JPH10311204A - High differential pressure end rotor seal - Google Patents
High differential pressure end rotor sealInfo
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- JPH10311204A JPH10311204A JP12073697A JP12073697A JPH10311204A JP H10311204 A JPH10311204 A JP H10311204A JP 12073697 A JP12073697 A JP 12073697A JP 12073697 A JP12073697 A JP 12073697A JP H10311204 A JPH10311204 A JP H10311204A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は主にガスタービンの
エンドロータのシールに適用される高差圧エンドロータ
シールに関する。The present invention relates to a high differential pressure end rotor seal mainly applied to a seal of an end rotor of a gas turbine.
【０００２】[0002]
【従来の技術】図５はガスタービンのロータエンド部の
シール構造の一例を示す断面図で、本出願人が蒸気冷却
方式を採用する場合に検討している構造の一例を示すも
のである。図において、１１はロータであり内側ロータ
１１ａと外側ロータ１１ｂからなり、内側ロータ１１ａ
と外側ロータ１１ｂとの間には蒸気入口１４より冷却媒
体、即ち蒸気２０が供給され、ロータを冷却後の蒸気は
内側ロータ１１ａの内部を通り、蒸気出口１５から流出
して回収される。１６は軸受部であり、外側ロータ１１
ｂとステータ１２との間にはラビリンスシール１３が設
けられ、蒸気の外部への漏れを防止するようにシールし
ている。2. Description of the Related Art FIG. 5 is a sectional view showing an example of a seal structure of a rotor end portion of a gas turbine, and shows an example of a structure which the present applicant is studying when employing a steam cooling system. In the figure, reference numeral 11 denotes a rotor, which comprises an inner rotor 11a and an outer rotor 11b.
A cooling medium, that is, steam 20 is supplied between the inner rotor 11b and the outer rotor 11b from the steam inlet 14, and the steam after cooling the rotor passes through the inside of the inner rotor 11a, flows out of the steam outlet 15, and is collected. Reference numeral 16 denotes a bearing portion,
A labyrinth seal 13 is provided between b and the stator 12, and seals to prevent steam from leaking to the outside.
【０００３】上記に説明のエンドロータのシールとして
は、エンドロータが図５にも示すように軸受部１６から
オーバーハングとなっており、シール部の長さ（軸方
向）は長くできない制限がある。又、ロータ側とステー
タ側との熱伸び差が大きいので、この点からも長さに制
限を受ける。これらの制限よりロータに蒸気冷却方式を
採用する場合には、シール長は２７０mm程度が限度であ
り、ラビリンスシールを採用するとその段数（フィン
数）は１０枚程度に制限される。In the end rotor seal described above, the end rotor is overhanged from the bearing portion 16 as shown in FIG. 5, and there is a limitation that the length (axial direction) of the seal portion cannot be increased. . Further, since the difference in thermal expansion between the rotor side and the stator side is large, the length is limited also from this point. Due to these limitations, when the steam cooling system is used for the rotor, the seal length is limited to about 270 mm, and when the labyrinth seal is used, the number of stages (the number of fins) is limited to about 10.
【０００４】図４は上記に説明のエンドロータのシール
に適用されるシール構造の一例を示し、（ａ）がダブル
ストリップシール、（ｂ）がラビリンスシールをそれぞ
れ示している。（ａ）のダブルストリップシールにおい
ては、ステータ側３１とロータ側３３にそれぞれ対向し
てステータ側のフィン３２とロータ側のフィン３４とが
所定のクリアランスＣを保ってピッチＰで配置される。
エンドロータシールとして採用する場合には、前述のよ
うに長さＬがＬ＝２７０mm程度で、ピッチＰ＝３mmの場
合にはフィン数は９０、Ｐ＝６mmではフィン数は４５m
m、Ｐ＝１０mmではフィン数は２７となる。FIGS. 4A and 4B show an example of a seal structure applied to the end rotor seal described above, wherein FIG. 4A shows a double strip seal and FIG. 4B shows a labyrinth seal. In the double strip seal (a), the fins 32 on the stator side and the fins 34 on the rotor side are arranged at a pitch P while maintaining a predetermined clearance C, facing the stator side 31 and the rotor side 33, respectively.
When adopted as an end rotor seal, as described above, the length L is about L = 270 mm, the number of fins is 90 when the pitch P = 3 mm, and the number of fins is 45 m when P = 6 mm.
When m and P = 10 mm, the number of fins is 27.
【０００５】（ｂ）はラビリンスシールの例で、ステー
タ側４１にはフィン４２、突起部４３、突起部４３上の
フィン４４が配置され、ロータ側４５にはロータ側の突
起部４６が設けられ、フィン４２と所定のクリアランス
Ｃ′を保って対向配置される。ラビリンスシールをガス
タービンのロータエンドに採用すると熱伸びが±２０mm
程度発生するので、フィン４４と突起部４６との関係よ
りフィン数は１０枚程度に制限される。FIG. 1B shows an example of a labyrinth seal in which a fin 42, a projection 43, and a fin 44 on the projection 43 are arranged on the stator side 41, and a rotor side projection 46 is provided on the rotor side 45. , And fin 42 while maintaining a predetermined clearance C ′. When the labyrinth seal is used for the rotor end of the gas turbine, the thermal expansion is ± 20mm
The number of fins is limited to about 10 due to the relationship between the fins 44 and the protrusions 46.
【０００６】[0006]
【発明が解決しようとする課題】現状のガスタービンに
おいては多量の冷却空気を常にロータと翼に流し、ロー
タと翼を冷却しており、そのため空気を高圧にするため
の圧縮機やクーラに相当の動力を費し、ガスタービンの
性能向上の妨げとなっていた。そこで、近年ガスタービ
ンと蒸気タービンとを組合せて発電効率を高めるコンバ
インドサイクルが実現しており、翼の冷却に空気を用い
る代りに蒸気タービンで発生する蒸気の一部を抽出し、
この蒸気をロータや翼に導き、冷却することが研究され
ているが、この蒸気冷却方式は今だ実用化されていな
い。In the current gas turbine, a large amount of cooling air is always flowed to the rotor and the blades to cool the rotor and the blades, and therefore corresponds to a compressor or a cooler for increasing the air pressure. , And hindered the performance improvement of the gas turbine. Therefore, in recent years, a combined cycle that increases the power generation efficiency by combining a gas turbine and a steam turbine has been realized, and instead of using air for cooling the blades, a part of the steam generated by the steam turbine is extracted,
Research has been conducted to guide the steam to the rotors and blades for cooling, but this steam cooling method has not been put to practical use yet.
【０００７】この蒸気冷却方式がガスタービンに採用さ
れると、高圧の冷却蒸気に対して回転シールが必要とな
り、この高圧蒸気と大気圧近くの圧力間のシールとなる
ため高差圧のシールが必要となる。このシール性能がガ
スタービンの蒸気冷却方式の成立性を左右し、又信頼性
の確保にとって重要な要素となるものである。When this steam cooling system is adopted in a gas turbine, a rotary seal is required for high-pressure cooling steam, and a seal between the high-pressure steam and a pressure close to the atmospheric pressure is required. Required. This sealing performance determines the feasibility of the steam cooling system of the gas turbine and is an important factor for ensuring reliability.
【０００８】そこで、本発明は、ガスタービンのロータ
や翼に蒸気冷却方式を採用する場合に、エンドロータの
回転シールとして適用でき、シールフィンのピッチ、フ
ィン同志のクリアランスを熱伸びによる影響を受けるこ
とを考慮して漏れを最小限にするように実験を重ね、最
適に設定した高差圧エンドロータシールを提供すること
を課題としてなされたものである。Therefore, the present invention can be applied as a rotary seal of an end rotor when a steam cooling system is adopted for a rotor or a blade of a gas turbine, and the pitch of seal fins and the clearance between fins are affected by thermal expansion. In view of the above, an experiment was repeated to minimize the leakage, and an object was to provide an optimally set high differential pressure end rotor seal.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】本発明は前述の課題を解
決するために次の手段を提供する。The present invention provides the following means for solving the above-mentioned problems.
【００１０】タービンのロータエンド部に用いられるシ
ールであって、同シールはロータ側とステータ側にそれ
ぞれフィンを所定ピッチで配置すると共に、同フィンの
先端を所定クリアランスを保って対向配置したダブルス
トリップシールとし、前記ピッチを２〜６mmの範囲と
し、前記クリアランスは０．３〜１．０mmの範囲に設定
することを特徴とする高差圧エンドロータシール。A seal used for a rotor end portion of a turbine, wherein the seal is a double strip in which fins are arranged on a rotor side and a stator side at a predetermined pitch, and the tips of the fins are opposed to each other while maintaining a predetermined clearance. A high differential pressure end rotor seal, wherein the pitch is in the range of 2 to 6 mm and the clearance is in the range of 0.3 to 1.0 mm.
【００１１】本発明は、上記のようにダブルストリップ
シールのフィンのピッチを２〜６mmの範囲とし、クリア
ランスを０．３〜１．０mmの範囲とすることにより、蒸
気冷却方式の数１０ｋｇ／cm2 の高差圧のロータエンド
の回転シールとして用いても熱伸びによるズレの影響を
受けることなく蒸気の漏れを小さくすることが試験によ
り確認されている。According to the present invention, the pitch of the fins of the double strip seal is set in the range of 2 to 6 mm and the clearance is set in the range of 0.3 to 1.0 mm as described above, so that several tens kg / cm of the steam cooling system is used. Tests have shown that steam leakage can be reduced without being affected by misalignment due to thermal expansion even when used as a rotary seal for a rotor end with a high differential pressure of 2 .
【００１２】[0012]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て図面に基づいて具体的に説明する。図１は本発明の実
施の一形態に係るガスタービンにおけるエンドロータシ
ールのフィンの配置図である。図において、（ａ）はダ
ブルストリップシールで、ステータ側１とロータ側２に
それぞれフィン３，４を対向（突合せ）したシール構造
を示し、（ｂ）はフィン５，６をそれぞれ交互に配置し
た構造である。（ｃ）はフィンの形状を示している。Embodiments of the present invention will be specifically described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a layout view of fins of an end rotor seal in a gas turbine according to one embodiment of the present invention. In the drawing, (a) shows a double strip seal, in which a fin 3, 4 is opposed (butted) to a stator side 1 and a rotor side 2, respectively, and (b), fins 5, 6 are arranged alternately. Structure. (C) shows the shape of the fin.
【００１３】これらのダブルストリップシールについ
て、フィン間のクリアランスＣを、Ｃ＝０．５mmに設定
し、ピッチＰを、Ｐ＝３mm（フィン数９０）、Ｐ＝６mm
（フィン数４５）、Ｐ＝１０mm（フィン数２７）の各ケ
ースと、ラビリンスシール（フィン数１０）についてそ
れぞれシール性の試験を行った。For these double strip seals, the clearance C between the fins is set at C = 0.5 mm, the pitch P is P = 3 mm (90 fins), and P = 6 mm.
A seal test was performed for each case (45 fins), P = 10 mm (27 fins), and a labyrinth seal (10 fins).
【００１４】図２は上記の各ケースの試験結果であり、
入口圧力（ａｔａ）に対するリーク流量（ｋｇ／cm）を
測定したものである。図において、（Ａ−１）はＰ＝３
mmで突合せ、（Ａ−２）はＰ＝３mmで交互、（Ｂ−１）
はＰ＝６mmで突合せ、（Ｂ−２）はＰ＝６mmで交互、
（Ｃ−１）はＰ＝１０mmで突合せ、（Ｃ−２）はＰ＝１
０mmで交互、（Ｄ）はラビリンスシールの結果をそれぞ
れ示しており、この結果よりリーク流量が最も少ないの
は（Ｂ−１）のＰ＝６mmで突合せ状態としたものであ
る。FIG. 2 shows the test results in each of the above cases.
This is a measurement of the leak flow rate (kg / cm) with respect to the inlet pressure (ata). In the figure, (A-1) is P = 3
(A-2) alternates with P = 3mm, (B-1)
Butt at P = 6mm, (B-2) alternate at P = 6mm,
(C-1) butt at P = 10 mm, (C-2) P = 1
(D) shows the results of the labyrinth seal, respectively, and the result of the labyrinth seal is the smallest, and the leak flow rate is the smallest in the case of (B-1) where P = 6 mm and the butt condition.
【００１５】上記の図２の結果よりＰ＝６mmでは突合せ
状態がリーク量の最少となったが、図３においては、突
合せ状態と交互の両方のダブルストリップシールについ
て、ピッチ／クリアランスに対するリーク流量比の関係
をまとめて示したものである。According to the results of FIG. 2 described above, when P = 6 mm, the abutting state has the smallest amount of leak. However, in FIG. 3, the leak flow ratio to the pitch / clearance is shown for both the abutting state and the alternate double strip seal. Are shown collectively.
【００１６】図３において、はＰ＝６mmの突合せ状
態、はの突合せ状態から熱伸びにより伸びてフィン
が交互の状態となったものを示し、はラビリンスシー
ルである。図３に示すようにＢ点におけるピッチ／クリ
アランスにおいて最少リーク点となるが、この点Ｂは軸
伸びが発生し、フィン状態が突合せ状態から交互の状態
になるとＢ′点までリーク量が増加することになる。FIG. 3 shows an abutting state of P = 6 mm, an abutting state in which the fins are extended by thermal expansion from the abutting state, and the fins are in an alternating state, and is a labyrinth seal. As shown in FIG. 3, the minimum leak point is obtained at the pitch / clearance at the point B, but the point B undergoes axial elongation, and when the fin state changes from the abutting state to the alternating state, the leak amount increases to the point B '. Will be.
【００１７】従って、Ｂ点よりもむしろ軸伸びの影響が
小さく、かつリーク量もＢ′点よりも少ないＣ点（ピッ
チ／クリアランス＝６；ピッチ３mmとすれば、クリアラ
ンスは０．５mm）を採用した方が良いことになる。Therefore, point C (the pitch / clearance = 6; if the pitch is 3 mm, the clearance is 0.5 mm) is adopted, where the influence of the axial elongation is smaller than the point B and the leak amount is smaller than the point B '. It would be better to do that.
【００１８】上記のＣ点のリーク流量とするには、ピッ
チ／クリアランスの値を６にする必要があり、ピッチＰ
＝２mmであり、クリアランスＣ＝０．３mm、Ｐ＝３mmで
は、Ｃ＝０．５mm、Ｐ＝６mmではＣ＝１．０mmと設定す
れば良い。従って、これらの値から、エンドロータシー
ルとしてリーク流量を少なくするには、ピッチＰを２mm
〜６mmとし、これに対するクリアランスを０．３mm〜
１．０mmの範囲にすれば良い。このような範囲にフィン
を選定したダブルストリップシールを採用すれば、数１
０ｋｇ／cm2 の高差圧の回転シールに対してロータ側と
ステータ側の熱伸びによるズレの影響を考慮してもこの
影響は受けずに蒸気の漏れを最小にすることができ、安
定したシールが得られる。In order to obtain the leak flow rate at the point C, the pitch / clearance value needs to be set to 6, and the pitch P
= 2 mm, C = 0.5 mm for clearance C = 0.3 mm, P = 3 mm, and C = 1.0 mm for P = 6 mm. Therefore, from these values, in order to reduce the leak flow rate as the end rotor seal, the pitch P must be 2 mm.
~ 6mm and the clearance for this is 0.3mm ~
The range may be set to 1.0 mm. If a double strip seal with fins selected in such a range is adopted,
Even if the influence of the displacement due to the thermal expansion on the rotor side and the stator side is taken into consideration for the rotary seal having a high differential pressure of 0 kg / cm 2 , the influence of the displacement can be minimized without the influence, and the steam leakage can be minimized. A seal is obtained.
【００１９】なお、本発明の実施の形態においては、本
発明の高差圧エンドロータシールをガスタービンの例で
説明したが、本発明はガスタービンのみに限定するもの
ではなく、蒸気タービンのシールとしても適用できるも
のであり、同様の効果を奏するものである。In the embodiment of the present invention, the high differential pressure end rotor seal of the present invention has been described by using an example of a gas turbine. However, the present invention is not limited to only a gas turbine, and the seal of a steam turbine is not limited thereto. The same effect can be obtained.
【００２０】[0020]
【発明の効果】本発明は、タービンのロータエンド部に
用いられるシールであって、同シールはロータ側とステ
ータ側にそれぞれフィンを所定ピッチで配置すると共
に、同フィンの先端を所定クリアランスを保って対向配
置したダブルストリップシールとし、前記ピッチを２〜
６mmの範囲とし、前記クリアランスは０．３〜１．０mm
の範囲に設定することを特徴としているので、蒸気冷却
方式を採用した場合において、高差圧のロータエンド部
の回転シールとして適用しても、熱伸びに影響されずに
漏れが最小となる安定したシールとすることができる。According to the present invention, there is provided a seal used for a rotor end portion of a turbine, wherein the seal has fins arranged on a rotor side and a stator side at a predetermined pitch, and a tip of the fin maintains a predetermined clearance. To make a double strip seal that is opposed to
6mm, the clearance is 0.3-1.0mm
In the case of adopting the steam cooling system, even if it is applied as a rotary seal of the rotor end part of high differential pressure, it is stable without being affected by thermal elongation. Seal can be obtained.
【図１】本発明の実施の一形態に係る高差圧エンドロー
タシールのフィン配置図で、（ａ）は突合せ、（ｂ）は
交互のフィン配置を、（ｃ）はフィンの形状をそれぞれ
示している。FIGS. 1A and 1B are fin arrangement diagrams of a high differential pressure end rotor seal according to an embodiment of the present invention, wherein FIG. 1A shows a butt, FIG. 1B shows an alternate fin arrangement, and FIG. Is shown.
【図２】本発明の実施の一形態に係る高差圧エンドロー
タシールの試験結果を示す図で、入口圧力とリーク流量
の関係を示す。FIG. 2 is a diagram showing test results of a high differential pressure end rotor seal according to one embodiment of the present invention, showing a relationship between an inlet pressure and a leak flow rate.
【図３】本発明の実施の一形態に係る高差圧エンドロー
タシールのダブルストリップシールのリーク流量特性図
である。FIG. 3 is a leak flow rate characteristic diagram of a double strip seal of a high differential pressure end rotor seal according to one embodiment of the present invention.
【図４】エンドロータシールとして適用されるシールの
構成図で、（ａ）はダブルストリップシール、（ｂ）は
ラビリンスシールをそれぞれ示す。4A and 4B are configuration diagrams of a seal applied as an end rotor seal, wherein FIG. 4A shows a double strip seal, and FIG. 4B shows a labyrinth seal.
【図５】ガスタービンのエンドロータ部の断面図で、蒸
気冷却方式を用いる場合のシール構造を示す。FIG. 5 is a cross-sectional view of an end rotor portion of the gas turbine, showing a seal structure when a steam cooling system is used.
１ ステータ側 ２ ロータ側 ３，４，５，６ フィン Ｐ ピッチ Ｃ クリアランス 1 Stator side 2 Rotor side 3,4,5,6 Fin P Pitch C Clearance
Claims (1)
シールであって、同シールはロータ側とステータ側にそ
れぞれフィンを所定ピッチで配置すると共に、同フィン
の先端を所定クリアランスを保って対向配置したダブル
ストリップシールとし、前記ピッチを２〜６mmの範囲と
し、前記クリアランスは０．３〜１．０mmの範囲に設定
することを特徴とする高差圧エンドロータシール。1. A seal used for a rotor end portion of a turbine, wherein said seal has fins arranged at a predetermined pitch on a rotor side and a stator side, respectively, and the tips of said fins are opposed to each other while maintaining a predetermined clearance. A high differential pressure end rotor seal comprising a double strip seal, wherein the pitch is set in a range of 2 to 6 mm, and the clearance is set in a range of 0.3 to 1.0 mm.
Priority Applications (6)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12073697A JP3364111B2 (en) | 1997-05-12 | 1997-05-12 | High differential pressure end rotor seal |
| CA002259383A CA2259383C (en) | 1997-04-30 | 1998-04-21 | High differential pressure end rotor seal |
| US09/214,384 US6189892B1 (en) | 1997-04-30 | 1998-04-21 | High differential pressure type end rotor seal |
| EP98914119A EP0911491B1 (en) | 1997-04-30 | 1998-04-21 | High differential pressure end rotor seal |
| DE69838369T DE69838369T2 (en) | 1997-04-30 | 1998-04-21 | ROTOR END CUT SEAL FOR HIGH DIFFERENTIAL PRESSURE |
| PCT/JP1998/001822 WO1998049426A1 (en) | 1997-04-30 | 1998-04-21 | High differential pressure end rotor seal |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12073697A JP3364111B2 (en) | 1997-05-12 | 1997-05-12 | High differential pressure end rotor seal |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10311204A true JPH10311204A (en) | 1998-11-24 |
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Family
ID=14793720
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP12073697A Expired - Fee Related JP3364111B2 (en) | 1997-04-30 | 1997-05-12 | High differential pressure end rotor seal |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3364111B2 (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2002106488A (en) * | 2000-09-28 | 2002-04-10 | Toyo Radiator Co Ltd | Sealing device for fan |
| JP2004245187A (en) * | 2003-02-17 | 2004-09-02 | Toshiba Corp | Non-contact seal device for turbo machine and steam turbine equipment using this device |
| JP4509278B2 (en) * | 1999-01-29 | 2010-07-21 | ゼネラル・エレクトリック・カンパニイ | Rotating diffuser for pressure recovery used in steam cooling circuit of gas turbine |
| JP2021071185A (en) * | 2019-11-01 | 2021-05-06 | 株式会社神戸製鋼所 | Labyrinth seal |
-
1997
- 1997-05-12 JP JP12073697A patent/JP3364111B2/en not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP3364111B2 (en) | 2003-01-08 |
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