JPS59101505A - Double flow radial turbine - Google Patents
Double flow radial turbineInfo
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- JPS59101505A JPS59101505A JP57209446A JP20944682A JPS59101505A JP S59101505 A JPS59101505 A JP S59101505A JP 57209446 A JP57209446 A JP 57209446A JP 20944682 A JP20944682 A JP 20944682A JP S59101505 A JPS59101505 A JP S59101505A
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- Japan
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- nozzle
- impellers
- scroll
- operating fluid
- radial turbine
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-
- 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
- F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
- F01D3/02—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid characterised by having one fluid flow in one axial direction and another fluid flow in the opposite direction
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- Control Of Turbines (AREA)
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は背面合せ形のダブルフローラシアルタービンに
関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a back-to-back double flow radial turbine.
従来のこの種ダブルフローラシアルタービンでは、第1
図に示すように、2組の動翼群であるインペラー1とイ
ンペラー2のそれぞれに対応して仕切壁8で仕切られた
ノズル3とノズル4のノズル翼群が設けられている。こ
れ(廿ノズル3とノズル4の中間に仕切壁8を入れるこ
とにナシ、コスト高となるばかりか、ノズル3とノズル
4の両方のスロート面積を同一に管理して作らないと2
回転軸5にスラストが作用することになる。In the conventional double flow axial turbine of this kind, the first
As shown in the figure, nozzle blade groups of nozzle 3 and nozzle 4, which are separated by a partition wall 8, are provided corresponding to the two groups of rotor blades, impeller 1 and impeller 2, respectively. This (it is not necessary to insert the partition wall 8 between the nozzles 3 and 4), which not only increases the cost, but also requires that the throat areas of both the nozzles 3 and 4 be made the same.
A thrust will act on the rotating shaft 5.
さらに、可変ノズル機構とする場合は、ノズル3とノズ
ル4のそれぞれの側壁6,7及び仕切壁8との間に合計
4つのサイドクリアランスが生じ。Furthermore, in the case of a variable nozzle mechanism, a total of four side clearances are generated between the respective side walls 6 and 7 of the nozzle 3 and the nozzle 4 and the partition wall 8.
サイドクリアランスによるラジアルタービンの効率低下
が大きなものとなる。The efficiency of the radial turbine is significantly reduced due to the side clearance.
本発明の目的は上記の点に着目し、(1)ノズル翼数を
半減しコスト低減ができ、(2)軸スラスト力をなく
L 、 (3)二つのイン被う−間のシールを不要トし
、(4)ノズル可変機構の簡素化ができる背面合せ形の
ダブルフローラシアルタービンを提供することであシ、
その特徴とするところは、同一の回転軸に背面合せに固
着された2組の動翼群の前縁を囲むように1個のスクロ
ールが形成された背面合せ形ダブルフローラシアルター
ビンにおいて、上記スクロール出口のノズル部に設けら
れ上記2組の動翼群の前縁を同時に指向する翼幅に形成
された1組のノズル翼群を備えたことである。The purpose of the present invention is to focus on the above points, and (1) reduce the cost by halving the number of nozzle blades, and (2) eliminate the axial thrust force.
L. By providing a back-to-back type double flow radial turbine that (3) eliminates the need for a seal between two inlets and (4) simplifies the nozzle variable mechanism,
The feature is that in a back-to-back type double flow radial turbine in which one scroll is formed to surround the leading edge of two sets of rotor blades that are fixed back-to-back to the same rotating shaft, the scroll One set of nozzle blades is provided at the outlet nozzle portion and formed to have a blade span that simultaneously points toward the leading edges of the two sets of rotor blades.
以下図面を参照して本発明による実施例につき説明する
。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
第2図は本発明による1実施例のダブルフローラシアル
タービンの要部を示す断面図である。FIG. 2 is a sectional view showing essential parts of a double flow radial turbine according to an embodiment of the present invention.
図において、10はスクロール、11はノズルで、スク
ロール10出口部のケーシング15に固定されている。In the figure, 10 is a scroll, and 11 is a nozzle, which is fixed to a casing 15 at the exit of the scroll 10.
12.13はインペラーで9回転軸16に背面合せに固
定された2組の動翼群である。ノズル11を構成するノ
ズル翼群はインペラー12.13の動翼群の前縁を同時
に指向する翼幅に形成されている。Reference numerals 12 and 13 denote impellers, which are two sets of rotor blades fixed back to back on the nine rotating shafts 16. The nozzle blade group constituting the nozzle 11 is formed to have a blade span that simultaneously points toward the leading edge of the rotor blade group of the impeller 12.13.
上記構成の場合の作用、効果について述べる。The functions and effects of the above configuration will be described.
高圧の作動流体はスクロール10からノズル11を通ジ
インペラ−12及び13に導かれ、ケーシング14,1
5に排出される。The high-pressure working fluid is guided from the scroll 10 through the nozzle 11 to the di-impellers 12 and 13, and then to the casings 14 and 1.
It is discharged at 5.
作動流体はインペラ−12及び13に入る迄は。Until the working fluid enters impellers 12 and 13.
共通のスクロール10とノズル11を通るタメ。It passes through a common scroll 10 and nozzle 11.
インペラー12とインペラー13を対称に作っておくと
、インペラー12とインペラー13の入口の作動流体の
圧力は等しいので1回転軸16にスラスト力が作用しな
い。If the impellers 12 and 13 are made symmetrically, the pressures of the working fluid at the inlets of the impellers 12 and 13 are equal, so no thrust force acts on the one-rotation shaft 16.
まだ、インペラ−12とインペラー13との間の隔壁及
びシールが不要となるばかりでなく、一つのノズル11
で済むため、コスト低減となる。Not only is there no need for a partition wall and a seal between the impeller 12 and the impeller 13, but only one nozzle 11 is required.
This reduces costs.
第3図は本発明による他の実施例のダブルフローラシア
ルタービンの要部を示す断面図である。FIG. 3 is a sectional view showing the main parts of a double flow radial turbine according to another embodiment of the present invention.
図において、10はスクロール、12.13はインペラ
ー、14.15はケーシング、16は回転軸で、第2図
と同一部材を示す。In the figure, 10 is a scroll, 12.13 is an impeller, 14.15 is a casing, and 16 is a rotating shaft, which are the same members as in FIG. 2.
21はノズル翼、22.23は側壁、24はノズル翼駆
動軸で、ケーシング15の嵌合孔15a内に回転可能に
嵌挿されている。21 is a nozzle blade, 22 and 23 are side walls, and 24 is a nozzle blade drive shaft, which is rotatably fitted into the fitting hole 15a of the casing 15.
上記構成の場合の作用、効果について述べる。The functions and effects of the above configuration will be described.
ノズル翼21を可変にすることにより1作動流体の流量
が変化しても、入口圧力を一定に保つことができるので
、タービン効率を高く保てることは周知の通りである。It is well known that by making the nozzle blades 21 variable, the inlet pressure can be kept constant even if the flow rate of one working fluid changes, so that the turbine efficiency can be kept high.
ノズル翼21を可変にするためには、側壁2223との
間に一定のクリアランスを必要とする。In order to make the nozzle blade 21 variable, a certain clearance is required between it and the side wall 2223.
このクリアランスを通る作動流体は有効に仕事をしない
ため、クリアランスにほぼ比例してタービン効率が低下
することが示されている。It has been shown that the working fluid passing through this clearance does no effective work, and thus turbine efficiency decreases approximately in proportion to the clearance.
従来のものでは、クリアランスが合計4個所あるのに対
して本発明による場合は2個所であるため、同一のクリ
アランス寸法であっても、タービン効率の低下を半減す
る。In the conventional system, there are four clearances in total, but in the case of the present invention, there are only two clearances, so even if the clearance dimensions are the same, the reduction in turbine efficiency is halved.
第1図は従来のダブルフローラシアルタービンの要部を
示す断面図、第2図は本発明による1実施例のダブルス
ローラシアルタービンの要部を斤す断面図、第3図は本
発明による他の実施例のダブルスローラシアルタービン
の要部を示す断面図である。
10・・・スクロール、11・・・ノズル、 12.1
3・・・インペラー、14.15・・・ケーシング、1
6・・・回転軸、21・・・ノズル翼。
71図FIG. 1 is a cross-sectional view showing the main parts of a conventional double-flow axial turbine, FIG. 2 is a cross-sectional view showing the main parts of a double-flow axial turbine according to an embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 2 is a cross-sectional view showing the main parts of the double-throttle sial turbine according to the embodiment. 10...Scroll, 11...Nozzle, 12.1
3... Impeller, 14.15... Casing, 1
6... Rotating shaft, 21... Nozzle blade. Figure 71
Claims (1)
の前縁を囲むように1個のスクロールが形成された背面
合せ形ダブルフローラシアルタービンにおいて、上記ス
クロール出口のノズル部に設けられ上記2組の動翼群の
前縁を同時に指向する翼幅に形成された1組のノズル翼
群を備えたことを特徴とするダブルフローラシアルター
ビン。1. In a back-to-back type double flow radial turbine in which one scroll is formed so as to surround the leading edge of two sets of rotor blades that are fixed back-to-back to the same rotating shaft, a nozzle portion at the exit of the scroll is provided. A double flow radial turbine characterized by comprising a set of nozzle blade groups formed to have a blade width that simultaneously points the leading edges of the two sets of rotor blade groups.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP57209446A JPS59101505A (en) | 1982-12-01 | 1982-12-01 | Double flow radial turbine |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP57209446A JPS59101505A (en) | 1982-12-01 | 1982-12-01 | Double flow radial turbine |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS59101505A true JPS59101505A (en) | 1984-06-12 |
JPS644041B2 JPS644041B2 (en) | 1989-01-24 |
Family
ID=16572992
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP57209446A Granted JPS59101505A (en) | 1982-12-01 | 1982-12-01 | Double flow radial turbine |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS59101505A (en) |
Cited By (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS6169403U (en) * | 1984-10-11 | 1986-05-12 | ||
JPS6279938U (en) * | 1985-11-08 | 1987-05-22 | ||
JPS62138834U (en) * | 1986-02-27 | 1987-09-01 | ||
JPS62141636U (en) * | 1986-02-28 | 1987-09-07 | ||
WO2017059495A1 (en) * | 2015-10-07 | 2017-04-13 | The University Of Queensland | A turbine |
-
1982
- 1982-12-01 JP JP57209446A patent/JPS59101505A/en active Granted
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS6169403U (en) * | 1984-10-11 | 1986-05-12 | ||
JPS6279938U (en) * | 1985-11-08 | 1987-05-22 | ||
JPS62138834U (en) * | 1986-02-27 | 1987-09-01 | ||
JPS62141636U (en) * | 1986-02-28 | 1987-09-07 | ||
JPH057460Y2 (en) * | 1986-02-28 | 1993-02-25 | ||
WO2017059495A1 (en) * | 2015-10-07 | 2017-04-13 | The University Of Queensland | A turbine |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS644041B2 (en) | 1989-01-24 |
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