
す影響の説明図、第４図ｂは記号の説明図、第５
図は、従来の段落構造における、損失の発生機構
の説明図、第６図は、第２図の−線断面図、
第７図は、第６図の−線断面図、第８図ａ
は、翼頂部の膨張空間が、段落効率に及ぼす影響
の説明図、第８図ｂはその記号の説明図、第９図
は、第１図の−線断面図、第１０図は、段落
における翼頂方向の効率分布を示す特性図、第１
１図は、本発明の第２の実施例を示す断面図、第
１２図は本発明の第３の実施例を示す断面図であ
る。 １……静止外壁、２……静翼、３……静止内
輪、４……動翼、５……シユラウドバンド、６…
…回転車盤、７……ラビリンスシールフイン、８
……作動流体主流、８ａ……高速流、８ｂ……低
速流、８ｃ……２次流れ、９……外周部噴出流、
９ａ……翼頂部漏洩流、９ｂ……循環流、１０…
…外周部膨張空間、１２……円筒リング、１２ａ
……内周端面、１２ｂ……内周面、１２ｃ……突
起、RL……円筒リングの最小内周半径、RS……
シユラウドバンドの外周半径、δa……翼頂部軸方
向間隙、δr……翼頂部ラビリンスシールフイン半
径方向間隙。
ービンの子午線に沿つた断面図、第２図は、従来
のタービンの段落構造を示す子午断面図、第３図
は、軸流タービンの伸び差の説明図、第４図ａ
は、翼頂部軸方向間隙が、タービンの効率に及ぼ
す影響の説明図、第４図ｂは記号の説明図、第５
図は、従来の段落構造における、損失の発生機構
の説明図、第６図は、第２図の−線断面図、
第７図は、第６図の−線断面図、第８図ａ
は、翼頂部の膨張空間が、段落効率に及ぼす影響
の説明図、第８図ｂはその記号の説明図、第９図
は、第１図の−線断面図、第１０図は、段落
における翼頂方向の効率分布を示す特性図、第１
１図は、本発明の第２の実施例を示す断面図、第
１２図は本発明の第３の実施例を示す断面図であ
る。 １……静止外壁、２……静翼、３……静止内
輪、４……動翼、５……シユラウドバンド、６…
…回転車盤、７……ラビリンスシールフイン、８
……作動流体主流、８ａ……高速流、８ｂ……低
速流、８ｃ……２次流れ、９……外周部噴出流、
９ａ……翼頂部漏洩流、９ｂ……循環流、１０…
…外周部膨張空間、１２……円筒リング、１２ａ
……内周端面、１２ｂ……内周面、１２ｃ……突
起、RL……円筒リングの最小内周半径、RS……
シユラウドバンドの外周半径、δa……翼頂部軸方
向間隙、δr……翼頂部ラビリンスシールフイン半
径方向間隙。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 外周部にシユラウドバンドを備えた回転動翼
列と、 該回転動翼列の上流側に配置された静止翼列と
から出力段落を構成するとともに、 前記動翼列のシユラウドバンドと前記静止翼列
を固定している静止外壁の下流側端面との間に、
熱膨張空間を有し、かつ前記動翼列の外周に位置
する静止側内壁と動翼列のシユラウドバンドとの
間にシールフインを備えたタービン段落構造にお
いて、 前記熱膨張空間内のシユラウドバンドの上流、
かつ外周側に、 前記シユラウドバンドの外周径より大きな内周
径を有する円筒リング状物体を設けるとともに、 該円筒リング状物体の内周面の下流側に、内周
側に突出した突起を形成し、 かつこの突起先端の径を、タービンの熱膨張時
において突起とシユラウドバンドの外周壁とが接
触しない大きさに形成したことを特徴とするター
ビン段落構造。 ２ 特許請求の範囲第１項において、前記円筒リ
ング状物体の内周径が、上流側より下流側に向う
にしたがい漸減するように形成したことを特徴と
するタービン段落構造。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14385084A JPS6123804A (ja) | 1984-07-10 | 1984-07-10 | タ−ビン段落構造 |
| US06/752,860 US4662820A (en) | 1984-07-10 | 1985-07-08 | Turbine stage structure |
| CA000486550A CA1212048A (en) | 1984-07-10 | 1985-07-09 | Turbine stage structure |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP14385084A JPS6123804A (ja) | 1984-07-10 | 1984-07-10 | タ−ビン段落構造 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6123804A JPS6123804A (ja) | 1986-02-01 |
| JPH0435601B2 true JPH0435601B2 (ja) | 1992-06-11 |
Family
ID=15348410
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14385084A Granted JPS6123804A (ja) | 1984-07-10 | 1984-07-10 | タ−ビン段落構造 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4662820A (ja) |
| JP (1) | JPS6123804A (ja) |
| CA (1) | CA1212048A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US9388701B2 (en) | 2010-03-30 | 2016-07-12 | Mitsubishi Hitachi Power Systems, Ltd. | Turbine |
| US11187097B2 (en) | 2016-02-19 | 2021-11-30 | Mitsubishi Power, Ltd. | Rotary machine |
Families Citing this family (47)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4844692A (en) * | 1988-08-12 | 1989-07-04 | Avco Corporation | Contoured step entry rotor casing |
| DE59202211D1 (de) * | 1991-08-08 | 1995-06-22 | Asea Brown Boveri | Deckblatt für axialdurchströmte Turbine. |
| EP0536575B1 (de) * | 1991-10-08 | 1995-04-05 | Asea Brown Boveri Ag | Deckband für axialdurchströmte Turbine |
| US5547340A (en) * | 1994-03-23 | 1996-08-20 | Imo Industries, Inc. | Spillstrip design for elastic fluid turbines |
| US5632598A (en) * | 1995-01-17 | 1997-05-27 | Dresser-Rand | Shrouded axial flow turbo machine utilizing multiple labrinth seals |
| DE59710621D1 (de) * | 1997-09-19 | 2003-09-25 | Alstom Switzerland Ltd | Vorrichtung zur Spaltdichtung |
| GB2340189A (en) * | 1998-08-04 | 2000-02-16 | Siemens Plc | A turbomachine shroud seal having baffles |
| EP1001139B1 (de) | 1998-11-10 | 2004-01-07 | ALSTOM (Switzerland) Ltd | Spitzendichtung für Turbinenlaufschaufeln |
| RU2193698C2 (ru) * | 2000-08-21 | 2002-11-27 | Общество с ограниченной ответственностью Научно-исследовательское предприятие "Энерготехнология" | Аэродинамическое лабиринтно-винтовое уплотнение |
| EP1515000B1 (de) * | 2003-09-09 | 2016-03-09 | Alstom Technology Ltd | Beschaufelung einer Turbomaschine mit konturierten Deckbändern |
| GB2417053B (en) * | 2004-08-11 | 2006-07-12 | Rolls Royce Plc | Turbine |
| EP1744015A1 (de) | 2005-07-14 | 2007-01-17 | Siemens Aktiengesellschaft | Befestigung von federndem Dichtsegment im Schaufelfuss von Leitschaufeln |
| RU2327061C1 (ru) * | 2007-04-11 | 2008-06-20 | Общество с ограниченной ответственностью Научно-исследовательское предприятие "Энерготехнология" | Способ повышения коэффициента полезного действия компрессора |
| UA91711C2 (uk) * | 2008-02-26 | 2010-08-25 | Федір Дмитрович Ільющенко | Ступінь газової турбіни |
| US8317465B2 (en) * | 2009-07-02 | 2012-11-27 | General Electric Company | Systems and apparatus relating to turbine engines and seals for turbine engines |
| JP2011080452A (ja) | 2009-10-09 | 2011-04-21 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | タービン |
| US8333557B2 (en) * | 2009-10-14 | 2012-12-18 | General Electric Company | Vortex chambers for clearance flow control |
| JP5558138B2 (ja) * | 2010-02-25 | 2014-07-23 | 三菱重工業株式会社 | タービン |
| US8668431B2 (en) * | 2010-03-29 | 2014-03-11 | United Technologies Corporation | Seal clearance control on non-cowled gas turbine engines |
| EP2428649A1 (de) * | 2010-09-10 | 2012-03-14 | Siemens Aktiengesellschaft | Drallbrecher in einer Leckageströmung einer Strömungsmaschine |
| US8834107B2 (en) * | 2010-09-27 | 2014-09-16 | General Electric Company | Turbine blade tip shroud for use with a tip clearance control system |
| JP5709447B2 (ja) * | 2010-09-28 | 2015-04-30 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | タービン |
| US8593296B2 (en) * | 2010-10-19 | 2013-11-26 | General Electric Company | System and method for turbine bucket tip shroud deflection measurement |
| JP5517910B2 (ja) | 2010-12-22 | 2014-06-11 | 三菱重工業株式会社 | タービン、及びシール構造 |
| JP5725848B2 (ja) * | 2010-12-27 | 2015-05-27 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | タービン |
| JP5374563B2 (ja) * | 2011-10-03 | 2013-12-25 | 三菱重工業株式会社 | 軸流タービン |
| ITCO20110058A1 (it) * | 2011-12-05 | 2013-06-06 | Nuovo Pignone Spa | Turbomacchina |
| US8926289B2 (en) | 2012-03-08 | 2015-01-06 | Hamilton Sundstrand Corporation | Blade pocket design |
| JP5567077B2 (ja) * | 2012-08-23 | 2014-08-06 | 三菱重工業株式会社 | 回転機械 |
| US9394800B2 (en) * | 2013-01-21 | 2016-07-19 | General Electric Company | Turbomachine having swirl-inhibiting seal |
| EP2948634B1 (en) * | 2013-01-24 | 2021-08-25 | Raytheon Technologies Corporation | Gas turbine engine component with angled aperture impingement |
| JP2015094220A (ja) * | 2013-11-08 | 2015-05-18 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | 軸流タービン |
| DE102013224199A1 (de) * | 2013-11-27 | 2015-05-28 | MTU Aero Engines AG | Gasturbinen-Laufschaufel |
| JP6131177B2 (ja) * | 2013-12-03 | 2017-05-17 | 三菱重工業株式会社 | シール構造、及び回転機械 |
| JP6530918B2 (ja) * | 2015-01-22 | 2019-06-12 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | タービン |
| JP6227572B2 (ja) * | 2015-01-27 | 2017-11-08 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | タービン |
| US10161250B2 (en) | 2015-02-10 | 2018-12-25 | United Technologies Corporation | Rotor with axial arm having protruding ramp |
| US9938840B2 (en) * | 2015-02-10 | 2018-04-10 | United Technologies Corporation | Stator vane with platform having sloped face |
| RU2614297C1 (ru) * | 2015-11-26 | 2017-03-24 | Акционерное общество "Научно-исследовательский и конструкторский институт центробежных и роторных компрессоров им. В.Б. Шнеппа" | Узел уплотнения вала ротора центробежного компрессора |
| JP6638938B2 (ja) * | 2016-03-25 | 2020-02-05 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | 回転機械 |
| US10428670B2 (en) * | 2016-05-09 | 2019-10-01 | United Technologies Corporation | Ingestion seal |
| CN108204251B (zh) * | 2016-12-20 | 2020-05-26 | 上海汽轮机厂有限公司 | 叶顶汽封出口导流结构 |
| JP6706585B2 (ja) * | 2017-02-23 | 2020-06-10 | 三菱重工業株式会社 | 軸流回転機械 |
| JP6917162B2 (ja) | 2017-02-28 | 2021-08-11 | 三菱パワー株式会社 | 動翼、ロータユニット、及び、回転機械 |
| EP3404213A1 (de) * | 2017-05-15 | 2018-11-21 | Siemens Aktiengesellschaft | Dichtungsanordnung für eine strömungsmaschine |
| JP7029317B2 (ja) * | 2018-03-09 | 2022-03-03 | 三菱重工業株式会社 | 回転機械 |
| US11041398B2 (en) | 2018-06-08 | 2021-06-22 | Pratt & Whitney Canada Corp. | Controlled gap seal with surface discontinuities |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5493703A (en) * | 1978-01-06 | 1979-07-25 | Hitachi Ltd | Bucket seal device |
| JPS573804B2 (ja) * | 1976-05-31 | 1982-01-22 | ||
| JPS57153904A (en) * | 1981-03-20 | 1982-09-22 | Hitachi Ltd | Device for sealing up clearance of gas turbine |
Family Cites Families (24)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE477373C (de) * | 1929-06-06 | I A Maffei A G | Einrichtung zur Spaltabdichtung fuer Dampf- und Gasturbinen | |
| US12390A (en) * | 1855-02-13 | Ship s standing rigging | ||
| US953674A (en) * | 1905-05-02 | 1910-03-29 | Westinghouse Machine Co | Elastic-fluid turbine. |
| GB235171A (en) * | 1924-06-05 | 1926-01-14 | Jan Kieswetter | Improvements in or relating to packing means in steam, gas or other turbines |
| US2378372A (en) * | 1937-12-15 | 1945-06-12 | Whittle Frank | Turbine and compressor |
| US2314289A (en) * | 1941-05-24 | 1943-03-16 | Gen Electric | Elastic fluid turbine |
| US2336323A (en) * | 1942-03-12 | 1943-12-07 | Gen Electric | Sealing arrangement for elastic fluid turbines and the like |
| BE533093A (ja) * | 1953-11-12 | 1954-11-30 | ||
| GB804922A (en) * | 1956-01-13 | 1958-11-26 | Rolls Royce | Improvements in or relating to axial-flow fluid machines for example compressors andturbines |
| US3030071A (en) * | 1959-09-22 | 1962-04-17 | Gen Electric | Erosion-resistant turbine blade |
| GB1008526A (en) * | 1964-04-09 | 1965-10-27 | Rolls Royce | Axial flow bladed rotor, e.g. for a turbine |
| DE1426857A1 (de) * | 1964-06-11 | 1968-12-19 | Siemens Ag | Spaltabdichtung fuer Maschinen mit umlaufenden Schaufeln |
| US3501246A (en) * | 1967-12-29 | 1970-03-17 | Westinghouse Electric Corp | Axial fluid-flow machine |
| US3897169A (en) * | 1973-04-19 | 1975-07-29 | Gen Electric | Leakage control structure |
| US4370094A (en) * | 1974-03-21 | 1983-01-25 | Maschinenfabrik Augsburg-Nurnberg Aktiengesellschaft | Method of and device for avoiding rotor instability to enhance dynamic power limit of turbines and compressors |
| CH582319A5 (ja) * | 1975-03-05 | 1976-11-30 | Bbc Brown Boveri & Cie | |
| JPS5366502U (ja) * | 1976-11-08 | 1978-06-05 | ||
| GB1560974A (en) * | 1977-03-26 | 1980-02-13 | Rolls Royce | Sealing system for rotors |
| JPS53122002A (en) * | 1977-03-31 | 1978-10-25 | Hitachi Ltd | Seal device |
| JPS54117404U (ja) * | 1978-02-06 | 1979-08-17 | ||
| JPS573804U (ja) * | 1980-06-09 | 1982-01-09 | ||
| JPS5744707A (en) * | 1980-09-01 | 1982-03-13 | Hitachi Ltd | Arrangement for damping vibration of rotor in axial-flow rotary machine |
| US4433845A (en) * | 1981-09-29 | 1984-02-28 | United Technologies Corporation | Insulated honeycomb seal |
| GB2110767A (en) * | 1981-11-27 | 1983-06-22 | Rolls Royce | A shrouded rotor for a gas turbine engine |
-
1984
- 1984-07-10 JP JP14385084A patent/JPS6123804A/ja active Granted
-
1985
- 1985-07-08 US US06/752,860 patent/US4662820A/en not_active Expired - Lifetime
- 1985-07-09 CA CA000486550A patent/CA1212048A/en not_active Expired
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS573804B2 (ja) * | 1976-05-31 | 1982-01-22 | ||
| JPS5493703A (en) * | 1978-01-06 | 1979-07-25 | Hitachi Ltd | Bucket seal device |
| JPS57153904A (en) * | 1981-03-20 | 1982-09-22 | Hitachi Ltd | Device for sealing up clearance of gas turbine |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US9388701B2 (en) | 2010-03-30 | 2016-07-12 | Mitsubishi Hitachi Power Systems, Ltd. | Turbine |
| US11187097B2 (en) | 2016-02-19 | 2021-11-30 | Mitsubishi Power, Ltd. | Rotary machine |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6123804A (ja) | 1986-02-01 |
| US4662820A (en) | 1987-05-05 |
| CA1212048A (en) | 1986-09-30 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JPH0435601B2 (ja) | ||
| US4767266A (en) | Sealing ring for an axial compressor | |
| US9057279B2 (en) | Labyrinth seals | |
| CA1154687A (en) | Axially flexible radially stiff retaining ring for sealing in a gas turbine engine | |
| EP1710397B1 (en) | Bowed nozzle vane | |
| US9476315B2 (en) | Axial flow turbine | |
| US4455122A (en) | Blade to blade vibration damper | |
| US4239452A (en) | Blade tip shroud for a compression stage of a gas turbine engine | |
| US6758477B2 (en) | Aspirating face seal with axially biasing one piece annular spring | |
| US4589823A (en) | Rotor blade tip | |
| KR950006875B1 (ko) | 브러쉬 시일 | |
| US6234747B1 (en) | Rub resistant compressor stage | |
| US20080273967A1 (en) | Ring seal for a turbine engine | |
| US4238170A (en) | Blade tip seal for an axial flow rotary machine | |
| US20080056889A1 (en) | Angel wing abradable seal and sealing method | |
| US7549835B2 (en) | Leakage flow control and seal wear minimization system for a turbine engine | |
| US5791871A (en) | Turbine engine rotor assembly blade outer air seal | |
| US4645417A (en) | Compressor casing recess | |
| KR19980080552A (ko) | 가스 터빈 스테이터 베인 조립체를 밀봉하기 위한 방법 및 장치 | |
| EP2249066A1 (en) | Sealing apparatus and method for steam turbines | |
| US4606699A (en) | Compressor casing recess | |
| US6082738A (en) | Rotatable seal element for a rotary machine | |
| JPH0222239B2 (ja) | ||
| JPH0319882B2 (ja) | ||
| JPH0739806B2 (ja) | タ−ビンロ−タ翼の先端間隙を制御するシユラウド装置 |