WO2012133224A1 - ガスタービン - Google Patents

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WO2012133224A1
WO2012133224A1 PCT/JP2012/057592 JP2012057592W WO2012133224A1 WO 2012133224 A1 WO2012133224 A1 WO 2012133224A1 JP 2012057592 W JP2012057592 W JP 2012057592W WO 2012133224 A1 WO2012133224 A1 WO 2012133224A1
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WO
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throat width
turbine
end side
blade
longitudinal direction
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PCT/JP2012/057592
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French (fr)
Inventor
仁志 北川
康朗 坂元
伊藤　栄作
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三菱重工業株式会社
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Publication date
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Priority to KR1020137025559A priority patent/KR20130129301A/ko
Priority to KR1020157032763A priority patent/KR101760199B1/ko
Priority to US14/008,513 priority patent/US9719354B2/en
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    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
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    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • 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
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    • F01D5/12—Blades
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05B2220/00—Application
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2240/00—Components
    • F05B2240/20—Rotors
    • F05B2240/30—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor

Definitions

  • the present invention relates to, for example, a gas turbine in which fuel is supplied to compressed high-temperature and high-pressure air and burned, and generated combustion gas is supplied to the turbine to obtain rotational power.
  • the gas turbine is composed of a compressor, a combustor, and a turbine, and the air taken in from the air intake port is compressed by the compressor to become high-temperature / high-pressure compressed air.
  • the fuel is supplied and burned, and the high-temperature and high-pressure combustion gas drives the turbine, and the generator connected to the turbine is driven.
  • the turbine is configured by alternately arranging a plurality of stationary blades and moving blades in the vehicle interior, and rotationally drives an output shaft connected to the generator by driving the moving blades with combustion gas. ing.
  • the energy of the combustion gas (exhaust gas) that has driven the turbine is gradually converted to a pressure and released to the atmosphere so that no loss occurs by the exhaust diffuser.
  • the exhaust diffuser is configured so that its flow passage area increases from the turbine outlet, that is, from the diffuser inlet toward the flow direction of the exhaust gas.
  • the exhaust gas after being recovered can be decelerated to restore the pressure.
  • Patent Document 1 As a gas turbine having such an exhaust diffuser, for example, there is one described in Patent Document 1 below.
  • the turbine efficiency is improved and the performance of the gas turbine is improved.
  • it is effective to increase the outlet channel area compared to the inlet channel area.
  • the exhaust diffuser if the outlet flow passage area is suddenly increased compared to the inlet flow passage area, the exhaust gas flow is separated near the outer peripheral wall surface and the central wall surface of the exhaust diffuser, and the pressure is increased. The amount of recovery will be small.
  • the exhaust diffuser if the outlet flow passage area is not abruptly increased compared to the inlet flow passage area, the length of the exhaust diffuser in the longitudinal direction (exhaust gas flow direction) becomes large, and the exhaust diffuser It will increase the size.
  • the present invention solves the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a gas turbine capable of improving the performance by improving the turbine efficiency by efficiently recovering the pressure of the exhaust gas.
  • a gas turbine according to the present invention is a gas which obtains rotational power by supplying a combustion gas to compressed air compressed by a compressor and burning it, and supplying the generated combustion gas to the turbine.
  • the turbine is configured such that a stationary blade body and a moving blade body are alternately arranged along a flow direction of combustion gas inside a cylindrical turbine casing, and a cylindrical exhaust is formed at a rear portion of the turbine casing.
  • a diffuser is connected, and the stationary blade body is configured by arranging a plurality of stationary blades at equal intervals in the circumferential direction, and the moving blade body includes a plurality of moving blades at equal intervals in the circumferential direction.
  • the stationary blade or the moving blade is characterized in that the throat width on the end portion side in the longitudinal direction is set larger than the throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction.
  • the throat width on the end side of the stationary blade or moving blade is larger than the throat width on the intermediate side, the outflow angle on the end side becomes smaller than the outflow angle on the intermediate side, and the exhaust gas flowing through the exhaust diffuser
  • the gas flow it is possible to efficiently recover the pressure of the exhaust gas, thereby improving the turbine efficiency and improving the performance.
  • the stationary blade or the moving blade is characterized in that the throat width on both end portions in the longitudinal direction is set larger than the throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction.
  • the rotor blade has a throat width on the proximal end side fixed to the turbine shaft and a throat width on the intermediate portion side between the proximal end portion side and the distal end portion side.
  • the throat width on the distal end side is set to be larger than the throat width on the proximal end side.
  • the throat width on the end side of the rotor blade is larger than the throat width on the intermediate side, the outflow angle on the end side becomes smaller than the outflow angle on the intermediate part, and from the combustion gas on the end side.
  • the power acquisition amount decreases, the power acquisition amount from the combustion gas increases on the intermediate side.
  • the total pressure of the combustion gas at the outlet on the end side is higher than the outlet on the intermediate side of the blade, and the exhaust gas is less likely to peel off near the wall of the exhaust diffuser.
  • the stationary blade has a throat width on the base end side and a throat width on the intermediate end side between the base end side and the tip end side, which are disposed on the turbine shaft side. It is set to be larger than the width, and the throat width on the base end side and the throat width on the tip end side are set to be substantially the same.
  • the throat width on the end side of the stationary blade to be larger than the throat width on the intermediate side
  • the outflow angle on the end side becomes smaller than the outflow angle on the intermediate portion and is arranged downstream of the stationary blade.
  • the inflow angle on the end side of the moving blade becomes smaller.
  • the turning angle of the combustion gas is reduced on the end side compared to the intermediate part side of the rotor blade, and the amount of power acquired from the combustion gas is reduced on the end side, but the power acquisition from the combustion gas is reduced on the intermediate part. The amount increases.
  • the total pressure of the combustion gas at the outlet on the end side becomes higher than the outlet on the intermediate side of the rotor blade, and the exhaust gas is less likely to peel off near the wall surface of the exhaust diffuser.
  • the gas turbine of the present invention is characterized in that, in the final stage moving blade body, the moving blade is set such that the throat width on the end side in the longitudinal direction is larger than the throat width on the intermediate side in the longitudinal direction.
  • the pressure recovery amount in the exhaust diffuser can be increased by setting the total pressure of the exhaust gas flowing from the final stage moving blade body to the exhaust diffuser to an appropriate value in the radial direction.
  • the gas turbine according to the present invention is characterized in that, in the final stage stationary blade body, the stationary blade has a throat width on the end portion side in the longitudinal direction set larger than a throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction.
  • the pressure recovery amount in the exhaust diffuser can be increased by setting the total pressure of the exhaust gas flowing from the final stage rotor body to the exhaust diffuser through the final stage rotor body to an appropriate value in the radial direction.
  • the throat width on the end side in the longitudinal direction of the stationary blade or the moving blade is set larger than the throat width on the intermediate side in the longitudinal direction.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a final stage moving blade of a turbine in a gas turbine according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic diagram illustrating the throat width of the tip of the final stage moving blade of the turbine of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic diagram illustrating the throat width of the intermediate portion in the final stage rotor blade of the turbine of the first embodiment.
  • FIG. 4 is a schematic diagram illustrating the throat width of the base end portion of the final stage moving blade of the turbine of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a graph showing the relative outflow angle of the moving blade in the height direction of the final stage moving blade.
  • FIG. 6 is a graph showing the absolute absolute pressure at the outlet of the final stage blade in the height direction of the final stage blade.
  • FIG. 7 is a schematic diagram illustrating a gas turbine according to the first embodiment.
  • FIG. 8 is a schematic diagram illustrating a configuration from the last stage stationary blade to the exhaust diffuser in the gas turbine of the first embodiment.
  • FIG. 9 is a schematic diagram illustrating the final stage stationary blade of the turbine in the gas turbine according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a schematic diagram illustrating the throat width of the tip of the final stage stationary blade of the turbine of the second embodiment.
  • FIG. 11 is a schematic diagram illustrating the throat width of the intermediate portion in the final stage stationary blade of the turbine of the second embodiment.
  • FIG. 12 is a schematic diagram illustrating the throat width of the base end portion in the final stage stationary blade of the turbine of the second embodiment.
  • FIG. 13 is a graph showing the stationary blade relative outflow angle in the height direction of the final stage stationary blade.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a final stage moving blade of a turbine in a gas turbine according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a schematic diagram illustrating a throat width of a tip portion of the final stage moving blade of the turbine of the first embodiment
  • FIG. 3 is a schematic diagram showing the throat width of the intermediate part in the final stage rotor blade of the turbine of the first embodiment
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing the throat width of the base end part in the final stage rotor blade of the turbine of the first embodiment.
  • FIG. 5 is a graph showing a relative outflow angle of a moving blade in the height direction of the final stage moving blade
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating a final stage moving blade of a turbine in a gas turbine according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a schematic diagram illustrating a throat width of a tip portion of the final stage moving blade of the turbine of the first embodiment
  • FIG. 3 is a schematic diagram showing the throat width of
  • FIG. 6 is a graph showing an absolute absolute pressure at the outlet of the final stage moving blade in the height direction of the final stage moving blade.
  • FIG. 7 is a schematic diagram illustrating a gas turbine according to the first embodiment
  • FIG. 8 is a schematic diagram illustrating a configuration from a final stage stationary blade to an exhaust diffuser in the gas turbine according to the first embodiment.
  • the gas turbine of Example 1 is composed of a compressor 11, a combustor 12, and a turbine 13 as shown in FIG.
  • a generator (not shown) is connected to the gas turbine and can generate power.
  • the compressor 11 has an air intake 21 for taking in air, and a plurality of stationary blade bodies 23 and moving blade bodies 24 are alternately arranged in the compressor casing 22 in the front-rear direction (the axial direction of the rotor 32 described later).
  • the bleed chamber 25 is provided on the outside thereof.
  • the combustor 12 is combustible by supplying fuel to the compressed air compressed by the compressor 11 and igniting it.
  • a plurality of stationary blade bodies 27 and moving blade bodies 28 are alternately disposed in a turbine casing 26 in the front-rear direction (the axial direction of a rotor 32 described later).
  • An exhaust chamber 30 is disposed downstream of the turbine casing 26 via an exhaust casing 29, and the exhaust chamber 30 has an exhaust diffuser 31 that is continuous with the turbine 13.
  • a rotor (turbine shaft) 32 is positioned so as to penetrate through the center of the compressor 11, the combustor 12, the turbine 13, and the exhaust chamber 30.
  • the end of the rotor 32 on the compressor 11 side is rotatably supported by the bearing portion 33, while the end of the exhaust chamber 30 side is rotatably supported by the bearing portion 34.
  • the rotor 32 is fixed by stacking a plurality of disks on which the rotor blade bodies 24 are mounted in the compressor 11, and a plurality of disks on which the rotor blade bodies 28 are mounted in the turbine 13.
  • a generator drive shaft (not shown) is connected to the end on the compressor 11 side.
  • the compressor casing 22 of the compressor 11 is supported by the legs 35
  • the turbine casing 26 of the turbine 13 is supported by the legs 36
  • the exhaust chamber 30 is supported by the legs 37.
  • the air taken in from the air intake 21 of the compressor 11 passes through the plurality of stationary blade bodies 23 and the moving blade bodies 24 and is compressed to become high-temperature and high-pressure compressed air.
  • a predetermined fuel is supplied to the compressed air in the combustor 12 and burned.
  • the high-temperature and high-pressure combustion gas that is the working fluid generated in the combustor 12 passes through the plurality of stationary blade bodies 27 and the moving blade bodies 28 that constitute the turbine 13 to drive and rotate the rotor 32.
  • a generator connected to the rotor 32 is driven.
  • the energy of the exhaust gas (combustion gas) is converted into pressure by the exhaust diffuser 31 in the exhaust chamber 30 and decelerated before being released to the atmosphere.
  • a turbine casing 26 having a cylindrical shape has a plurality of stationary blade bodies 27 and moving blade bodies 28 arranged alternately along the flow direction of the combustion gas.
  • the turbine casing 26 is provided with a cylindrical exhaust casing 29 on the downstream side in the flow direction of the exhaust gas.
  • the exhaust casing 29 is provided with a cylindrical exhaust chamber 30 on the downstream side in the exhaust gas flow direction.
  • the exhaust chamber 30 is provided with an exhaust duct (not shown) on the downstream side in the flow direction of the exhaust gas.
  • the turbine casing 26, the exhaust casing 29, the exhaust chamber 30, and the exhaust duct are each formed in two upper and lower parts, and both are integrally connected.
  • the turbine casing 26 and the exhaust casing 29 are connected by a plurality of connecting bolts 41, and the exhaust casing 29 and the exhaust chamber 30 are connected by a plurality of exhaust chamber supports 42 and 43 capable of absorbing thermal expansion.
  • the exhaust chamber supports 42 and 43 have a strip shape, are extended along the axial direction of the turbine 13, and are arranged in parallel at a predetermined interval in the circumferential direction.
  • the exhaust chamber supports 42 and 43 are capable of absorbing the thermal expansion by deforming when thermal expansion occurs due to a temperature difference between the exhaust casing 29 and the exhaust chamber 30. This thermal elongation is likely to occur during a transition period such as when the turbine 13 is started or during a high load.
  • a gas seal 44 is provided between the exhaust chamber 29 and the exhaust chamber 30 so as to be positioned between the exhaust chamber supports 42 and 43.
  • the exhaust casing 29 is provided with an exhaust diffuser 31 having a cylindrical shape that constitutes the exhaust chamber 30 inside.
  • the exhaust diffuser 31 includes a cylindrical outer diffuser 45 and an inner diffuser 46 connected by a plurality of strut shields 47.
  • the strut shield 47 has a hollow structure such as a cylindrical shape or an elliptical cylinder shape, and a plurality of strut shields 47 are provided at equal intervals in the circumferential direction of the exhaust diffuser 31.
  • the exhaust chamber supports 42 and 43 and the gas seal 44 described above are connected to the outer diffuser 45 in the exhaust diffuser 31 constituting the exhaust chamber 30 at the ends.
  • a strut 48 is disposed in the strut shield 47.
  • One end of the strut 48 is connected to a bearing box 49 that passes through the inner diffuser 46 and accommodates the bearing portion 34, and the rotor 32 is rotatably supported by the bearing 34.
  • the other end side of the strut 48 passes through the outer diffuser 45 and is fixed to the exhaust casing 29.
  • the space inside the strut shield 47 communicates with the space inside the exhaust diffuser 31 (inner diffuser 46) and the space between the exhaust casing 29 and the exhaust diffuser 31 (outer diffuser 45). Cooling air can be supplied to the space.
  • the turbine casing 26 has a plurality of stationary blade bodies 27 and moving blade bodies 28 arranged alternately inside thereof, and the blade ring structure of each stage has a substantially similar configuration.
  • the stationary blade body 27 includes a plurality of stationary blades 27a arranged at equal intervals in the circumferential direction, an inner shroud 27b fixed to the proximal end portion on the rotor 32 side, and an outer shroud on the distal end portion on the turbine casing 26 side. 27c is fixed and configured.
  • the rotor blade body 28 has the rotor blades 28a arranged at equal intervals in the circumferential direction, the base end portion fixed to the rotor disk 28b fixed to the rotor 32, and the tip end portion facing the turbine casing 26 side. It is configured to be extended.
  • the final stage moving blade 28a is disposed downstream of the final stage stationary blade 27a.
  • the final stage blade ring structure in the turbine casing 26 includes a cylindrical turbine casing main body 51, a cylindrical blade ring 52 provided inside the turbine casing main body 51, and a final stage moving blade.
  • a split ring 53 that is arranged outside of 28a and has a cylindrical shape, and heat shield rings 54, 55, and 56 that connect the split ring 53 and the blade ring 52 to the outer shroud 27c of the final stage stationary blade 27a. .
  • the combustion gas passage A is configured by the inner shroud 27c, the split ring 53, and the like that configure the turbine casing 26, and the turbine casing 26 and the exhaust gas are exhausted.
  • An exhaust gas passage B constituted by the exhaust diffuser 31 is configured by the front part of the exhaust diffuser 31 entering the inside of the rear part of the passenger compartment 29 with a predetermined gap in the radial direction and connected by a sealing device 57.
  • the combustion gas passage A and the exhaust gas passage B are continuous.
  • the moving blade (final moving blade) 28a has a throat width on the end side in the longitudinal direction on the intermediate portion side in the longitudinal direction. It is set larger than the throat width.
  • the rotor blade 28a is set such that the throat width on both end portions in the longitudinal direction is larger than the throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction.
  • the moving blade 28a is set such that the throat width on the base end side fixed to the rotor 32 and the throat width on the tip end side are larger than the throat width on the intermediate portion side between the base end side and the tip end side.
  • the throat width on the distal end side is set larger than the throat width on the proximal end side.
  • FIG. 2 shows a cross-sectional shape of the moving blade 28a on the tip end side (the turbine casing 26 and the split ring 53 side), and is set to a throat width w1 between adjacent moving blades 28a.
  • the outflow angle (gauge angle) ⁇ 1 is set.
  • FIG. 3 shows the cross-sectional shape of the moving blade 28a on the middle side in the longitudinal direction. By setting the throat width w2 between the adjacent moving blades 28a, the outflow angle (gauge angle) ⁇ 2 is set. Has been. Further, FIG.
  • the throat widths w1 and w3 on the tip end side and the base end side of the rotor blade 28a are larger than the throat width w2 on the intermediate side.
  • the throat width w3 on the base end side is larger than the throat width w1 on the tip end side.
  • the throat is a minimum area portion between the back surface and the abdominal surface of the moving blade 28a on the downstream side in the flow direction of the combustion gas between the moving blades 28a adjacent in the circumferential direction, and the throat width w Is the width of this throat.
  • the outflow direction is a direction orthogonal to the width direction of the throat portion, and the outflow angle ⁇ is an angle of the outflow direction with respect to the axial direction of the rotor 32.
  • the conventional moving blade is set so that the outflow angle gradually decreases from the leading end side to the base end side of the moving blade, as indicated by the alternate long and short dash line.
  • the outflow angle gradually increases from the distal end side to the intermediate portion of the moving blade 28a and then gradually toward the proximal end side. Is set to be smaller.
  • the moving blade 28a has a small outflow angle on the distal end side and a proximal end side, that is, a large throat width, so that the amount of power acquired from the combustion gas is reduced, while an outflow angle on the intermediate side is large. That is, since the throat width is small, the amount of power acquired from the combustion gas increases. As a result, as shown in FIG.
  • the combustor 12 supplies fuel to the compressed air compressed by the compressor 11 and burns, and the generated combustion gas is supplied to the turbine 13 to generate rotational power.
  • the stationary blade bodies 27 and the moving blade bodies 28 are alternately arranged along the flow direction of the combustion gas inside the cylindrical turbine casing 26, and the cylindrical shape is formed at the rear of the turbine casing 26.
  • a turbine 13 is configured by connecting exhaust diffusers 31 formed, and a moving blade body 28 is configured by arranging a plurality of moving blades 28a at equal intervals in the circumferential direction, and a throat on the end side in the longitudinal direction of the moving blades 28a. The width is set larger than the throat width on the intermediate side in the longitudinal direction.
  • the throat width on the end portion side of the rotor blade 28a is larger than the throat width on the intermediate portion side, the outflow angle on the end portion side becomes smaller than the outflow angle on the intermediate portion, and from the combustion gas on the end portion side.
  • the power acquisition amount from the combustion gas increases on the intermediate side.
  • the total pressure of the combustion gas at the outlet on the end side becomes higher than the outlet on the intermediate part side of the moving blade 28a, and it is difficult for the exhaust gas to peel off in the vicinity of the wall surface of the exhaust diffuser 31.
  • the amount of pressure recovery here increases, and efficient pressure recovery of the exhaust gas can be performed to improve turbine efficiency and improve performance.
  • the throat width on both ends in the longitudinal direction of the rotor blade 28a is set larger than the throat width on the intermediate part in the longitudinal direction. Therefore, it is possible to appropriately control the flow of the exhaust gas flowing from the both end portions in the longitudinal direction of the moving blade 28a to the exhaust diffuser 31, and it is possible to appropriately increase the pressure recovery amount here.
  • the throat width on the end portion side of the moving blade 28a in the final stage moving blade body 28 is set larger than the throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction. Therefore, the pressure recovery amount in the exhaust diffuser 31 can be increased by setting the total pressure of the exhaust gas flowing from the final stage moving blade body 28 to the exhaust diffuser 31 to an appropriate value in the radial direction.
  • the throat width on both the distal end side and the proximal end side in the longitudinal direction of the moving blade 28a is set larger than the throat width on the intermediate portion side, but the distal end portion in the longitudinal direction of the moving blade 28a is set. Only the throat width on the side or only the throat width on the base end side may be set larger than the throat width on the intermediate side.
  • FIG. 9 is a schematic diagram illustrating the final stage stationary blade of the turbine in the gas turbine according to the second embodiment of the present invention
  • FIG. 10 is a schematic diagram illustrating the throat width of the tip of the final stage stationary blade of the turbine of the second embodiment
  • FIG. FIG. 12 is a schematic diagram showing the throat width of the intermediate part in the final stage stationary blade of the turbine of Example 2
  • FIG. 12 is a schematic diagram showing the throat width of the base end part in the final stage stationary blade of the turbine of Example 2
  • FIG. It is a graph showing the stationary blade relative outflow angle in the height direction.
  • the stationary blade (final stage stationary blade) 27a is set such that the throat width on the end side in the longitudinal direction is larger than the throat width on the intermediate portion side in the longitudinal direction.
  • the stationary blade 27a is set such that the throat width on both ends in the longitudinal direction is larger than the throat width on the intermediate part in the longitudinal direction.
  • the stationary blade 27a has a throat width on the proximal end side fixed to the inner shroud 27b and a throat width on the distal end side fixed to the outer shroud 27c between the proximal end side and the distal end side.
  • the throat width on the front end side and the throat width on the base end side are set to be substantially the same.
  • FIG. 10 shows the cross-sectional shape of the tip side (outside shroud 27c side) of the stationary blade 27a, and the outflow angle is set by setting the throat width w11 between the adjacent stationary blades 27a. (Gauging angle) ⁇ 11 is set.
  • FIG. 11 shows the cross-sectional shape of the stationary blade 27a on the middle side in the longitudinal direction. By setting the throat width w12 between the adjacent stationary blades 27a, the outflow angle (gauge angle) ⁇ 12 is set. Has been.
  • FIG. 12 shows a cross-sectional shape of the base end side (inner shroud 27b side) of the stationary vane 27a. ) ⁇ 13.
  • the throat widths w11 and w13 on the distal end side and the proximal end side of the stationary blade 27a are larger than the throat width w12 on the intermediate side.
  • the throat width w11 on the distal end side and the throat width w13 on the proximal end side are substantially the same size.
  • the throat is the smallest area portion between the back surface and the abdominal surface of the stationary blade 27a on the downstream side in the flow direction of the combustion gas between the stationary blades 27a adjacent in the circumferential direction, and the throat width w Is the width of this throat.
  • the outflow direction is a direction orthogonal to the width direction of the throat portion, and the outflow angle ⁇ is an angle of the outflow direction with respect to the axial direction of the rotor 32.
  • the conventional stationary blade is set so that the outflow angle gradually decreases from the distal end side to the proximal end side of the stationary blade, as represented by a one-dot chain line.
  • the stationary blade 27a of the second embodiment as indicated by a solid line, the outflow angle gradually increases from the distal end side to the intermediate portion of the stationary blade 27a and then gradually toward the proximal end portion side. Is set to be smaller.
  • the stationary blade 27a has a smaller outflow angle between the distal end side and the proximal end portion, and a smaller inflow angle between the distal end side and the proximal end portion of the moving blade 28a located on the downstream side.
  • the turning angle decreases on the distal end side and the proximal end side of the moving blade 28a, and the amount of power acquired from the combustion gas decreases.
  • the intermediate portion of the stationary blade 27a has a large outflow angle, and the inflow angle of the intermediate portion of the moving blade 28a located on the downstream side is large. As a result, the turning angle of the intermediate part of the moving blade 28a increases, and the amount of power acquired from the combustion gas increases.
  • the plurality of stationary blades 27a are fixed at equal intervals in the circumferential direction to form the stationary blade 2 body 7, and the base disposed on the rotor 32 side of the stationary blade 27a.
  • the throat width on the end side and the throat width on the front end side are set larger than the throat width on the intermediate side between the base end side and the front end side, and the throat width on the base end side and the throat width on the front end side are set.
  • the width is set to be almost the same.
  • the throat width on the end side of the stationary blade 27a to be larger than the throat width on the intermediate side
  • the outflow angle on the end side becomes smaller than the outflow angle on the intermediate part, and on the downstream side on the end side.
  • the inflow angle and turning angle of the moving blade 28a located are decreased, and the power acquisition amount from the combustion gas is decreased, but the power acquisition amount from the combustion gas is increased on the intermediate side.
  • the total pressure of the combustion gas at the outlet on the end side becomes higher than the outlet on the intermediate part side of the moving blade 28a, and it is difficult for the exhaust gas to peel off in the vicinity of the wall surface of the exhaust diffuser 31.
  • the amount of pressure recovery here increases, and efficient pressure recovery of the exhaust gas can be performed to improve turbine efficiency and improve performance.
  • the throat width on the end side in the longitudinal direction of the stationary blade 27a is set to be larger than the throat width on the intermediate side in the longitudinal direction in the final stage stationary blade body 27. Therefore, the total pressure of the exhaust gas flowing from the final stage stationary blade body 27a through the final stage moving blade body 28a to the exhaust diffuser 31 can be set to an appropriate value in the radial direction, and the amount of pressure recovery in the exhaust diffuser 31 can be increased. Can do.
  • the throat width on both the distal end side and the proximal end portion side in the longitudinal direction of the stationary blade 27a is set larger than the throat width on the intermediate portion side, but the distal end portion in the longitudinal direction of the stationary blade 27a. Only the throat width on the side or only the throat width on the base end side may be set larger than the throat width on the intermediate side.

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Abstract

　ガスタービンにおいて、圧縮機（１１）で圧縮した圧縮空気に燃焼器（１２）で燃料を供給して燃焼し、発生した燃焼ガスをタービン（１３）に供給することで回転動力を得るように構成し、円筒形状をなすタービン車室（２６）の内側に静翼体（２７）と動翼体（２８）を燃焼ガスの流動方向に沿って交互に配置し、タービン車室（２６）の後部に円筒形状をなす排気ディフューザ（３１）を連結してタービン（１３）を構成し、複数の動翼（２８ａ）を周方向に等間隔で配置して動翼体（２８）を構成し、この動翼（２８ａ）を、その長手方向における端部側のスロート幅を長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定することで、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とする。

Description

ガスタービン
　本発明は、例えば、圧縮した高温・高圧の空気に対して燃料を供給して燃焼し、発生した燃焼ガスをタービンに供給して回転動力を得るガスタービンに関する。
　ガスタービンは、圧縮機と燃焼器とタービンにより構成されており、空気取入口から取り込まれた空気が圧縮機によって圧縮されることで高温・高圧の圧縮空気となり、燃焼器にて、この圧縮空気に対して燃料を供給して燃焼させ、高温・高圧の燃焼ガスがタービンを駆動し、このタービンに連結された発電機を駆動する。この場合、タービンは、車室内に複数の静翼及び動翼が交互に配設されて構成されており、燃焼ガスにより動翼を駆動することで発電機の連結される出力軸を回転駆動している。そして、タービンを駆動した燃焼ガス（排気ガス）のエネルギは、排気ディフューザにより損失が発生しないように徐々に圧力に変換されて大気に放出される。
　このように構成されたガスタービンにおけるタービンにて、排気ディフューザは、タービン出口、つまり、ディフューザ入口から排ガスの流動方向に向けてその流路面積が拡大するように構成されており、タービンで動力が回収された後の排気ガスを減速し、圧力を回復することができる。
　このような排気ディフューザを有するガスタービンとしては、例えば、下記特許文献１に記載されたものがある。
特開２００９－２０３８７１号公報
　ところで、上述した排気ディフューザでは、排気ガスの減速により圧力回復量が大きくなると、タービン効率が向上してガスタービンの性能が向上する。この排気ディフューザでの圧力回復量を大きくするためには、入口の流路面積に比べて出口流路面積を大きくすることが有効的である。しかし、排気ディフューザにて、入口の流路面積に比べて出口流路面積を急激に大きくすると、排気ディフューザにおける外周側の壁面近傍や中心側の壁面近傍で、排気ガスの流れが剥離し、圧力回復量が小さくなってしまう。一方、排気ディフューザにて、入口の流路面積に比べて出口流路面積が急激に大きくならないようにすると、排気ディフューザにおける長手方向（排気ガスの流動方向）の長さが大きくなり、排気ディフューザの大型化を招いてしまう。
　本発明は上述した課題を解決するものであり、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とするガスタービンを提供することを目的とする。
　上記の目的を達成するための本発明のガスタービンは、圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼し、発生した燃焼ガスをタービンに供給することで回転動力を得るガスタービンにおいて、前記タービンは、円筒形状をなすタービン車室の内側に静翼体と動翼体が燃焼ガスの流動方向に沿って交互に配置され、前記タービン車室の後部に円筒形状をなす排気ディフューザが連結されて構成され、前記静翼体は、複数の静翼が周方向に等間隔で配置されて構成されると共に、前記動翼体は、複数の動翼が周方向に等間隔で固定されて構成され、前記静翼または前記動翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定される、ことを特徴とするものである。
　従って、静翼や動翼における端部側のスロート幅が中間部側のスロート幅より大きく設定されることで、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、排気ディフューザを流れる排気ガスの流れを適正に制御することで、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことができ、タービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　本発明のガスタービンでは、前記静翼または前記動翼は、長手方向における両端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴としている。
　従って、静翼や動翼における長手方向の両端部側から排気ディフューザに流れる排気ガスの流れを適正に制御することができ、ここでの圧力回復量を適正に増加することができる。
　本発明のガスタービンでは、前記動翼は、タービン軸に固定される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅が基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、先端部側のスロート幅が基端部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴としている。
　従って、動翼における端部側のスロート幅が中間部側のスロート幅より大きく設定されることで、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、端部側で燃焼ガスからの動力取得量が減少するが、中間部側で燃焼ガスからの動力取得量が増加する。その結果、翼の中間部側の出口に比べて端部側の出口での燃焼ガスの全圧が高くなり、排気ディフューザの壁面近傍での排気ガスの剥離が生じにくくなることから、ここでの圧力回復量が増加し、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　本発明のガスタービンでは、前記静翼は、タービン軸側に配置される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅が基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、基端部側のスロート幅と先端部側のスロート幅とがほぼ同じに設定されることを特徴としている。
　従って、静翼における端部側のスロート幅が中間部側のスロート幅より大きく設定されることで、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、前記静翼の下流に配置される動翼における端部側の流入角が小さくなる。これにより、動翼の中間部側に比べて端部側では燃焼ガスの転向角が小さくなり、端部側で燃焼ガスからの動力取得量が減少するが、中間部で燃焼ガスからの動力取得量が増加する。その結果、動翼の中間部側の出口に比べて端部側の出口での燃焼ガスの全圧が高くなり、排気ディフューザの壁面近傍での排気ガスの剥離が生じにくくなることから、ここでの圧力回復量が増加し、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　本発明のガスタービンでは、最終段動翼体にて、前記動翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴としている。
　従って、最終段動翼体から排気ディフューザに流れる排気ガスの全圧を径方向で適正値とすることで、排気ディフューザにおける圧力回復量を増加させることができる。
　本発明のガスタービンでは、最終段静翼体にて、前記静翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴としている。
　従って、最終段動翼体から最終段動翼体を通過して排気ディフューザに流れる排気ガスの全圧を径方向で適正値とすることで、排気ディフューザにおける圧力回復量を増加させることができる。
　本発明のガスタービンによれば、静翼または動翼の長手方向における端部側のスロート幅を長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定するので、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、排気ディフューザを流れる排気ガスの流れを適正に制御することで、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことができ、タービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
図１は、本発明の実施例１に係るガスタービンにおけるタービンの最終段動翼を表す概略図である。 図２は、実施例１のタービンの最終段動翼における先端部のスロート幅を表す概略図である。 図３は、実施例１のタービンの最終段動翼における中間部のスロート幅を表す概略図である。 図４は、実施例１のタービンの最終段動翼における基端部のスロート幅を表す概略図である。 図５は、最終段動翼の高さ方向における動翼相対流出角を表すグラフである。 図６は、最終段動翼の高さ方向における最終段動翼の出口絶対全圧を表すグラフである。 図７は、実施例１のガスタービンを表す概略図である。 図８は、実施例１のガスタービンにおける最終段静翼から排気ディフューザまでの構成を表す概略図である。 図９は、本発明の実施例２に係るガスタービンにおけるタービンの最終段静翼を表す概略図である。 図１０は、実施例２のタービンの最終段静翼における先端部のスロート幅を表す概略図である。 図１１は、実施例２のタービンの最終段静翼における中間部のスロート幅を表す概略図である。 図１２は、実施例２のタービンの最終段静翼における基端部のスロート幅を表す概略図である。 図１３は、最終段静翼の高さ方向における静翼相対流出角を表すグラフである。
　以下に添付図面を参照して、本発明に係るガスタービンの好適な実施例を詳細に説明する。なお、この実施例により本発明が限定されるものではなく、また、実施例が複数ある場合には、各実施例を組み合わせて構成するものも含むものである。
　図１は、本発明の実施例１に係るガスタービンにおけるタービンの最終段動翼を表す概略図、図２は、実施例１のタービンの最終段動翼における先端部のスロート幅を表す概略図、図３は、実施例１のタービンの最終段動翼における中間部のスロート幅を表す概略図、図４は、実施例１のタービンの最終段動翼における基端部のスロート幅を表す概略図、図５は、最終段動翼の高さ方向における動翼相対流出角を表すグラフ、図６は、最終段動翼の高さ方向における最終段動翼の出口絶対全圧を表すグラフ、図７は、実施例１のガスタービンを表す概略図、図８は、実施例１のガスタービンにおける最終段静翼から排気ディフューザまでの構成を表す概略図である。
　実施例１のガスタービンは、図７に示すように、圧縮機１１と燃焼器１２とタービン１３により構成されている。このガスタービンには、図示しない発電機が連結されており、発電可能となっている。
　圧縮機１１は、空気を取り込む空気取入口２１を有し、圧縮機車室２２内に複数の静翼体２３と動翼体２４が前後方向（後述するロータ３２の軸方向）に交互に配設されてなり、その外側に抽気室２５が設けられている。燃焼器１２は、圧縮機１１で圧縮された圧縮空気に対して燃料を供給し、点火することで燃焼可能となっている。タービン１３は、タービン車室２６内に複数の静翼体２７と動翼体２８が前後方向（後述するロータ３２の軸方向）に交互に配設されている。このタービン車室２６の下流側には、排気車室２９を介して排気室３０が配設されており、排気室３０は、タービン１３に連続する排気ディフューザ３１を有している。
　また、圧縮機１１、燃焼器１２、タービン１３、排気室３０の中心部を貫通するようにロータ（タービン軸）３２が位置している。ロータ３２は、圧縮機１１側の端部が軸受部３３により回転自在に支持される一方、排気室３０側の端部が軸受部３４により回転自在に支持されている。そして、このロータ３２は、圧縮機１１にて、各動翼体２４が装着されたディスクが複数重ねられて固定され、タービン１３にて、各動翼体２８が装着されたディスクが複数重ねられて固定されており、圧縮機１１側の端部に図示しない発電機の駆動軸が連結されている。
　そして、このガスタービンは、圧縮機１１の圧縮機車室２２が脚部３５に支持され、タービン１３のタービン車室２６が脚部３６により支持され、排気室３０が脚部３７により支持されている。
　従って、圧縮機１１の空気取入口２１から取り込まれた空気が、複数の静翼体２３と動翼体２４を通過して圧縮されることで高温・高圧の圧縮空気となる。燃焼器１２にて、この圧縮空気に対して所定の燃料が供給され、燃焼する。そして、この燃焼器１２で生成された作動流体である高温・高圧の燃焼ガスが、タービン１３を構成する複数の静翼体２７と動翼体２８を通過することでロータ３２を駆動回転し、このロータ３２に連結された発電機を駆動する。一方、排気ガス（燃焼ガス）のエネルギは、排気室３０の排気ディフューザ３１により圧力に変換され減速されてから大気に放出される。
　上述したタービン１３において、図８に示すように、円筒形状をなすタービン車室２６は、その内側に複数の静翼体２７と動翼体２８が燃焼ガスの流動方向に沿って交互に配設されている。このタービン車室２６は、排気ガスの流動方向の下流側に円筒形状をなす排気車室２９が配設されている。この排気車室２９は、排気ガスの流動方向の下流側に円筒形状をなす排気室３０が配設されている。この排気室３０は、排気ガスの流動方向の下流側に排気ダクト（図示略）が配設されている。この場合、タービン車室２６、排気車室２９、排気室３０、排気ダクトは、それぞれ上下２分割に形成され、両者が一体に連結されて構成されている。
　そして、タービン車室２６と排気車室２９とは、複数の連結ボルト４１により連結され、排気車室２９と排気室３０とは、熱伸びを吸収可能な複数の排気室サポート４２，４３により連結されている。この排気室サポート４２，４３は、短冊形状をなし、タービン１３の軸方向に沿って延設されると共に、周方向に所定の間隔で複数並設されている。この排気室サポート４２，４３は、排気車室２９と排気室３０との間で温度差により熱伸びが発生したとき、変形することでその熱伸びを吸収可能となっている。この熱伸びは、タービン１３の始動時などの過渡期や高負荷時に発生しやすい。また、排気車室２９と排気室３０との間には、各排気室サポート４２，４３の間に位置してガスシール４４が設けられている。
　排気車室２９は、その内側に排気室３０を構成する円筒形状をなす排気ディフューザ３１が配置されている。この排気ディフューザ３１は、円筒形状をなす外側ディフューザ４５と内側ディフューザ４６が複数のストラットシールド４７により連結されて構成されている。このストラットシールド４７は、円筒形状や楕円筒状などの中空構造をなし、排気ディフューザ３１の周方向に均等間隔で複数設けられている。なお、上述した排気室サポート４２，４３及びガスシール４４は、端部が排気室３０を構成する排気ディフューザ３１における外側ディフューザ４５に連結されている。
　ストラットシールド４７内には、ストラット４８が配設されている。このストラット４８は、一端側が内側ディフューザ４６を貫通して軸受部３４を収容する軸受箱４９に連結され、この軸受３４によりロータ３２が回転自在に支持されている。また、ストラット４８は、他端側が外側ディフューザ４５を貫通して排気車室２９に固定されている。なお、ストラットシールド４７内部の空間は、排気ディフューザ３１（内側ディフューザ４６）の内側の空間や、排気車室２９と排気ディフューザ３１（外側ディフューザ４５）との間の空間に連通し、外部からこれらの空間に冷却空気を供給可能となっている。
　また、タービン車室２６は、その内側に複数の静翼体２７と動翼体２８が交互に配設されており、各段の翼環構造はほぼ同様の構成となっている。この場合、静翼体２７は、複数の静翼２７ａが周方向に均等間隔で配置され、ロータ３２側の基端部に内側シュラウド２７ｂが固定され、タービン車室２６側の先端部に外側シュラウド２７ｃが固定されて構成されている。また、動翼体２８は、同様に、動翼２８ａが周方向に均等間隔で配置され、基端部がロータ３２に固定されるロータディスク２８ｂに固定され、先端部がタービン車室２６側に延出されて構成されている。そして、最終段静翼２７ａの下流側に最終段動翼２８ａが配置されている。
　ここで、タービン車室２６における最終段翼環構造は、円筒形状をなすタービン車室本体５１と、タービン車室本体５１の内側に設けられて円筒形状をなす翼環５２と、最終段動翼２８ａの外方に配置されて円筒形状をなす分割環５３と、分割環５３及び翼環５２と最終段静翼２７ａの外側シュラウド２７ｃとを連結する遮熱環５４，５５，５６とから構成されている。
　タービン１３は、このように各段の翼環構造が構成されることから、タービン車室２６を構成する内側シュラウド２７ｃ、分割環５３などにより燃焼ガス通路Ａが構成され、タービン車室２６及び排気車室２９の後部の内側に、排気ディフューザ３１の前部が径方向に所定隙間をもって侵入し、シール装置５７により連結されることで、排気ディフューザ３１により構成される排気ガス通路Ｂが構成され、燃焼ガス通路Ａと排気ガス通路Ｂが連続するようになっている。
　このように構成された実施例１のタービン１３にて、図１に示すように、動翼（最終段動翼）２８ａは、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されている。実施例１では、動翼２８ａは、長手方向における両端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されている。この場合、動翼２８ａは、ロータ３２に固定される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅が、基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、且つ、先端部側のスロート幅が基端部側のスロート幅より大きく設定されている。
　具体的に説明すると、図２は、動翼２８ａにおける先端部側（タービン車室２６及び分割環５３側）の断面形状を表すものであり、隣接する動翼２８ａ同士のスロート幅ｗ１に設定することで、流出角（ゲージング角）θ１に設定されている。また、図３は、動翼２８ａにおける長手方向の中間部側の断面形状を表すものであり、隣接する動翼２８ａ同士のスロート幅ｗ２に設定することで、流出角（ゲージング角）θ２に設定されている。更に、図４は、動翼２８ａにおける基端部側（ロータ３２及びロータディスク２８ｂ側）の断面形状を表すものであり、隣接する動翼２８ａ同士のスロート幅ｗ３に設定することで、流出角（ゲージング角）θ３に設定されている。
　そして、動翼２８ａにおける先端部側及び基端部側のスロート幅ｗ１，ｗ３は、中間部側のスロート幅ｗ２より大きくなっている。また、基端部側のスロート幅ｗ３は、先端部側のスロート幅ｗ１より大きくなっている。
　なお、スロートとは、周方向に隣接する動翼２８ａ間にて、燃焼ガスの流動方向の下流側における動翼２８ａの背面と腹面との間にある最小面積部であって、スロート幅ｗとは、このスロート部の幅である。また、流出方向とは、このスロート部の幅方向に直交する方向であり、流出角θとは、ロータ３２の軸心方向に対する流出方向の角度である。
　従って、図５に示すように、従来の動翼は、一点鎖線で表すように、動翼の先端部側から基端部側に向けて流出角が徐々に小さくなるように設定されていた。これに対して、実施例１の動翼２８ａは、実線で表すように、流出角が動翼２８ａの先端部側から中間部に向けて徐々に大きくなった後に基端部側に向けて徐々に小さくなるように設定されている。
　そのため、動翼２８ａは、先端部側と基端部側の流出角が小さい、つまり、スロート幅が大きいことから、燃焼ガスからの動力取得量が減少する一方、中間部側の流出角が大きい、つまり、スロート幅が小さいことから、燃焼ガスからの動力取得量が増加する。その結果、図６に示すように、従来は、一点鎖線で表すように、動翼の先端部側から基端部側までの動翼出口、つまり、排気ディフューザ入口での燃焼ガス（排気ガス）の全圧がほぼ一定となり、外側ディフューザや内側ディフューザの壁面近傍で排気ガスの剥離が生じやすくなり、排気ディフューザにおける圧力回復量が小さくなってしまう。これに対して、実施例１では、実線で表すように、動翼２８ａの中間部に比べて先端部側及び基端部側の動翼２８ａの出口、つまり、排気ディフューザ３１の入口での燃焼ガス（排気ガス）の全圧が高くなることから、外側ディフューザ４５及び内側ディフューザ４６の壁面近傍で排気ガスの剥離が生じにくくなり、排気ディフューザ３１における圧力回復量が大きくなる。
　このように実施例１のガスタービンにあっては、圧縮機１１で圧縮した圧縮空気に燃焼器１２で燃料を供給して燃焼し、発生した燃焼ガスをタービン１３に供給することで回転動力を得るように構成し、円筒形状をなすタービン車室２６の内側に静翼体２７と動翼体２８を燃焼ガスの流動方向に沿って交互に配置し、タービン車室２６の後部に円筒形状をなす排気ディフューザ３１を連結してタービン１３を構成し、複数の動翼２８ａを周方向に等間隔で配置して動翼体２８を構成し、この動翼２８ａの長手方向における端部側のスロート幅を、長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定している。
　従って、動翼２８ａにおける端部側のスロート幅が中間部側のスロート幅より大きく設定されることで、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、端部側で燃焼ガスからの動力取得量が減少するが、中間部側で燃焼ガスからの動力取得量が増加する。その結果、動翼２８ａの中間部側の出口に比べて端部側の出口での燃焼ガスの全圧が高くなり、排気ディフューザ３１の壁面近傍での排気ガスの剥離が生じにくくなることから、ここでの圧力回復量が増加し、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　また、実施例１のガスタービンでは、動翼２８ａの長手方向における両端部側のスロート幅を長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定している。従って、動翼２８ａにおける長手方向の両端部側から排気ディフューザ３１に流れる排気ガスの流れを適正に制御することができ、ここでの圧力回復量を適正に増加することができる。
　また、実施例１のガスタービンでは、最終段動翼体２８における動翼２８ａの端部側のスロート幅を長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定している。従って、最終段動翼体２８から排気ディフューザ３１に流れる排気ガスの全圧を径方向で適正値とすることで、排気ディフューザ３１における圧力回復量を増加させることができる。
　なお、この実施例１では、動翼２８ａの長手方向における先端部側と基端部側の両方のスロート幅を中間部側のスロート幅より大きく設定したが、動翼２８ａの長手方向における先端部側のスロート幅だけ、または、基端部側のスロート幅だけを中間部側のスロート幅より大きく設定してもよい。
　図９は、本発明の実施例２に係るガスタービンにおけるタービンの最終段静翼を表す概略図、図１０は、実施例２のタービンの最終段静翼における先端部のスロート幅を表す概略図、図１１は、実施例２のタービンの最終段静翼における中間部のスロート幅を表す概略図、図１２は、実施例２のタービンの最終段静翼における基端部のスロート幅を表す概略図、図１３は、最終段静翼の高さ方向における静翼相対流出角を表すグラフである。
　実施例２のガスタービンのタービンにて、図９に示すように、静翼（最終段静翼）２７ａは、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されている。実施例２では、静翼２７ａは、長手方向における両端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されている。この場合、静翼２７ａは、内側シュラウド２７ｂに固定される基端部側のスロート幅及び外側シュラウド２７ｃに固定される先端部側のスロート幅が、基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、且つ、先端部側のスロート幅と基端部側のスロート幅とがほぼ同じに設定されている。
　具体的に説明すると、図１０は、静翼２７ａにおける先端部側（外側シュラウド２７ｃ側）の断面形状を表すものであり、隣接する静翼２７ａ同士のスロート幅ｗ１１に設定することで、流出角（ゲージング角）θ１１に設定されている。また、図１１は、静翼２７ａにおける長手方向の中間部側の断面形状を表すものであり、隣接する静翼２７ａ同士のスロート幅ｗ１２に設定することで、流出角（ゲージング角）θ１２に設定されている。更に、図１２は、静翼２７ａにおける基端部側（内側シュラウド２７ｂ側）の断面形状を表すものであり、隣接する静翼２７ａ同士のスロート幅ｗ１３に設定することで、流出角（ゲージング角）θ１３に設定されている。
　そして、静翼２７ａにおける先端部側及び基端部側のスロート幅ｗ１１，ｗ１３は、中間部側のスロート幅ｗ１２より大きくなっている。また、先端部側のスロート幅ｗ１１と基端部側のスロート幅ｗ１３とは、ほぼ同じ大きさとなっている。
　なお、スロートとは、周方向に隣接する静翼２７ａ間にて、燃焼ガスの流動方向の下流側における静翼２７ａの背面と腹面との間にある最小面積部であって、スロート幅ｗとは、このスロート部の幅である。また、流出方向とは、このスロート部の幅方向に直交する方向であり、流出角θとは、ロータ３２の軸心方向に対する流出方向の角度である。
　従って、図１３に示すように、従来の静翼は、一点鎖線で表すように、静翼の先端部側から基端部側に向けて流出角が徐々に小さくなるように設定されていた。これに対して、実施例２の静翼２７ａは、実線で表すように、流出角が静翼２７ａの先端部側から中間部に向けて徐々に大きくなった後に基端部側に向けて徐々に小さくなるように設定されている。
　そのため、静翼２７ａは、先端部側と基端部側の流出角が小さくなり、下流側に位置する動翼２８ａの先端部側と基端部側は流入角が小さくなる。その結果、動翼２８ａの先端部側と基端部側は転向角が減少し、燃焼ガスからの動力取得量が減少する。一方、静翼２７ａの中間部は流出角が大きくなり、下流側に位置する動翼２８ａの中間部の流入角が大きくなる。その結果、動翼２８ａの中間部の転向角は増加し、燃焼ガスからの動力取得量は増加する。その結果、従来は、実施例１で説明した図６に一点鎖線で表すように、動翼の先端部側から基端部側までの動翼出口、つまり、排気ディフューザ入口での燃焼ガス（排気ガス）の全圧がほぼ一定となり、外側ディフューザや内側ディフューザの壁面近傍で排気ガスの剥離が生じやすくなり、排気ディフューザにおける圧力回復量が小さくなってしまう。これに対して、実施例２では、図６に実線で表すように、動翼２８ａの中間部に比べて先端部側及び基端部側の動翼２８ａの出口、つまり、排気ディフューザ３１の入口での燃焼ガス（排気ガス）の全圧が高くなることから、外側ディフューザ４５及び内側ディフューザ４６の壁面近傍で排気ガスの剥離が生じにくくなり、排気ディフューザ３１における圧力回復量が大きくなる。
　このように実施例２のガスタービンにあっては、複数の静翼２７ａを周方向に等間隔で固定して静翼２体７を構成し、静翼２７ａのロータ３２側に配置される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅を、基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定し、基端部側のスロート幅と先端部側のスロート幅とをほぼ同じに設定している。
　従って、静翼２７ａにおける端部側のスロート幅が中間部側のスロート幅より大きく設定されることで、端部側の流出角が中間部の流出角より小さくなり、端部側で下流側に位置する動翼２８ａの流入角および転向角が減少し、燃焼ガスからの動力取得量が減少するが、中間部側で燃焼ガスからの動力取得量が増加する。その結果、動翼２８ａの中間部側の出口に比べて端部側の出口での燃焼ガスの全圧が高くなり、排気ディフューザ３１の壁面近傍での排気ガスの剥離が生じにくくなることから、ここでの圧力回復量が増加し、効率的な排気ガスの圧力回復を行うことでタービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　実施例２のガスタービンでは、最終段静翼体２７にて、静翼２７ａの長手方向における端部側のスロート幅を長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定している。従って、最終段静翼体２７ａから最終段動翼体２８ａを通過して排気ディフューザ３１に流れる排気ガスの全圧を径方向で適正値とすることができ、排気ディフューザ３１における圧力回復量を増加させることができる。
　なお、この実施例２では、静翼２７ａの長手方向における先端部側と基端部側の両方のスロート幅を中間部側のスロート幅より大きく設定したが、静翼２７ａの長手方向における先端部側のスロート幅だけ、または、基端部側のスロート幅だけを中間部側のスロート幅より大きく設定してもよい。
　また、実施例１における動翼体２８の動翼２８ａの形状と、実施例２における静翼体２７の静翼２７ａの形状との両方を適用したタービンを適用することで、更なるタービン効率を向上して性能向上を可能とすることができる。
　１１　圧縮機
　１２　燃焼器
　１３　タービン
　２６　タービン車室
　２７　静翼体
　２７ａ　最終段静翼
　２７ｂ　内側シュラウド
　２７ｃ　外側シュラウド
　２８　動翼体
　２８ａ　最終段動翼
　２８ｂ　ロータディスク
　２９　排気車室
　３０　排気室
　３１　排気ディフューザ
　３２　ロータ（タービン軸）
　４５　外側ディフューザ
　４６　内側ディフューザ
　４８　ストラット
　５１　タービン車室本体
　５２　翼環
　５３　分割環
　５４，５５，５６　遮熱環
　Ａ　燃焼ガス通路
　Ｂ　排気ガス通路

Claims (6)

  1. 　圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼し、発生した燃焼ガスをタービンに供給することで回転動力を得るガスタービンにおいて、
    　前記タービンは、円筒形状をなすタービン車室の内側に静翼体と動翼体が燃焼ガスの流動方向に沿って交互に配置され、前記タービン車室の後部に円筒形状をなす排気ディフューザが連結されて構成され、
    　前記静翼体は、複数の静翼が周方向に等間隔で配置されて構成されると共に、前記動翼体は、複数の動翼が周方向に等間隔で固定されて構成され、
    　前記静翼または前記動翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定される、
    　ことを特徴とするガスタービン。
  2. 　前記静翼または前記動翼は、長手方向における両端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴とする請求項１に記載のガスタービン。
  3. 　前記動翼は、タービン軸に固定される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅が基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、先端部側のスロート幅が基端部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴とする請求項１または２に記載のガスタービン。
  4. 　前記静翼は、タービン軸側に配置される基端部側のスロート幅及び先端部側のスロート幅が基端部側と先端部側の間の中間部側のスロート幅より大きく設定され、基端部側のスロート幅と先端部側のスロート幅とがほぼ同じに設定されることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載のガスタービン。
  5. 　最終段動翼体にて、前記動翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴とする請求項１から４のいずれか一つに記載のガスタービン。
  6. 　最終段静翼体にて、前記静翼は、長手方向における端部側のスロート幅が長手方向における中間部側のスロート幅より大きく設定されることを特徴とする請求項１から５のいずれか一つに記載のガスタービン。
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Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6396093B2 (ja) * 2014-06-26 2018-09-26 三菱重工業株式会社 タービン動翼列、タービン段落及び軸流タービン
CN107208486B (zh) 2015-02-10 2019-08-06 三菱日立电力系统株式会社 涡轮、燃气轮机以及涡轮动叶
WO2016157530A1 (ja) 2015-04-03 2016-10-06 三菱重工業株式会社 動翼、及び軸流回転機械
RU191926U1 (ru) * 2019-02-28 2019-08-28 Публичное Акционерное Общество "Одк-Сатурн" Сопловой аппарат турбины
IT202000004585A1 (it) * 2020-03-04 2021-09-04 Nuovo Pignone Tecnologie Srl Turbina e pala perfezionate per la protezione della radice dai gas caldi del percorso del flusso.
CN116940747A (zh) * 2021-03-24 2023-10-24 三菱重工业株式会社 涡轮及燃气涡轮

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003020904A (ja) * 2001-07-11 2003-01-24 Toshiba Corp 軸流タービン翼および軸流タービン段落
JP2009203871A (ja) 2008-02-27 2009-09-10 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 排気室の連結構造及びガスタービン
JP2010180827A (ja) * 2009-02-06 2010-08-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン翼、及びガスタービン
JP2011021525A (ja) * 2009-07-15 2011-02-03 Toshiba Corp タービン翼列、およびこれを用いたタービン段落、軸流タービン
JP2011038491A (ja) * 2009-08-18 2011-02-24 Mitsubishi Heavy Ind Ltd タービン排気構造及びガスタービン

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3786443B2 (ja) * 1995-02-14 2006-06-14 株式会社東芝 タービンノズル、タービン動翼及びタービン段落
JP3773565B2 (ja) 1995-10-16 2006-05-10 株式会社東芝 タービンノズル
US6004095A (en) * 1996-06-10 1999-12-21 Massachusetts Institute Of Technology Reduction of turbomachinery noise
JP3621216B2 (ja) * 1996-12-05 2005-02-16 株式会社東芝 タービンノズル
JP2000045704A (ja) * 1998-07-31 2000-02-15 Toshiba Corp 蒸気タービン
JP2002213202A (ja) * 2001-01-12 2002-07-31 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン翼
JP4373629B2 (ja) * 2001-08-31 2009-11-25 株式会社東芝 軸流タービン
JP2004263602A (ja) * 2003-02-28 2004-09-24 Toshiba Corp 軸流タービンのノズル翼、動翼およびタービン段落
ITMI20040710A1 (it) 2004-04-09 2004-07-09 Nuovo Pignone Spa Statore ad elevata efficienza per secondo stadio di una turbina a gas
US7547187B2 (en) 2005-03-31 2009-06-16 Hitachi, Ltd. Axial turbine
KR101245084B1 (ko) * 2008-02-27 2013-03-18 미츠비시 쥬고교 가부시키가이샤 배기실의 연결 구조 및 터빈의 지지 구조 그리고 가스 터빈
JP2013015018A (ja) 2009-09-29 2013-01-24 Hitachi Ltd タービン静翼の設計方法、タービン静翼、およびそれを用いた蒸気タービン装置
ITMI20101447A1 (it) 2010-07-30 2012-01-30 Alstom Technology Ltd "turbina a vapore a bassa pressione e metodo per il funzionamento della stessa"
US9011084B2 (en) 2010-09-28 2015-04-21 Mitsubishi Hitachi Power Systems, Ltd. Steam turbine stator vane and steam turbine using the same
US8708639B2 (en) * 2010-10-11 2014-04-29 The Coca-Cola Company Turbine bucket shroud tail
US20130064638A1 (en) * 2011-09-08 2013-03-14 Moorthi Subramaniyan Boundary Layer Blowing Using Steam Seal Leakage Flow

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003020904A (ja) * 2001-07-11 2003-01-24 Toshiba Corp 軸流タービン翼および軸流タービン段落
JP2009203871A (ja) 2008-02-27 2009-09-10 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 排気室の連結構造及びガスタービン
JP2010180827A (ja) * 2009-02-06 2010-08-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン翼、及びガスタービン
JP2011021525A (ja) * 2009-07-15 2011-02-03 Toshiba Corp タービン翼列、およびこれを用いたタービン段落、軸流タービン
JP2011038491A (ja) * 2009-08-18 2011-02-24 Mitsubishi Heavy Ind Ltd タービン排気構造及びガスタービン

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