JPWO2013027239A1 - Axial flow turbine - Google Patents
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Abstract
軸流タービンにおいて、環帯面積の増加による衝撃波損失とはく離による損失を抑制し、タービン効率を向上させる。静止体に固定された静翼と、タービンロータに固定された動翼とからなるタービン段落と、タービン段落をタービン軸方向に複数有する作動流体流路2とを備える軸流タービンであって、作動流体流路2の外に設けられ、作動流体流れ方向上流側から流入する作動流体の一部を、タービン段落の少なくとも一段の外周側をバイパスさせ、バイパスしたタービン段落の作動流体流れ方向下流側にあるタービン段落に導入するバイパス流路11を備える。In the axial flow turbine, the shock wave loss due to the increase in the annular area and the loss due to separation are suppressed, and the turbine efficiency is improved. An axial-flow turbine comprising a turbine stage including a stationary blade fixed to a stationary body, a moving blade fixed to a turbine rotor, and a working fluid flow path 2 having a plurality of turbine stages in the turbine axial direction. A part of the working fluid that is provided outside the fluid flow path 2 and flows in from the upstream side in the working fluid flow direction is bypassed on the outer peripheral side of at least one stage of the turbine stage, to the downstream side in the working fluid flow direction of the bypassed turbine stage. A bypass passage 11 is provided to be introduced into a turbine stage.
Description
本発明は、蒸気タービンや、ガスタービン等の軸流タービンに関する。 The present invention relates to an axial flow turbine such as a steam turbine or a gas turbine.
特許文献1には、外周側ダイアフラムおよび内周側ダイアフラムに固定された静翼と、タービン中心軸回りに回転するタービンロータに固定された動翼とからなるタービン段落を作動流体流路内に複数備え、高圧の作動流体が流路内低圧部に向かって膨張する時に生じる運動エネルギーを、静翼と動翼とから構成されるタービン段落により回転力に変える機能を持つ軸流タービンが開示されている。
In
軸流タービンでは、段落当たりの出力を増加させるために、単位時間当たりに流れる作動流体の質量である流量を増加させたい要求がある。流量を増加させ、段落当たりの出力を増加させることによって、段落数を変えずに発電量を増加させることが可能となる。 In the axial flow turbine, there is a demand to increase the flow rate, which is the mass of the working fluid flowing per unit time, in order to increase the output per paragraph. By increasing the flow rate and increasing the output per paragraph, it is possible to increase the amount of power generation without changing the number of paragraphs.
ここで、流量を増加させるためには、作動流体が流れる部分のタービン回転軸方向からみた面積である環帯面積を大きくすることが有効であることが知られている。そこで、軸流タービンの場合には、環帯面積は翼長と、翼の外周端直径と内周端直径とを足して2で割った平均直径との積に円周率を掛けたものとなるため、環帯面積の増加のために、翼長と平均直径を大きくすることが行われている。 Here, in order to increase the flow rate, it is known that it is effective to increase the ring area, which is the area of the portion through which the working fluid flows as viewed from the turbine rotation axis direction. Therefore, in the case of an axial turbine, the ring zone area is the product of the blade length and the average diameter obtained by adding the outer peripheral end diameter and the inner peripheral end diameter of the blade and dividing by two, and multiplying by the circular ratio. Therefore, in order to increase the ring zone area, the blade length and the average diameter are increased.
一般的に、タービン段落入口における、作動流体の単位質量当たりのエンタルピー(比エンタルピー)と、流速の二乗を2で割った単位質量当たりの運動エネルギーとの和である全比エンタルピーH0は、回転軸に近い内周側から外周側にかけて、略一定の値とされる。一方、静翼と動翼との間の比エンタルピーh1は、静動翼間の旋回流とバランスするように内周側に比べ外周側にいくほど大きくなる。従って、比エンタルピー差H0−h1は、外周側ほど小さくなる。静翼から出る流れの速度は、この比エンタルピー差H0−h1の二乗根に比例する。即ち、静翼流出速度は外周側ほど小さくなる。Generally, at the turbine stage inlet, the total specific enthalpy H 0 , which is the sum of the enthalpy per unit mass of the working fluid (specific enthalpy) and the kinetic energy per unit mass divided by the square of the flow velocity divided by 2, is the rotation The value is substantially constant from the inner peripheral side close to the shaft to the outer peripheral side. On the other hand, the specific enthalpy h 1 between the stationary blade and the moving blade becomes larger toward the outer peripheral side than the inner peripheral side so as to balance with the swirling flow between the stationary blades. Accordingly, the specific enthalpy difference H 0 −h 1 becomes smaller toward the outer peripheral side. The velocity of the flow leaving the stationary blade is proportional to the square root of this specific enthalpy difference H 0 -h 1 . That is, the stationary blade outflow speed becomes smaller toward the outer peripheral side.
ところで、上述したように、環帯面積を大きくする、すなわち翼長や平均直径を大きくすると、外周側の比エンタルピー差H0−h1は、さらに小さくなり、静翼流出速度も小さくなる。このように、環帯面積を大きくすることにより、外周側の比エンタルピー差H0−h1と静翼流出速度が小さくなることは、以下に述べるような問題を引き起こす可能性がある。By the way, as described above, when the annulus area is increased, that is, when the blade length and the average diameter are increased, the specific enthalpy difference H 0 -h 1 on the outer peripheral side is further reduced and the stationary blade outflow speed is also reduced. As described above, when the annular zone area is increased, the specific enthalpy difference H 0 -h 1 on the outer peripheral side and the stationary blade outflow speed are reduced, which may cause the following problems.
すなわち、動翼の相対流入マッハ数が超音速となることによる損失の増加である。翼長や、平均直径を大きくすると、動翼の回転速度である周速が大きくなる。動翼の周速は、半径位置が一番大きい外周端、すなわち動翼先端部で最も大きくなる。動翼部の周速を音速で割った周速マッハ数が1を超えて超音速となり、静翼からの流れの回転方向成分が十分でないと、動翼に流入してくる流れの相対速度が超音速となる。相対流入速度が超音速となると、動翼上流側で不連続な圧力上昇を伴う衝撃波が発生し、衝撃波そのものによるエントロピー上昇に加え、衝撃波が翼面の境界層と干渉して、その不連続な圧力上昇により境界層厚さが増加する。さらにははく離を生じさせることなどによるエントロピー上昇も生じる。この衝撃波によるエントロピー上昇により、タービン段落の環帯面積を増加させ、作動流体の流量を増加させたにも関わらず、増加流量に相当する回転力すなわち出力が増えないことがある。そのため、限界周速を超えて環帯面積を大きくすることにより、段落当たりの出力増加を実現するためには、動翼流入部で生じる衝撃波を無くす、もしくは弱くすることが重要であり、そのためには、動翼相対流入速度を小さくする必要がある。 That is, the loss increases due to the supersonic speed of the relative inflow Mach number of the moving blades. Increasing the blade length and the average diameter increases the peripheral speed, which is the rotational speed of the moving blade. The peripheral speed of the moving blade is greatest at the outer peripheral end where the radial position is the largest, that is, at the tip of the moving blade. If the peripheral Mach number obtained by dividing the peripheral speed of the moving blade by the sonic speed exceeds 1 and becomes supersonic, and the rotational direction component of the flow from the stationary blade is not sufficient, the relative velocity of the flow flowing into the moving blade is Supersonic speed. When the relative inflow velocity becomes supersonic, a shock wave accompanied by a discontinuous pressure rise occurs on the upstream side of the blade, and in addition to the entropy rise due to the shock wave itself, the shock wave interferes with the boundary layer of the blade surface, and the discontinuous The boundary layer thickness increases with increasing pressure. In addition, entropy increases due to peeling. Due to the entropy increase due to the shock wave, the rotational force corresponding to the increased flow rate, that is, the output may not increase even though the annular zone area of the turbine stage is increased and the flow rate of the working fluid is increased. Therefore, it is important to eliminate or weaken the shock wave generated at the inlet of the moving blade in order to realize an increase in output per paragraph by enlarging the annular zone area beyond the limit peripheral speed. Therefore, it is necessary to reduce the relative inflow speed of the rotor blade.
そこで、本発明の目的は、環帯面積の増加による衝撃波損失を抑制し、タービン効率を向上させることができる軸流タービンを提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide an axial flow turbine that can suppress shock wave loss due to an increase in annulus area and improve turbine efficiency.
上記目的を達成するため、静止体に固定された静翼と、タービンロータに固定された動翼とからなるタービン段落を作動流体流路中に複数備える軸流タービンは、作動流体流路の外に設けられ、作動流体流れ方向上流側から作動流体の一部を、タービン段落の少なくとも一段をバイパスさせ、バイパスしたタービン段落の作動流体流れ方向下流側にあるタービン段落に導入するバイパス流路を備える。 In order to achieve the above object, an axial turbine including a plurality of turbine stages each having a stationary stage fixed to a stationary body and a moving blade fixed to a turbine rotor in a working fluid flow path is provided outside the working fluid flow path. And a bypass flow path that bypasses at least one stage of the turbine stage and introduces a part of the working fluid from the upstream side in the working fluid flow direction to the turbine stage on the downstream side in the working fluid flow direction of the bypassed turbine stage. .
本発明によれば、軸流タービンにおいて、環帯面積の増加による衝撃波損失を抑制し、タービン効率を向上させることができる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, in an axial flow turbine, the shock wave loss by the increase in annulus area can be suppressed, and turbine efficiency can be improved.
以下、本発明を実施するための形態について、適宜図を参照して詳細に説明する。なお、各図面を通し、同等の構成要素には同一の符号を付してある。 Hereinafter, embodiments for carrying out the present invention will be described in detail with reference to the drawings as appropriate. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the equivalent component through each drawing.
本発明の第1の実施の形態として、本発明を蒸気タービンの最終段落に適用した例について、以下説明する。 As a first embodiment of the present invention, an example in which the present invention is applied to a final paragraph of a steam turbine will be described below.
初めに、一般的な蒸気タービン段落部の基本構成および動作について説明する。 First, the basic configuration and operation of a general steam turbine stage will be described.
図1は、一般的な蒸気タービンのタービン段落部の要部構造を表す子午面断面図である。蒸気タービンのタービン段落は、作動流体である蒸気1の流れ方向上流側(以下、単に上流側と記載する)の蒸気高圧部P0と、蒸気流れ方向下流側(以下、単に下流側と記載する)の蒸気低圧部P1との間の蒸気主流路2に設けられている。タービン段落は、外周側ダイアフラム4と内周側ダイアフラム5との間に固定された静翼6と、静翼6の下流側に対向するようにタービンロータ8に固定された動翼7とで構成される。タービン段落が複数の段落から構成される多段落型タービンである場合、タービン中心軸9に沿って、高圧部P0から低圧部P1に向かって、タービン段落が複数個、繰り返されて設けられる。高圧部P0の蒸気入口に最も近い段落を初段落といい、低圧部P1の蒸気出口に最も近い段落を最終段落という。FIG. 1 is a meridional cross-sectional view showing a main structure of a turbine stage part of a general steam turbine. In the turbine stage of the steam turbine, the steam high pressure part P 0 on the upstream side in the flow direction of the
タービン段落は、その外周側ダイアフラム4がケーシング3に固定されている。ケーシング3は、ダイアフラム支持体16と抽気室仕切り板17からなる。ダイアフラム支持体16は、紙面鉛直方向に厚みを持つ板状の構造を持ち、回転軸周りに複数枚設けられる。抽気室仕切り板17は、回転軸周りに軸対称な構造となっている。ケーシング3内部には、抽気室18が形成されている。蒸気主流路2を通過する作動蒸気の一部は、抽気室に導入され、図示されていない抽出手段により、タービン外に送出される。図1では、上流側の抽気室ほど高比エンタルピー、高圧の作動蒸気が抽気される。なお本実施例ではタービン段落を4段、抽気室として18a,18b,18cを備える例を示したが、段数と抽気室の数はこの例に特に限定されるものではない。
In the turbine stage, an outer peripheral diaphragm 4 is fixed to the casing 3. The casing 3 includes a
タービンロータ8は、図示しない発電機に機械的に接続されている。蒸気タービンは、高圧の蒸気が低圧部に向かって膨張する時に生じる運動エネルギーを、静翼6と動翼7から構成されるタービン段落により回転力に変え、タービンロータ8を介して発電機で電気エネルギーに変換して発電を行う。
The turbine rotor 8 is mechanically connected to a generator (not shown). In the steam turbine, kinetic energy generated when high-pressure steam expands toward a low-pressure portion is converted into rotational force by a turbine stage composed of stationary blades 6 and moving
図3は、図1に図示した蒸気タービンのタービン最終段落部の、翼高さ方向の比エンタルピー分布を表したグラフである。横軸は、比エンタルピーであり、図1において作動流体である蒸気が左から右に流れていくのに合わせて、左に行くほど比エンタルピーが大きくなるように軸方向を決めている。縦軸は、翼高さ方向を表し、BHは、動翼出口高さを表す。 FIG. 3 is a graph showing the specific enthalpy distribution in the blade height direction of the final stage section of the steam turbine illustrated in FIG. 1. The horizontal axis represents the specific enthalpy, and the axial direction is determined so that the specific enthalpy increases toward the left as the working fluid vapor flows from left to right in FIG. The vertical axis represents the blade height direction, and BH represents the blade exit height.
図3において、H0は、段落入口における単位質量当たりの比エンタルピーと作動流体流速の二乗を2で割った単位質量当たりの運動エネルギーとの和である全比エンタルピー、h1は静・動翼間の比エンタルピー、h2は段落出口の比エンタルピーを表す。段落入口の全比エンタルピーH0は、翼高さ方向に略一定である。静・動翼間の比エンタルピーh1は、主に静動翼間の旋回速度による遠心力とバランスするようにタービン半径方向外周側(以下、単に外周側と記載する)ほど大きくなる。結果として、外周側の静翼にかかる比エンタルピー差Δhが小さくなり、比エンタルピー差の二乗根に比例する静翼流出速度も小さくなる。この静翼にかかる比エンタルピー差と静翼流出速度が小さくなる傾向は、翼長や、翼の外周端直径と内周端直径とを足して2で割った平均直径が大きくなることにより、即ち環帯面積が大きくなることにより翼の外周端位置がより外周側になるほど顕著となる。In FIG. 3, H 0 is the total specific enthalpy which is the sum of the specific enthalpy per unit mass at the paragraph inlet and the kinetic energy per unit mass divided by the square of the working fluid flow velocity divided by 2, and h 1 is the stationary and moving blade The specific enthalpy between and h 2 represents the specific enthalpy of the paragraph exit. The total specific enthalpy H 0 at the paragraph inlet is substantially constant in the blade height direction. The specific enthalpy h 1 between the stationary blades and the moving blades increases toward the outer peripheral side in the turbine radial direction (hereinafter simply referred to as the outer peripheral side) so as to balance with the centrifugal force mainly due to the swirling speed between the stationary blades. As a result, the specific enthalpy difference Δh applied to the outer stationary vane is reduced, and the stationary blade outflow speed proportional to the square root of the specific enthalpy difference is also reduced. The tendency of the specific enthalpy difference and the stationary blade outflow speed of the stationary blade to decrease is that the blade diameter and the average diameter obtained by adding the outer peripheral end diameter and the inner peripheral end diameter of the blade and dividing by 2 are increased. As the annular area increases, the outer peripheral end position of the wing becomes more prominent as it comes to the outer peripheral side.
図4は、動翼の周速が大きい場合の、静翼流出速度と、動翼周速と、動翼の相対流入速度との関係を模式的に表す。高圧P0の蒸気は、静翼6を通過することによって、加速、転向され速度Vの流れとなる(以下、この速度を静翼流出速度Vと記載する)。この静翼流出速度Vを動翼7と一緒に回転する相対座標系で見ると、動翼7はタービン中心軸周りに周速Uで回転しているため(回転方向を矢印22で表す)、静翼流出速度ベクトルVと周速ベクトルUとの合成により、動翼7への流入する蒸気は相対的に速度Wの流れとなる(以下、動翼相対流入速度Wと記載する)。この静翼流出速度ベクトルV、周速ベクトルU、動翼相対流入速度ベクトルWによって形成される三角形を速度三角形と呼ぶ。速度三角形から明らかなように、動翼周速Uが大きくなると、動翼7に流入する動翼相対速度Wは大きくなる。動翼相対流入速度Wを小さくするためには、静翼流出速度Vを大きくする必要がある。FIG. 4 schematically shows the relationship among the stationary blade outflow speed, the moving blade peripheral speed, and the relative inflow speed of the moving blade when the peripheral speed of the moving blade is large. The steam of high pressure P 0 passes through the stationary blade 6 and is accelerated and turned to flow at a velocity V (hereinafter, this velocity is referred to as a stationary blade outflow velocity V). Looking at this stationary blade outflow velocity V in a relative coordinate system that rotates together with the moving
ここで、段落入口の蒸気の状態量が固定されているとき、静翼流出速度Vを大きくするためには、静・動翼間での比エンタルピーh1を小さくして、静翼の比エンタルピー差Δhを大きくする必要がある。しかしながら、静・動翼間での比エンタルピーは静翼出口の旋回速度場によって外周側ほど大きくなり、翼長が長くなるほど、旋回速度場の影響が強くなるので、h1を小さくすることは難しくなる。すなわち、翼長が長くなるほど、静翼の比エンタルピー差Δhを大きくすることは難しくなり、静翼流出速度Vを大きくすることは難しくなる。Here, when the state quantity of the steam at the paragraph inlet is fixed, in order to increase the stationary blade outflow velocity V, the specific enthalpy h 1 between the stationary and moving blades is decreased, and the specific enthalpy of the stationary blade is reduced. It is necessary to increase the difference Δh. However, specific enthalpy between the static-blades increases as the outer peripheral side by the swirl velocity field of the stationary blade outlet, as the blade length increases, the influence of the swirling velocity field is strong, it is difficult to reduce the h 1 Become. That is, as the blade length increases, it becomes more difficult to increase the specific enthalpy difference Δh of the stationary blade, and it is difficult to increase the stationary blade outflow velocity V.
図5は、動翼周速が大きい場合の、動翼相対流入マッハ数の翼高さ方向分布を表すグラフである。図5に示したように、翼の外周側では、マッハ数が1.0を超え、超音速流入となっていることがわかる。ここで、外周側の静翼の比エンタルピー差Δhを大きくするために、タービン段落の比エンタルピー差H0−h2自体を大きくすると、内周端の動翼相対流入マッハ数が1.0を超え超音速流入となるために、段落全体の比エンタルピー差を大きくすることでは、超音速流入の問題を解決することは難しい。FIG. 5 is a graph showing the blade height direction distribution of the blade relative inflow Mach number when the blade peripheral speed is high. As shown in FIG. 5, it can be seen that on the outer peripheral side of the wing, the Mach number exceeds 1.0 and supersonic inflow occurs. Here, if the specific enthalpy difference H 0 -h 2 of the turbine stage itself is increased in order to increase the specific enthalpy difference Δh of the stationary vane on the outer peripheral side, the relative inflow Mach number of the moving blade at the inner peripheral end becomes 1.0. In order to achieve supersonic inflow, it is difficult to solve the problem of supersonic inflow by increasing the specific enthalpy difference of the entire paragraph.
以上を踏まえて、本発明の第1の実施形態ついて、図面を用いて説明する。 Based on the above, the first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
本発明の第1の実施形態に係る蒸気タービンの基本構成および動作について説明する。 The basic configuration and operation of the steam turbine according to the first embodiment of the present invention will be described.
図2は、本発明の第1の実施形態に係る蒸気タービンのタービン段落部の要部構造の子午面断面図である。図2に示すように、本実施形態に係る蒸気タービンでは、最終段への蒸気流路が、蒸気主流路2と、蒸気主流路2の外側に設けたバイパス流路11からなる。バイパス流路11は、上流側から流入する蒸気主流の一部を、タービン段落の少なくとも一段をバイパスさせ、バイパスしたタービン段落の下流側にあるタービン段落に導入するための流路である。
FIG. 2 is a meridional cross-sectional view of the main structure of the turbine stage part of the steam turbine according to the first embodiment of the present invention. As shown in FIG. 2, in the steam turbine according to this embodiment, the steam flow path to the final stage includes a steam
また最終段の、周方向に隣設された静翼6a間には静翼バイパス流路仕切りカバー12が設けられている。静翼バイパス流路仕切りカバー12により、静翼間の流路が径方向に内周側の蒸気主流路2と外周側の静翼バイパス流路19とに仕切られている。静翼バイパス流路19には、バイパス流路11を流下した蒸気が流入し、内周側の蒸気主流路2には、蒸気主流が流入する。
Further, a stationary blade bypass
同様に、最終段の周方向に隣設された動翼7a間には、動翼バイパス流路仕切りカバー13が設けられている。動翼バイパス流路仕切りカバー13により、動翼間の流路が半径方向に内周側の蒸気主流路2と外周側の動翼バイパス流路20とに仕切られている。動翼バイパス流路20には主にバイパス流路11および静翼バイパス流路19を流下した蒸気が流入し、内周側の蒸気主流路2には蒸気主流が流入する。動翼バイパス流路仕切りカバー13は、複数の動翼7aをまとめて、一つの部材で固定されるタイプや、翼間ピッチの翼一体カバーで密着するタイプなどがあるが、動翼内で、蒸気主流路2とバイパス流路11の蒸気が直接接することが無きよう、流路を分断する機能を有すれば、いずれの形態であってもよい。
Similarly, a moving blade bypass
バイパス流路11は、ケーシング部に設けられたタービン中心軸9を中心とする円筒状の流路であり、上流段の抽気室18bと静翼バイパス流路19とを連通している。抽気室18bは、最終段の1つ上流のタービン段落の直上流で抽気した抽気蒸気が流入する抽気室である。
The
バイパス流路11により、最終段の1つ上流のタービン段落の直上流で蒸気主流路から抽気した蒸気の一部が、最終段の1つ上流のタービン段落をバイパスして最終段の静翼および動翼バイパス流路に流入する。よって、バイパス流路11により、上流段の抽気室18bから静翼バイパス流路19を介して動翼バイパス流路20に高比エンタルピーの蒸気が導入される。
By the
なお、最終段の直上流の作動蒸気を抽気室18aに導入するために、バイパス流路11には、抽気管14が、周方向に、複数個、設けられている。
In order to introduce the working steam immediately upstream of the final stage into the
図6は、本実施の形態に係る蒸気タービン最終段落と、その1つ上流側段落の、翼高さ方向の比エンタルピー分布を表すグラフである。スパン位置BHcより下が蒸気主流路2、上がパイパス流路11である。H0は、図2に示した静翼6bの上流側の全比エンタルピーである。同様に、h1、H2、h3、h4は、それぞれ、蒸気主流路2の動翼7b上流、静翼6a上流、動翼7a上流、動翼7a下流の比エンタルピーh、全比エンタルピーHである。h3′は、バイパス流路11の動翼7a上流における比エンタルピーhである。最終段外周側の比エンタルピー落差は従来Δhであったが、バイパス流路では、入口の比エンタルピーが大きくなったため、動翼外周の比エンタルピー落差Δh′は、大きくなっている。よって、外周側では、静翼の蒸気流出速度が増加し、動翼入口の蒸気流入速度は減少する。FIG. 6 is a graph showing the specific enthalpy distribution in the blade height direction of the final stage of the steam turbine according to the present embodiment and one upstream stage thereof. The steam
図7に、本実施の形態に係る蒸気タービン最終段落の周方向から測った動翼入口角の翼高さ方向分布を示す。本実施例では、スパン高さBHcにおいて、主蒸気流路側とバイパス流路側の動翼7aの相対流入角度が連続となるように設計している。FIG. 7 shows the blade height direction distribution of the moving blade inlet angle measured from the circumferential direction of the final stage of the steam turbine according to the present embodiment. In this embodiment, in the span height BH c, it is designed such that the relative inflow angle of the main steam flow path and bypass flow of the
図8は、図2に示した本実施の形態に係る蒸気タービン最終段落の動翼相対流入マッハ数の翼高さ方向分布を表すグラフである。実線で示したMr3′が本実施の形態に係る蒸気タービン最終段落の動翼相対流入マッハ数、破線で示したMr3が図1に示した一般的な蒸気タービン最終段落の動翼相対流入マッハ数である。最終段のバイパス流路部では、静翼の比エンタルピー差をΔhからΔh′に大きくしたため、静翼外周側の静翼流出速度が大きくなり、図8を用いて説明したように動翼に対する超音速流入が回避できている。FIG. 8 is a graph showing the blade height direction distribution of the moving blade relative inflow Mach number in the final stage of the steam turbine according to the present embodiment shown in FIG. 2. M r3 ′ shown by a solid line is the moving blade relative inflow Mach number of the final stage of the steam turbine according to the present embodiment, and M r3 shown by a broken line is the relative inlet of the moving blade of the general last stage of the steam turbine shown in FIG. Mach number. In the final-stage bypass passage, the specific enthalpy difference of the stationary blade is increased from Δh to Δh ′, so that the stationary blade outflow speed on the outer peripheral side of the stationary blade is increased, and as described with reference to FIG. Sonic inflow is avoided.
本実施の形態に係る蒸気タービンによれば、最終段落入口部の外周側の全比エンタルピーH0を大きくすることで、静翼外周側の比エンタルピー差Δhを大きくしている。これにより静翼流出速度を大きくすることができる。従って、静翼流出速度成分Vの旋回方向の速度成分も大きくすることができ、周速Uが同じにも係らず、最終段落の動翼に流入する動翼相対流入速度を減速させることができる。よって、動翼への超音速流入を回避でき、動翼入口の衝撃波の発生を抑制し、衝撃波の発生に伴う損失を抑制できる。According to the steam turbine according to the present embodiment, the specific enthalpy difference Δh on the outer peripheral side of the stationary blade is increased by increasing the total specific enthalpy H 0 on the outer peripheral side of the final stage inlet. Thereby, the stationary blade outflow speed can be increased. Therefore, the speed component in the turning direction of the stationary blade outflow speed component V can be increased, and the relative inflow speed of the moving blade flowing into the moving blade in the final stage can be reduced even though the circumferential speed U is the same. . Therefore, the supersonic inflow to the moving blade can be avoided, the generation of the shock wave at the moving blade inlet can be suppressed, and the loss accompanying the generation of the shock wave can be suppressed.
ところで、タービン段落の環帯面積を大きくすると、子午面流路の拡大率、すなわちタービン段落入口の流路高さに対する、段落出口の流路高さの増加率が大きくなる。一方、タービン段落の環帯面積を大きくしても、段落の軸方向長さは、タービン全体の長さに制約があるために一般的にはあまり大きくできず、子午面流路の拡大率の増大は、静翼部の外周端や内周端の子午面流路形状の広がり角を大きくすることで実現されることが一般的である。子午面流路の広がり角を大きくすると、はく離が発生し、損失となることが知られており、外周側で、特に顕著である。本実施例では、外周側の作動蒸気は、軸と略平行にバイパス流路を通過するため、はく離が発生することはない。 By the way, when the annular zone area of the turbine stage is increased, the enlargement rate of the meridian plane flow path, that is, the increase rate of the flow path height of the paragraph outlet with respect to the flow path height of the turbine stage inlet increases. On the other hand, even if the annular zone area of the turbine stage is increased, the axial length of the stage cannot generally be increased because of the restriction of the overall length of the turbine. The increase is generally realized by increasing the spread angle of the meridional flow path shape at the outer peripheral end or inner peripheral end of the stationary blade portion. It is known that if the spread angle of the meridional flow path is increased, peeling occurs and a loss occurs, which is particularly remarkable on the outer peripheral side. In the present embodiment, the working steam on the outer peripheral side passes through the bypass flow path substantially parallel to the axis, and therefore no separation occurs.
なお、本実施形態では、静翼6bと動翼7bからなる段落により取り出される回転力は小さくなるが、その低下分は、静翼6aと動翼7aとからなる段落で回転力として取り出すことができるため、タービン全体としての回転力は減らない。むしろ、損失の低下した分、回転力は増加させることが可能となる。
In the present embodiment, the rotational force extracted by the paragraph composed of the
本実施形態では、最終段動翼外周側に、シュラウドカバー10を設けたが、本発明の構成にシュラウドカバー10は、必ずしも必要ではなく、シュラウドカバー10を設けない形態でもよい(図9)。
In the present embodiment, the
また本実施形態では、タービン段落を一段バイパスする例を示したが、これに限定されず、一段以上バイパスしても良い。 In the present embodiment, an example in which the turbine stage is bypassed by one stage has been described, but the present invention is not limited thereto, and one or more stages may be bypassed.
次に、本発明の第2の実施形態について図面を用いて説明する。図10は、本発明の第2の実施形態に係る蒸気タービンのタービン段落部の要部構造を表す子午面断面図である。なお、第1の実施形態と同等の構成要素には同一の符号を付し、説明を省略する。本実施例では、最終段の静翼6a下流で、最終段の動翼7aの上流部のバイパス流路11と蒸気主流路2から合流する部位において、蒸気圧力をほぼ同等に設計している。バイパス流路11と蒸気主流路2から合流した蒸気が、径方向に偏流しないため、動翼バイパス流路仕切りカバー13が不要である。
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 10 is a meridional cross-sectional view showing the main structure of the turbine stage part of the steam turbine according to the second embodiment of the present invention. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the component equivalent to 1st Embodiment, and description is abbreviate | omitted. In the present embodiment, the steam pressure is designed to be substantially equal at a portion where the
ここで、バイパス流路11と蒸気主流路2からの蒸気は、速度、流れ方向が必ずしも同一でない。よって、バイパス流路11、蒸気主流路2の合流部でせん断層が形成され、エネルギー損失が発生する。しかしながら、せん断層による損失は、最終段落で生成される軸動力に対し、微々たるものである。むしろ、動翼バイパス流路仕切りカバー13を無くすことにより、動翼7aの遠心応力設計値に余裕ができるため、さらなる長翼化が可能となり、環帯面積増加を増加させることが出来るため、損失を増加させることなく、出力を増加できる。
Here, the speed and the flow direction of the steam from the
次に、本発明の第3の実施形態について図面を用いて説明する。図11は、本発明の第3の実施形態に係る蒸気タービンのタービン段落部の要部構造を表す子午面断面図である。なお、第1の実施形態と同等の構成要素には同一の符号を付し、説明を省略する。蒸気タービンの最終段では、圧力、比エンタルピーレベルが低く、作動蒸気は湿り蒸気となる。静翼6a表面に液膜が形成され、静翼6a後縁から、粗大な液滴が、動翼7aに放出される。粗大液滴は、静動翼間で、作動蒸気により、微細化されるが、一部は、動翼先端に衝突し、動翼7aを壊食する。壊食の進行は、軸動力、翼強度の低下を伴うという問題がある。
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 11 is a meridional cross-sectional view illustrating a main structure of a turbine stage portion of a steam turbine according to a third embodiment of the present invention. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the component equivalent to 1st Embodiment, and description is abbreviate | omitted. In the final stage of the steam turbine, the pressure and specific enthalpy level are low, and the working steam becomes wet steam. A liquid film is formed on the surface of the
以上の課題に対し、本発明の実施形態では、静翼6aの静翼バイパス流路19に位置する外周側翼部に湿分除去スリット15を設けている。静翼バイパス流路仕切りカバー12、静翼6aの外周側翼部、外周側ダイアフラム4aを中空に形成し、静翼6a上流の蒸気が静翼バイパス流路仕切りカバー12、静翼6aの外周側翼部、外周側ダイアフラム4aの内部から、抽気室18aに導出される。湿分除去スリット15は、静翼内外と連通しており、静翼内部に対し、静翼外部の圧力が高い。よって、静翼に形成された液膜は、湿分除去スリット15を通過し、抽気室18aに除去される。静翼6a後流に放出される粗大液滴がなくなるため、動翼の壊食は起こらない。
With respect to the above problems, in the embodiment of the present invention, the moisture removal slit 15 is provided in the outer wing portion located in the stationary
以上、本発明を蒸気タービンの最終段落に適用した例を説明したが、最終段落に限られずさらに上流側の段落でも適用可能である。また、本発明は、蒸気タービンに限らずガスタービンにも適用可能である。 As mentioned above, although the example which applied this invention to the last paragraph of the steam turbine was demonstrated, it is not restricted to a last paragraph, Furthermore, it can apply also to an upstream paragraph. Further, the present invention is applicable not only to a steam turbine but also to a gas turbine.
なお、本発明を蒸気タービンの最終段落に適用した場合には、先に各実施形態で説明した利点の他に、以下の2つの利点がある。 In addition, when the present invention is applied to the final paragraph of the steam turbine, there are the following two advantages in addition to the advantages described in the embodiments.
一つ目の利点は、湿り損失が低減することである。図1に示した一般的な蒸気タービンでは、最終段落の上流側段落を構成する動翼7翼面に付着した水膜が遠心力により外周側に集められ、最終段落の静翼6aに向かって放出される。そのため、最終段落入口の外周側で湿り度が大きくなり、これが動翼周速の大きい最終段落での湿り損失増加や、エロージョン増加の原因となる。一方、本発明を蒸気タービンの最終段落に適用した場合、最終段落外周側の入口全比エンタルピーが大きいために、液相の質量分率である湿り度が小さくなる。湿り度が小さくなる結果、本発明では湿り損失が小さくなり、エロージョンの発生も抑制できる。そのため、タービン効率を向上でき、蒸気タービンの信頼性も向上できる。
The first advantage is that wetting loss is reduced. In the general steam turbine shown in FIG. 1, the water film adhering to the blade surface of the moving
二つ目の利点は、翼の信頼性を向上できることである。蒸気タービンの過熱蒸気から二相流状態である湿り蒸気に移行するウイルソン線は、最終段落の1つ上流側のタービン段落に位置することが多い。ウイルソン線は、タービン負荷や蒸気条件によって、流れ方向に動くため、ウイルソン線が存在するタービン段落では、乾き蒸気と湿り蒸気の状態が繰り返され、腐食ピットが発生しやすい。しかしながら、本発明を最終段落に適用した場合、ウイルソン線が生じる最終段落の1つ上流側のタービン段落は、翼長が小さいため、翼にかかる応力を小さくでき、腐食ピットによる翼の信頼性低下を抑制できる。 The second advantage is that the reliability of the wing can be improved. The Wilson line that transitions from superheated steam of a steam turbine to wet steam that is in a two-phase flow state is often located in the turbine stage one upstream of the last stage. The Wilson line moves in the flow direction depending on the turbine load and steam conditions. Therefore, in the turbine stage where the Wilson line exists, the state of dry steam and wet steam is repeated, and corrosion pits are likely to occur. However, when the present invention is applied to the final paragraph, the turbine stage upstream of the final stage where the Wilson line is generated has a small blade length, so that the stress applied to the blade can be reduced, and the reliability of the blade is reduced due to corrosion pits. Can be suppressed.
1 蒸気
2 蒸気主流路
3 ケーシング
4a,4b,4c,4d 外周側ダイアフラム
5a,5b,5c,5d 内周側ダイアフラム
6a,6b,6c,6d 静翼
7a,7b,7c,7d 動翼
8 タービンロータ
9 タービン中心軸
10 シュラウドカバー
11 バイパス流路
12 静翼バイパス流路仕切りカバー
13 動翼バイパス流路仕切りカバー
14 抽気管
15 湿分除去スリット
16 ダイアフラム支持体
17 抽気室仕切り板
18 抽気室
19 静翼バイパス流路
20 動翼バイパス流路DESCRIPTION OF
Claims (7)
前記作動流体流路の外に設けられ、作動流体流れ方向上流側から流入する作動流体の一部を、前記タービン段落の少なくとも一段をバイパスさせ、バイパスした前記タービン段落の作動流体流れ方向下流側にある前記タービン段落に導入するバイパス流路を備えることを特徴とする軸流タービン。An axial turbine comprising a turbine stage comprising a stationary blade fixed to a stationary body and a moving blade fixed to a turbine rotor, and a working fluid flow path having a plurality of turbine stages in the turbine axial direction,
A part of the working fluid that is provided outside the working fluid flow path and flows in from the upstream side in the working fluid flow direction bypasses at least one stage of the turbine stage, and is downstream of the bypassed working stage in the working fluid flow direction. An axial-flow turbine comprising a bypass flow passage introduced into the turbine stage.
前記バイパス流路を流下したバイパス流が導入されるタービン段落の静翼間流路は、前記バイパス流が流入する外周側と、前記作動流体流路を流下する作動流体主流が流入する内周側とに径方向に仕切られていることを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 1,
The flow path between the stationary blades of the turbine stage into which the bypass flow that has flowed down the bypass flow path is introduced are the outer peripheral side into which the bypass flow flows and the inner peripheral side into which the main working fluid flow that flows down the working fluid flow path. And an axial turbine characterized by being partitioned in a radial direction.
前記バイパス流は、該バイパス流が導入されるタービン段落の少なくとも一段以上上流で抽気した抽気蒸気であることを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 2,
The axial flow turbine, wherein the bypass flow is extracted steam extracted at least one stage upstream of a turbine stage into which the bypass flow is introduced.
前記バイパス流が導入されるタービン段落の動翼間流路は、前記バイパス流が流入する外周側と、前記作動流体流路を流下する作動流体主流が流入する内周側とに径方向に仕切られていることを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 3,
The passage between the blades of the turbine stage into which the bypass flow is introduced is radially divided into an outer peripheral side into which the bypass flow flows and an inner peripheral side into which the working fluid main flow flows down the working fluid flow channel. An axial-flow turbine characterized in that
前記バイパス流が導入されるタービン段落の動翼の上流部、かつ、前記バイパス流と前記作動流体主流が合流する部位において、両流れの静圧が同等であることを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 3,
An axial flow turbine characterized in that static pressures of both flows are equal in an upstream portion of a moving blade of a turbine stage into which the bypass flow is introduced and a portion where the bypass flow and the main working fluid flow merge.
前記バイパス流が導入されるタービン段落の直上流蒸気を抽気する構造を有することを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 3,
An axial turbine having a structure for extracting steam immediately upstream of a turbine stage into which the bypass flow is introduced.
前記バイパス流路を流下したバイパス流が導入されるタービン段落の静翼は、前記バイパス流が通過する外周側翼部が、中空構造で、かつ内外を連通するスリットを有しており、
前記外周側翼部の内部を、前記バイパス流よりも静圧の低い作動流体流路からの抽気流が通過する構造を有することを特徴とする軸流タービン。An axial turbine according to claim 4,
The stationary blade of the turbine stage into which the bypass flow flowing down the bypass flow path is introduced, the outer wing portion through which the bypass flow passes has a hollow structure and has a slit that communicates the inside and the outside,
An axial turbine having a structure in which a bleed air flow from a working fluid flow path having a static pressure lower than that of the bypass flow passes through the inside of the outer peripheral wing portion.
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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EP4202184A1 (en) * | 2021-12-24 | 2023-06-28 | ITP Next Generation Turbines, S.L. | Gas turbine including a heated turbine outlet stator vane arrangement |
Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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US1493266A (en) * | 1922-12-05 | 1924-05-06 | Gen Electric | Elastic-fluid turbine |
JPH10331604A (en) * | 1997-05-30 | 1998-12-15 | Toshiba Corp | Steam turbine plant |
JP2011099380A (en) * | 2009-11-06 | 2011-05-19 | Hitachi Ltd | Axial flow turbine |
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2011
- 2011-08-24 JP JP2013529782A patent/JPWO2013027239A1/en active Pending
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