WO2013042660A1 - タービン - Google Patents

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WO2013042660A1
WO2013042660A1 PCT/JP2012/073831 JP2012073831W WO2013042660A1 WO 2013042660 A1 WO2013042660 A1 WO 2013042660A1 JP 2012073831 W JP2012073831 W JP 2012073831W WO 2013042660 A1 WO2013042660 A1 WO 2013042660A1
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WO
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cavity
step portion
vortex
seal fin
turbine
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/073831
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English (en)
French (fr)
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祥弘 桑村
松本　和幸
大山　宏治
田中　良典
朝春 松尾
Original Assignee
三菱重工業株式会社
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Publication date
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Priority to US14/235,198 priority patent/US10227885B2/en
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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
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/08—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between rotor blade tips and stator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/001—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between stator blade and rotor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/02—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages by non-contact sealings, e.g. of labyrinth type
    • 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
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/22—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations
    • F01D5/225—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations by shrouding
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/10—Two-dimensional
    • F05D2250/18—Two-dimensional patterned
    • F05D2250/182—Two-dimensional patterned crenellated, notched

Definitions

  • the present invention relates to a turbine used in, for example, a power plant, a chemical plant, a gas plant, a steel mill, a ship, and the like.
  • a turbine used in, for example, a power plant, a chemical plant, a gas plant, a steel mill, a ship, and the like.
  • a casing As a kind of steam turbine, a casing, a shaft body (rotor) rotatably provided inside the casing, a plurality of stationary blades fixedly disposed on an inner peripheral portion of the casing, and a plurality of these stationary blades
  • a steam turbine including a plurality of rotor blades provided radially on a shaft body on the downstream side is known.
  • the pressure energy of the steam is converted into velocity energy by the stationary blade, and this velocity energy is converted into rotational energy (mechanical energy) by the blade.
  • pressure energy In the case of a reaction turbine, pressure energy is also converted into velocity energy in the rotor blade, and is converted into rotational energy (mechanical energy) by reaction force from which steam is ejected.
  • a radial gap is formed between the tip of the rotor blade and a casing that surrounds the rotor blade and forms a steam flow path.
  • a radial gap is also formed between the tip of the stationary blade and the shaft.
  • a step fin having a height that gradually increases from the axial upstream side to the downstream side is provided at the tip of the rotor blade, and the casing has a seal fin having a gap with respect to the step portion.
  • a structure provided with is proposed. With such a configuration, the leakage flow that has passed through the gap between the seal fins collides with the edge portion forming the stepped surface of the step portion, and the flow resistance is increased, thereby reducing the leakage flow rate.
  • the present invention has been made in consideration of such circumstances, and an object thereof is to provide a high-performance turbine capable of further reducing the leakage flow rate.
  • a turbine includes a blade, and a structure that is provided at a tip end side of the blade via a gap and that rotates about an axis relative to the blade.
  • a step portion that has a step surface and protrudes to the other side is provided on one of the tip of the blade and the portion of the structure corresponding to the tip.
  • the step portion facing the seal fin projects so that a counter vortex is formed by the main vortex, and the cavity has an axial width dimension W and a radial height dimension D.
  • the fluid that has flowed into the cavity collides with the step surface forming the edge of the step portion, that is, the surface facing the upstream side of the step portion, and returns to the upstream side.
  • a main vortex rotating in the direction is generated.
  • a part of the flow is separated from the main vortex, thereby generating a counter vortex that is a separation vortex rotating in the direction opposite to the first direction.
  • This counter vortex acts as a strong downflow upstream of the seal fin, and exerts a contraction effect on the fluid passing through the minute gap H formed between the tip portion and the step portion of the seal fin.
  • the differential pressure between the upstream and downstream of the seal fin can be reduced.
  • the relationship between the axial width dimension W and the radial height dimension D is defined so as to satisfy the above formula (1), so that the cavity depth is shallow. In this case, that is, when the D / W is less than 0.45, it is possible to prevent the counter vortex from adhering to the structure and weakening, so that a sufficient differential pressure reduction effect and contraction effect cannot be obtained. And it can prevent that the shape of a main vortex becomes flat in an axial direction, and the current flow before a step part weakens and the contraction effect of a counter vortex and the differential pressure reduction effect fall.
  • the cavity has a width dimension W in the axial direction and a height dimension D in the radial direction as shown in the following formula. It is formed so as to satisfy (2). 0.56 ⁇ D / W ⁇ 1.95 (2)
  • the relationship between the axial width dimension W and the radial height dimension D is defined so as to satisfy the above formula (2).
  • the effect and the effect of reducing the differential pressure due to the decrease in the static pressure in the counter vortex can be further improved, and the fluid leakage flow rate can be further reduced.
  • the cavity has a width dimension W in the axial direction and a height dimension D in the radial direction as shown in the following formula. It is formed so as to satisfy (3). 0.69 ⁇ D / W ⁇ 1.25 (3)
  • the relationship between the axial width dimension W and the radial height dimension D is defined so as to satisfy the above expression (3).
  • the flow effect and the differential pressure reduction effect due to the static pressure drop in the counter vortex are further improved, and the fluid leakage flow rate can be further reduced.
  • the distance L between the seal fin and the edge portion on the upstream side of the step portion, The minute gap H is formed so as to satisfy the following expression (4) for at least one of the distances L. 0.7H ⁇ L ⁇ 0.3W (4)
  • the relationship between the distance L and the minute gap H formed between the tip portion and the step portion of the seal fin is defined so as to satisfy the above formula (4).
  • the contraction flow effect and differential pressure reduction effect by the counter vortex can be further improved, and the leakage flow rate can be further reduced.
  • the minute gap H is formed so as to satisfy the following expression (5) for at least one of the distances L. 1.25H ⁇ L ⁇ 2.75H (however, L ⁇ 0.3W) (5)
  • the relationship between the distance L and the minute gap H is defined so as to satisfy the above formula (5), thereby further improving the contraction effect and the differential pressure reduction effect due to the counter vortex.
  • the leakage flow rate can be further reduced.
  • the flow rate of the fluid can be reduced by the effect of contraction by the counter vortex and the reduction of the differential pressure, and high performance can be achieved.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of a flow pattern in a range [1] in FIG. 5.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of a flow pattern in a range [2] in FIG. 5.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of a flow pattern in a range [3] in FIG. 5.
  • the steam turbine 1 is an external combustion engine that extracts the energy of the steam S as rotational power, and is used for a generator in a power plant.
  • the steam turbine 1 is provided with a casing 10, an adjustment valve 20 that adjusts the amount and pressure of the steam S flowing into the casing 10, and an inward rotation of the casing 10.
  • a shaft body (structure) 30 that transmits to a machine such as a generator that does not perform, a stationary blade 40 held by the casing 10, a moving blade 50 provided on the shaft body 30, and the shaft body 30 can be rotated about its axis.
  • a bearing portion 60 to be supported as a main component.
  • the internal space of the casing 10 is hermetically sealed.
  • the casing 10 forms a flow path for the steam S.
  • a ring-shaped partition plate outer ring 11 through which the shaft body 30 is inserted is firmly fixed to the inner wall surface of the casing 10.
  • the regulating valve 20 includes a regulating valve chamber 21 into which steam S flows from a boiler (not shown), a valve body 22 and a valve seat 23, respectively.
  • a regulating valve chamber 21 into which steam S flows from a boiler (not shown), a valve body 22 and a valve seat 23, respectively.
  • the shaft body 30 includes a shaft main body 31 and a plurality of disks 32 extending in the radial direction from the outer periphery of the shaft main body 31.
  • the shaft body 30 transmits rotational energy to a machine such as a generator (not shown).
  • a large number of the stationary blades 40 are arranged radially so as to surround the shaft body 30 to constitute an annular stationary blade group.
  • the stationary blades 40 are respectively held by the partition plate outer ring 11 described above.
  • the stationary blades 40 are arranged such that the inner side in the radial direction is connected by a ring-shaped hub shroud 41 through which the shaft body 30 is inserted, and the tip portion is spaced from the shaft body 30 in the radial direction.
  • Six annular stator blade groups composed of the plurality of stator blades 40 are formed at intervals in the axial direction.
  • the annular stationary blade group converts the pressure energy of the steam S into velocity energy and guides it to the moving blade 50 adjacent to the downstream side.
  • the rotor blade 50 is firmly attached to the outer peripheral portion of the disk 32 included in the shaft body 30.
  • a large number of the moving blades 50 are arranged radially on the downstream side of each annular stationary blade group to constitute the annular moving blade group.
  • annular stator blade groups and annular rotor blade groups are composed of one set and one stage. That is, the steam turbine 1 is configured in six stages. Among these, the tip part of the moving blade 50 in the final stage is comprised by the tip shroud 51 extended in the circumferential direction.
  • the stationary blade 40, the hub shroud 41, the tip shroud 51, and the moving blade 50 are “blades” in the present invention.
  • the partition plate outer ring 11 is a “structure”.
  • the shaft body 30 is a “structure” (see the main part J in FIG. 1).
  • the partition plate outer ring 11 is described as a “structure”
  • the moving blade 50 is described as a “blade”.
  • the tip shroud 51 that is the tip of the moving blade (blade) 50 is disposed to face the partition plate outer ring (structure) 11 with a gap in the radial direction of the casing 10.
  • the tip shroud 51 includes a step portion 52 (52A to 52C) that has a step surface 53 (53A to 53C) and protrudes toward the partition plate outer ring 11 side.
  • the tip shroud 51 includes three step portions 52 (52A to 52C), and these three step portions 52A to 52C move from the upstream side in the axial direction of the shaft body 30 toward the downstream side. It is arranged so that the protruding height from the height gradually increases. That is, in the step portions 52A to 52C, the step surfaces 53 (53A to 53C) that form steps are formed forward facing the upstream side in the axial direction.
  • An annular groove 11 a is formed in the partition plate outer ring 11 at a portion corresponding to the tip shroud 51.
  • a chip shroud 51 is accommodated in the annular groove 11a.
  • the groove bottom surface 11b of the annular groove 11a of the partition plate outer ring 11 is formed in a step shape toward the axial direction so as to correspond to each step portion 52 (52A to 52C) in the axial direction. . That is, the radial distance from the step portion 52 (52A to 52C) to the groove bottom surface 11b is constant.
  • the groove bottom surface 11b is provided with three seal fins 15 (15A to 15C) extending radially inward toward the tip shroud 51.
  • seal fins 15 (15A to 15C) are provided to extend from the groove bottom surface 11b, corresponding to the step portions 52 (52A to 52C) 1: 1.
  • a minute gap H is formed in the radial direction between the seal fin 15 (15A to 15C) and the corresponding step portion 52.
  • Each dimension of the minute gap H (H1 to H3) is within a safe range where the casing 10 and the moving blade 50 are not in contact with each other in consideration of the thermal elongation amount of the casing 10 and the moving blade 50, the centrifugal elongation amount of the moving blade 50, and the like. It is set to the smallest one. In the present embodiment, H1 to H3 all have the same dimensions. However, these may be changed as needed.
  • cavities C are formed between the tip shroud 51 and the partition plate outer ring 11 in the annular groove 11a corresponding to each step portion 52. ing.
  • the cavities C (C1 to C3) are formed between the seal fins 15 corresponding to the respective step portions 52 and the partition walls facing the seal fins 15 on the upstream side in the axial direction.
  • the partition wall is formed by the inner wall surface 54 on the upstream side in the axial direction of the annular groove 11a. Accordingly, a first cavity C1 is formed between the inner wall surface 54 and the seal fin 15A corresponding to the first step portion 52A, and further between the tip shroud 51 side and the partition plate outer ring 11. Yes.
  • the partition is formed by the seal fin 15A corresponding to the step part 52A located on the upstream side in the axial direction. Therefore, a second cavity C2 is formed between the seal fin 15A and the seal fin 15B and between the tip shroud 51 and the partition plate outer ring 11. Similarly, a third cavity C3 is formed between the seal fin 15B and the seal fin 15C and between the chip shroud 51 and the partition plate outer ring 11.
  • the width dimension of the cavity C (C1 to C3) is the cavity width W (W1 to W3). That is, in the first cavity C1, the distance between the inner wall surface 54 and the seal fin 15A is the cavity width W1. In the second cavity C2, the distance between the seal fin 15A and the seal fin 15B is a cavity width W2. In the third cavity C3, the distance between the seal fin 15B and the seal fin 15C is a cavity width W3. In the present embodiment, W1 to W3 all have the same dimensions. However, these may be changed as needed.
  • the height of the cavity C (C1 to C3) which is the radial distance between the chip shroud 51 and the partition plate outer ring 11, is set to the cavity height D (D1 to D3). ). That is, in the second cavity C2, the radial distance between the step portion 52B and the partition plate outer ring 11 is defined as the cavity height D2. In the third cavity C3, a radial distance between the step portion 52C and the partition plate outer ring 11 is defined as a cavity height D3. However, in the first cavity C1, the distance between the surface facing the radially inner side of the chip shroud 51 corresponding to the position in the rotation axis direction of the step portion 52A and the partition plate outer ring 11 is defined as the cavity height D1.
  • the linear part of the surface facing the radially inner side is set to the upstream side in the axial direction.
  • the distance between the position extended toward the center and the outer ring 11 of the partition plate is defined as a cavity height D1.
  • D1 to D3 all have the same dimensions. However, these may be changed as needed.
  • the cavity width W (W1 to W3) and the cavity height D (D1 to D3) are formed so as to satisfy the following expression (1). 0.45 ⁇ D / W ⁇ 2.67 (1)
  • the cavity width W (W1 to W3) and cavity height D (D1 to D3) are preferably formed so as to satisfy the following expression (2), and the following expression (3) is satisfied. More preferably, it is formed satisfactorily. 0.56 ⁇ D / W ⁇ 1.95 (2) 0.69 ⁇ D / W ⁇ 1.25 (3)
  • At least one of the distances L is formed so as to satisfy the following expression (5). 1.25H ⁇ L ⁇ 2.75H (however, L ⁇ 0.3W) (5)
  • the bearing unit 60 includes a journal bearing device 61 and a thrust bearing device 62, and supports the shaft body 30 in a rotatable manner.
  • the steam S flowing into the internal space of the casing 10 sequentially passes through the annular stator blade group and the annular rotor blade group in each stage. At this time, the pressure energy is converted into velocity energy by the stationary blade 40. Then, most of the steam S passing through the stationary blades 40 flows between the moving blades 50 constituting the same stage, and the velocity energy of the steam S is converted into rotational energy by the moving blades 50, so that the shaft body 30. Rotation is given. On the other hand, a part (for example, several percent) of the steam S becomes so-called leaked steam that flows out from the stationary blade 40 and then flows into the annular groove 11a.
  • the steam S flowing into the annular groove 11a first flows into the first cavity C1, collides with the step surface 53A of the step portion 52A, and flows so as to return to the upstream side.
  • the main vortex Y1 that rotates counterclockwise (first direction) on the paper surface of FIG. 3 is generated.
  • a counter vortex Y2 is generated to turn around.
  • the counter vortex Y2 exhibits a contraction effect that reduces the leakage flow that passes through the minute gap H1 between the seal fin 15A and the step portion 52A.
  • the counter vortex Y2 is formed on the upstream side of the seal fins 15B and 15C, thereby reducing the leakage flow rate.
  • the counter vortex Y2 Adheres to the outer ring 11 of the partition plate and weakens, and a sufficient differential pressure reduction effect and contraction effect cannot be obtained.
  • the shape of the main vortex Y1 becomes flat in the axial direction, As the flow before the step unit 52 (52A to 52C) weakens, the differential pressure reduction effect and the contraction effect of the counter vortex Y2 are reduced.
  • the cavity width W (W1 to W3) and the cavity height D (D1 to D3) are set so as to satisfy the above expression (1), preferably the above expression (2) or the above expression (3). ) Is set, a sufficient differential pressure reduction effect and contraction effect can be obtained.
  • the diameter of the counter vortex Y2 is twice the minute gap H1 and the outer periphery thereof is in contact with the seal fin 15A, that is, L1.
  • L1 2H
  • the position of the maximum velocity component toward the radially inward side in the downflow of the counter vortex Y2 coincides with the tip (inner end edge) of the seal fin 15A. Therefore, since this down flow passes through the minute gap H1 more favorably, the contraction effect on the leakage flow is maximized.
  • the contraction effect and the differential pressure reduction effect intended by the present invention can be achieved without depending on the operating conditions. Obtainable. However, even if satisfied when the vehicle is stopped, the intended effect cannot be obtained unless the vehicle is satisfied during operation. Therefore, the conditions of the above equations (1) to (5) must be “satisfied during operation”. Required.
  • the force toward the radially inward side can be exerted on the steam S on the upstream side of the seal fins 15 (15A to 15C) by the downflow caused by the counter vortex Y2. Accordingly, the contraction effect can be exerted on the steam S passing through the minute gap H (H1 to H3), and the leakage flow rate can be reduced.
  • the effect of reducing the differential pressure can be obtained due to the decrease in the static pressure inside the counter vortex Y2, and as a result, the leakage flow rate can be reduced.
  • the steam turbine 1 is configured so that the cavity width W (W1 to W3) and the cavity height D (D1 to D3) satisfy the above formula (1), the above formula (2), or the above formula (3). It is configured. Therefore, it is possible to prevent the counter vortex Y2 from adhering to the partition plate outer ring 11 and weakening, and a sufficient contraction effect and differential pressure reduction effect for the steam S can be obtained.
  • the distance L (L1 to L3) is set to satisfy the above equation (4), preferably the above equation (5), so that the down flow of the counter vortex Y2 can be utilized to the maximum extent.
  • the performance of the steam turbine 1 can be further improved by reducing the leakage flow rate due to the contraction effect and the differential pressure reduction effect.
  • the specific configuration is not limited to the present embodiment, and includes changes in the configuration and the like without departing from the gist of the present invention.
  • the reduction in the leakage flow rate of the steam S using the counter vortex Y ⁇ b> 2 between the moving blade 50 and the partition plate outer ring 11 has been described, but as described above, between the stationary blade 40 and the shaft body 30.
  • a similar method can be applied to the steam S, and the leakage flow rate of the steam S can be reduced.
  • the step portion 52 (52A to 52C) is formed in the tip shroud 51 constituting the tip portion of the moving blade 50, and the seal fin 15 (15A to 15C) is provided in the partition plate outer ring 11.
  • the step part 52 may be formed in the partition plate outer ring 11, and the seal fin 15 may be provided in the chip shroud 51.
  • the counter vortex Y2 is not formed in the cavity C on the most upstream side in the axial direction. Therefore, the numerical value limitation of D / W of the present invention cannot be applied as it is. Therefore, when the stationary blade 40 and the hub shroud 41 are “blades” and the step portion 52 is formed on the shaft body 30 side, the D / W numerical limitation of the present invention is not applicable.
  • the side on which the seal fin 15 is provided may not be formed in a step shape, and may be formed in, for example, a planar shape, a tapered surface, or a curved surface.
  • the cavity height D (D1 to D3) needs to be set so as to satisfy the above formula (1), preferably the above formula (2) or the above formula (3).
  • the partition plate outer ring 11 provided in the casing 10 is a structure.
  • the casing 10 itself may be configured as a structure without the partition plate outer ring 11 being provided. . That is, this structure may be any member as long as it surrounds the moving blade 50 and defines the flow path so that fluid passes between the moving blades.
  • a plurality of step portions 52 are provided, and a plurality of cavities C are thereby formed.
  • the number of these step portions 52 and the corresponding cavities C is arbitrary, and even one can be provided. , Three, or four or more.
  • the seal fin 15 and the step part 52 do not necessarily have to correspond to each other at 1: 1. Further, it is not necessary to reduce the number of the step portions 52 by one as compared with the seal fin 15. The number of seal fins 15 and step portions 52 can be arbitrarily designed.
  • the above-described invention is applied to the moving blade 50 and the stationary blade 40 in the final stage, but the above-described invention may be applied to the moving blade 50 and the stationary blade 40 in other stages.
  • the invention is applied to a condensing steam turbine.
  • the invention is applied to other types of steam turbines, for example, turbine types such as a two-stage extraction turbine, an extraction turbine, and an air-mixing turbine.
  • turbine types such as a two-stage extraction turbine, an extraction turbine, and an air-mixing turbine.
  • the above invention is applied to a steam turbine.
  • the above invention can also be applied to a gas turbine, and further, the above invention can be applied to all devices having rotor blades.
  • the horizontal axis of the graph shown in FIG. 4 indicates the dimensionless value obtained by dividing the cavity height D by the cavity width W.
  • the vertical axis indicates the flow coefficient reduction effect and the flow coefficient ⁇ .
  • the cavity height D and the cavity width W are preferably in a range that satisfies the above formula (1), more preferably in a range that satisfies the above formula (2), It can be confirmed that it is more preferable to satisfy the above formula (3).
  • the leakage reduction rate is 50% or less, and the counter vortex Y2 is weakened due to the weakening of the main vortex Y1, thereby sufficiently reducing the current flow effect. And the differential pressure reduction effect cannot be obtained.
  • the cavity width W and the cavity height D are set in a range satisfying the above formula (1), that is, 0.45 ⁇ D / W ⁇ 2.67, and 50%
  • the above leakage amount reduction rate can be obtained. Therefore, in the steam turbine 1 of the present embodiment, the leakage flow rate is reduced, and high performance can be achieved.
  • the leakage amount is reduced by about 70% or more. You can get a rate. Therefore, the steam turbine 1 of the present embodiment can achieve higher performance because the leakage flow rate is further reduced. Further, if the cavity width W and the cavity height D are set to satisfy the above formula (3), that is, 0.69 ⁇ D / W ⁇ 1.25, the leakage amount is reduced by about 90% or more. You can get a rate. Therefore, the leakage flow rate is further reduced, and high performance can be realized.
  • the horizontal axis of the graph shown in FIG. 5 indicates the dimension (length) of the distance L, and the vertical axis indicates the turbine efficiency change and the leak rate change rate (leakage flow rate change rate).
  • the magnitude with respect to the turbine efficiency in a general step fin structure and a leak flow is shown.
  • the scales on the horizontal axis and the vertical axis are not special scales such as logarithms, but are general equal scales.
  • the distance L is preferably in a range that satisfies the above formula (4), and more preferably in a range that satisfies the above formula (5).
  • the counter vortex Y2 generated at the edge 55 is attached to the groove bottom surface 11b of the annular groove 11a as shown in FIG. Is formed. Therefore, the portion F of the counter vortex Y ⁇ b> 2 where the downflow becomes strong moves around the intermediate height of the seal fin 15. Therefore, it is confirmed that a strong downflow is not formed at the tip portion of the seal fin 15. Therefore, the effect of contraction on the leakage flow due to the downflow is hardly obtained, and as shown in FIG. 5, the leak rate change rate is high (+ side), that is, the leakage flow rate is increased. Accordingly, the change in turbine efficiency is low ( ⁇ side), that is, the turbine efficiency is lowered.
  • the distance L is set in a range that satisfies the above equation (4).
  • the mutual positional relationship between the step portions 52A to 52C and the corresponding seal fins 15A to 15C and further to the cavity width W is expressed by the above equation (4). That is, 0.7H ⁇ L ⁇ 0.3W is satisfied. Therefore, the contraction effect by the counter vortex Y2 becomes sufficiently high, and the leakage flow rate is significantly reduced as compared with the conventional case. Therefore, in the steam turbine 1 having such a seal structure, the leakage flow rate is further reduced, and high performance can be realized.
  • the distance L is set in a range satisfying the formula (5), that is, 1.25H ⁇ L ⁇ 2.75H, the contraction effect by the counter vortex Y2 becomes higher, and the leakage flow rate is further reduced. . Therefore, according to the steam turbine 1, higher performance can be realized. Moreover, in this steam turbine 1, the step part is formed in three stages, and therefore three cavities C are formed. Therefore, the leakage flow rate can be reduced by the above-described contraction effect in each cavity C, and the leakage flow rate can be more sufficiently reduced as a whole.
  • the flow rate of the fluid can be reduced by the effect of contraction by the counter vortex and the reduction of the differential pressure, and high performance can be achieved.

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Abstract

　このタービン（１）は、動翼（５０）の先端部と、仕切板外輪（１１）における動翼（５０）の先端部に対応する部位と、において一方の部位には、段差面（５３）を有して他方側に突出するステップ部（５２）が設けられ、他方の部位には、ステップ部（５２）に対して延出してステップ部（５２）との間に微小隙間（Ｈ）を形成するシールフィン（１５）が設けられ、シールフィン（１５）の上流側には、主渦を形成するキャビティ（Ｃ）が形成されるとともに、主渦によってカウンタ渦が形成されるように、シールフィン（１５）と対向するステップ部（５２）が張り出しており、キャビティ（Ｃ）は、軸方向の幅寸法（Ｗ）と、径方向の高さ寸法（Ｄ）とが、以下の式（１）を満たすように形成されている。０．４５≦Ｄ／Ｗ≦２．６７……（１）

Description

タービン
　本発明は、例えば、発電プラント、化学プラント、ガスプラント、製鉄所、船舶等に用いられるタービンに関する。
　本願は、２０１１年９月２０日に、日本に出願された特願２０１１－２０４１３８号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　蒸気タービンの一種として、ケーシングと、ケーシングの内部に回転自在に設けられた軸体（ロータ）と、ケーシングの内周部に固定されて配置された複数の静翼と、これら複数の静翼の下流側において軸体に放射状に設けられた複数の動翼と、を備えた蒸気タービンが知られている。このような蒸気タービンのうち衝動タービンの場合は、蒸気の圧力エネルギーが静翼によって速度エネルギーに変換され、この速度エネルギーが動翼によって回転エネルギー（機械エネルギー）に変換されている。また、反動タービンの場合は、動翼内でも圧力エネルギーが速度エネルギーに変換され、蒸気が噴出する反動力により回転エネルギー（機械エネルギー）に変換される。
　この種の蒸気タービンでは、動翼の先端部と、動翼を取り囲んで蒸気の流路を形成するケーシングとの間に径方向の隙間が形成される。また、静翼の先端部と軸体との間にも径方向の隙間が形成されている。しかし、動翼の先端部の隙間を下流側に通過する漏洩蒸気は、動翼に対して回転力を付与しない。また、静翼先端部の隙間を下流側に通過する漏洩蒸気は、静翼によって圧力エネルギーが速度エネルギーに変換されないため、下流動翼に対して回転力をほとんど付与しない。従って、蒸気タービンの性能向上のためには、前記隙間を通過する漏洩蒸気の量を低減する必要がある。
　下記特許文献１には、動翼の先端部に、軸方向上流側から下流側に向かって高さが次第に高くなるステップ部が設けられ、ケーシングに、前記ステップ部に対して隙間を有するシールフィンが設けられた構造が提案されている。
　このような構成により、シールフィンの隙間を通り抜けた漏れ流れがステップ部の段差面を形成する端縁部に衝突し、流動抵抗を増大させることにより、漏洩流量が低減化されている。
特開２００６－２９１９６７号公報
　しかしながら、蒸気タービンの性能向上に対する要望は強く、従って漏洩流量をさらに低減することが要求される。
　本発明はこのような事情を考慮してなされたもので、漏洩流量をより低減することができる高性能なタービンを提供することを目的としている。
　本発明の第一の態様によれば、タービンは、ブレードと、前記ブレードの先端側に隙間を介して設けられるとともに、前記ブレードに対して相対的に軸中心に回転する構造体と、を備えたタービンであって、前記ブレードの先端部と、前記構造体における前記先端部に対応する部位とのうちの一方には、段差面を有して他方側に突出するステップ部が設けられ、他方には、前記ステップ部に対して延出して前記ステップ部との間に微小隙間Ｈを形成するシールフィンが設けられ、前記シールフィンの上流側には、主渦を形成するキャビティが形成されるとともに、前記主渦によってカウンタ渦が形成されるように、前記シールフィンと対向する前記ステップ部が張り出しており、前記キャビティは、軸方向の幅寸法Ｗと、径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（１）を満たすように形成されている。
　　０．４５≦Ｄ／Ｗ≦２．６７……（１）
　このようなタービンによれば、キャビティ内へ流入した流体がステップ部の端縁部を形成する段差面、即ち、ステップ部の上流側を向く面に衝突し、上流側に戻るようにして第一方向に回る主渦が発生する。また、その際、特に前記段差面の端縁部において、前記主渦から一部の流れが剥離することにより、前記第一方向と反対方向に回る剥離渦であるカウンタ渦が発生する。このカウンタ渦が、シールフィンの上流で強いダウンフローとして作用して、シールフィンの先端部とステップ部との間に形成される微小隙間Ｈを通過する流体に対して縮流効果を発揮する。さらに、このカウンタ渦内において静圧低下が発生するため、シールフィンの上流と下流との間の差圧を低減することができる。
　また、後述するシミュレーション結果に基づき、上記式（１）を満足するように軸方向の幅寸法Ｗと、径方向の高さ寸法Ｄとの関係が規定されることによって、キャビティの深さが浅い場合、即ちＤ／Ｗが０．４５未満となる場合に、カウンタ渦が構造体へ付着して弱化し、十分な差圧低減効果及び縮流効果が得られなくなることを防止できる。そして、主渦の形状が軸方向に偏平となり、ステップ部手前の流れが弱まることによってカウンタ渦の縮流効果及び差圧低減効果が低下することを防止できる。逆にキャビティの深さが深い場合、即ちＤ／Ｗが２．６７より大きくなる場合に、主渦の形状が径方向に偏平となり、ステップ部手前の流れが弱まることによってカウンタ渦の縮流効果及び差圧低減効果が低下することを防止できる。
　本発明の第二の態様によれば、本発明の第一の態様に係るタービンにおいて、前記キャビティは、前記軸方向の幅寸法Ｗと、前記径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（２）を満たすように形成されている。
　　０．５６≦Ｄ／Ｗ≦１．９５……（２）
　後述するシミュレーション結果に基づき、上記式（２）を満足するように軸方向の幅寸法Ｗと、径方向の高さ寸法Ｄとの関係が規定されることによって、カウンタ渦のダウンフローによる縮流効果、及び、カウンタ渦内の静圧低下による差圧低減効果がさらに向上し、流体の漏洩流量をさらに低減することができる。
　本発明の第三の態様によれば、本発明の第一の態様に係るタービンにおいて、前記キャビティは、前記軸方向の幅寸法Ｗと、前記径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（３）を満たすように形成されている。
　　０．６９≦Ｄ／Ｗ≦１．２５……（３）
　後述するシミュレーション結果に基づき、上記式（３）を満足するように軸方向の幅寸法Ｗと、径方向の高さ寸法Ｄとの関係が規定されることによって、カウンタ渦のダウンフロー効果による縮流効果、及び、カウンタ渦内の静圧低下による差圧低減効果がさらに向上し、流体の漏洩流量をさらに低減できる。
　本発明の第四の態様によれば、本発明の第一態様から第三の態様に係るタービンにおいて、前記シールフィンと前記ステップ部の上流側における端縁部との間の距離Ｌと、前記微小隙間Ｈとが、距離Ｌのうち少なくとも一つについて、以下の式（４）を満たすように形成されている。
　　０．７Ｈ≦Ｌ≦０．３Ｗ……（４）
　後述するシミュレーション結果に基づき、上記式（４）を満足するように、距離Ｌと、シールフィンの先端部とステップ部との間に形成される微小隙間Ｈとの関係が規定されることによって、カウンタ渦による縮流効果及び差圧低減効果がさらに向上し、漏洩流量をさらに低減することができる。
　本発明の第五の態様によれば、本発明の第一の態様から第四の態様に係るタービンにおいて、前記シールフィンと前記ステップ部の上流側における端縁部との間の距離Ｌと、前記微小隙間Ｈとが、距離Ｌのうち少なくとも一つについて、以下の式（５）を満たすように形成される。
　　１．２５Ｈ≦Ｌ≦２．７５Ｈ（ただし、Ｌ≦０．３Ｗ）……（５）
　後述するシミュレーション結果に基づき、上記式（５）を満足するように、距離Ｌと、微小隙間Ｈとの関係が規定されることによって、カウンタ渦による縮流効果及び差圧低減効果がさらに向上し、漏洩流量をさらに低減することができる。
　上記のタービンによれば、カウンタ渦による縮流効果及び差圧低減によって、流体の漏洩流量を低減することができ、高性能化を達成できる。
本発明の実施形態に係る蒸気タービンを示す概略構成断面図である。 本発明の実施形態に係る蒸気タービンを示す図であって、図１における要部Ｉを示す拡大断面図である。 本発明の実施形態に係る蒸気タービンを示す図であって、図１における要部Ｉの作用説明図である。 本発明の実施形態に係る蒸気タービンのシミュレーション結果（実施例１）を示すグラフである。 本発明の実施形態に係る蒸気タービンのシミュレーション結果（実施例２）を示すグラフである。 図５の範囲［１］でのフローパターン説明図である。 図５の範囲［２］でのフローパターン説明図である。 図５の範囲［３］でのフローパターン説明図である。
　以下、本発明の実施形態に係る蒸気タービン（タービン）１について説明する。
　蒸気タービン１は、蒸気Ｓのエネルギーを回転動力として取り出す外燃機関であって、発電所における発電機等に用いられる。
　図１に示すように、蒸気タービン１は、ケーシング１０と、ケーシング１０に流入する蒸気Ｓの量と圧力を調整する調整弁２０と、ケーシング１０の内方に回転自在に設けられ、動力を図示しない発電機等の機械に伝達する軸体（構造体）３０と、ケーシング１０に保持された静翼４０と、軸体３０に設けられた動翼５０と、軸体３０を軸回りに回転可能に支持する軸受部６０と、を主たる構成として備える。
　ケーシング１０の内部空間は気密に封止されている。ケーシング１０は、蒸気Ｓの流路を形成している。このケーシング１０の内壁面には、軸体３０が挿通されたリング状の仕切板外輪１１が強固に固定されている。
　調整弁２０は、ケーシング１０の内部に複数個取り付けられている。調整弁２０は、それぞれ、図示しないボイラから蒸気Ｓが流入する調整弁室２１と、弁体２２と、弁座２３とを備えている。弁体２２が弁座２３から離れると蒸気流路が開いて、蒸気室２４を介して蒸気Ｓがケーシング１０の内部空間に流入する。
　軸体３０は、軸本体３１と、この軸本体３１の外周から径方向に延出した複数のディスク３２と、を備えている。この軸体３０は、回転エネルギーを、図示しない発電機等の機械に伝達する。
　静翼４０は、軸体３０を取り囲むように放射状に多数配置されて環状静翼群を構成する。静翼４０は、それぞれ、前述した仕切板外輪１１に保持されている。これら静翼４０は、径方向における内方側が、軸体３０が挿通されたリング状のハブシュラウド４１で連結され、先端部が軸体３０に対して径方向の隙間をあけるように配設されている。
　これら複数の静翼４０から構成される環状静翼群は、軸方向に間隔をあけて六つ形成されている。環状静翼群は、蒸気Ｓの圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して、下流側に隣接する動翼５０側に案内する。
　動翼５０は、軸体３０が有するディスク３２の外周部に強固に取り付けられている。この動翼５０は、各環状静翼群の下流側において、放射状に多数配置されて環状動翼群を構成している。
　これら環状静翼群と環状動翼群とは、一組一段で構成されている。即ち、蒸気タービン１は、六段に構成されている。このうち、最終段における動翼５０の先端部は、周方向に延びたチップシュラウド５１で構成されている。
　ここで、静翼４０、ハブシュラウド４１、チップシュラウド５１、及び動翼５０が本発明における「ブレード」である。そして、動翼５０及びチップシュラウド５１を「ブレード」とした場合は仕切板外輪１１が「構造体」である。一方、静翼４０及びハブシュラウド４１を「ブレード」とした場合は軸体３０が「構造体」である（図１における要部Ｊ参照）。なお、以下の説明においては、仕切板外輪１１を「構造体」とし、動翼５０を「ブレード」として説明する。
　図２に示すように、動翼（ブレード）５０の先端部となるチップシュラウド５１は、ケーシング１０の径方向において仕切板外輪（構造体）１１と間隙を介して対向して配置されている。チップシュラウド５１は、段差面５３（５３Ａ～５３Ｃ）を有して仕切板外輪１１側に突出する、ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）を備える。
　本実施形態では、チップシュラウド５１は三つのステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）を備え、これら三つのステップ部５２Ａ～５２Ｃは、軸体３０の軸方向上流側から下流側に向かって、動翼５０からの突出高さが次第に高くなるように配設されている。即ち、ステップ部５２Ａ～５２Ｃでは、段差を形成する段差面５３（５３Ａ～５３Ｃ）が、軸方向上流側を向いた前向きに形成されている。
　仕切板外輪１１には、前記チップシュラウド５１に対応する部位に環状溝１１ａが形成されている。この環状溝１１ａ内に、チップシュラウド５１が収容されている。
　この仕切板外輪１１の環状溝１１ａにおける溝底面１１ｂは、本実施形態では軸方向において、各ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）に対応するように、軸方向に向かってステップ形状に形成されている。即ち、ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）から溝底面１１ｂまでの径方向距離は、一定となっている。
　また、この溝底面１１ｂには、チップシュラウド５１に向けて径方向内方側に延出する三つのシールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）が設けられている。
　これらシールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）は、ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）に１：１で対応してそれぞれ溝底面１１ｂから延出して設けられている。シールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）と、対応するステップ部５２との間には、微小隙間Ｈが径方向に形成されている。この微小隙間Ｈ（Ｈ１～Ｈ３）の各寸法は、ケーシング１０や動翼５０の熱伸び量、動翼５０の遠心伸び量等を考慮した上で、両者が接触することがない安全な範囲内で、最小のものに設定されている。
　なお、本実施形態では、Ｈ１～Ｈ３は全て同じ寸法となっている。ただし、必要に応じて、これらを適宜に変えてもよい。
　このような構成のもとに、チップシュラウド５１側と仕切板外輪１１との間には、前記環状溝１１ａ内において、各ステップ部５２毎に対応してキャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）が形成されている。
　キャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）は、各ステップ部５２に対応したシールフィン１５と、このシールフィン１５に対して軸方向上流側で対向する隔壁との間に形成されている。
　軸方向最上流側に位置する、第１段目のステップ部５２Ａに対応する第１のキャビティＣ１では、前記隔壁は、前記環状溝１１ａの、軸方向上流側の内壁面５４によって形成されている。従って、この内壁面５４と第１段目のステップ部５２Ａに対応するシールフィン１５Ａとの間で、さらにチップシュラウド５１側と仕切板外輪１１との間に、第１のキャビティＣ１が形成されている。
　また、第２段目のステップ部５２Ｂに対応する第２のキャビティＣ２では、前記隔壁は、軸方向上流側に位置するステップ部５２Ａに対応するシールフィン１５Ａによって形成されている。従って、シールフィン１５Ａとシールフィン１５Ｂとの間で、さらにチップシュラウド５１と仕切板外輪１１との間に、第２のキャビティＣ２が形成されている。
　同様に、シールフィン１５Ｂとシールフィン１５Ｃとの間で、さらにチップシュラウド５１と仕切板外輪１１との間に、第３のキャビティＣ３が形成されている。
　このようなキャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）において、シールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）の先端部と、シールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）の先端部と同径上の前記隔壁との間の軸方向距離であるキャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）の幅寸法を、キャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）とする。
　即ち、第１のキャビティＣ１においては、前記内壁面５４とシールフィン１５Ａとの間の距離をキャビティ幅Ｗ１とする。また、第２のキャビティＣ２においては、シールフィン１５Ａとシールフィン１５Ｂとの間の距離をキャビティ幅Ｗ２とする。また、第３のキャビティＣ３においては、シールフィン１５Ｂとシールフィン１５Ｃとの間の距離をキャビティ幅Ｗ３とする。なお、本実施形態では、Ｗ１～Ｗ３は全て同じ寸法となっている。ただし、必要に応じて、これらを適宜に変えてもよい。
　また、キャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）において、チップシュラウド５１と、仕切板外輪１１との間の径方向距離であるキャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）の高さ寸法を、キャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とする。
　即ち、第２のキャビティＣ２においては、ステップ部５２Ｂと仕切板外輪１１との間の径方向距離をキャビティ高さＤ２とする。第３のキャビティＣ３においては、ステップ部５２Ｃと仕切板外輪１１との間の径方向距離をキャビティ高さＤ３とする。ただし、第１のキャビティＣ１においては、ステップ部５２Ａの回転軸方向の位置に対応するチップシュラウド５１の径方向内側を向く面と仕切板外輪１１との間の距離をキャビティ高さＤ１とする。
　また、図３に示すように、ステップ部５２Ａの軸方向上流側及び径方向内側を向く面にＲ面取りが施されている場合には、径方向内側を向く面の直線部分を軸線方向上流側に向かって延長した位置と、仕切板外輪１１との間の距離をキャビティ高さＤ１とする。
　なお、本実施形態では、Ｄ１～Ｄ３は全て同じ寸法となっている。ただし、必要に応じて、これらを適宜に変えてもよい。
　そして、これらキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）とキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とは、以下の式（１）を満足して形成されている。
　　０．４５≦Ｄ／Ｗ≦２．６７……（１）
　また、これらキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）とキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とは、以下の式（２）を満足して形成されていることがより好ましく、以下の式（３）を満足して形成されていることがさらに好ましい。
　　０．５６≦Ｄ／Ｗ≦１．９５……（２）
　　０．６９≦Ｄ／Ｗ≦１．２５……（３）
　さらに、前記シールフィン１５と、それに対応する各ステップ部５２の軸方向上流側における端縁部５５との間の軸方向の距離をＬ（Ｌ１～Ｌ３）とすると、この距離Ｌのうち少なくとも一つは、以下の式（４）を満足して形成されている。
　　０．７Ｈ≦Ｌ≦０．３Ｗ……（４）
　また、この距離Ｌのうち少なくとも一つは、以下の式（５）を満足して形成されているのがより好ましい。
　　１．２５Ｈ≦Ｌ≦２．７５Ｈ（ただし、Ｌ≦０．３Ｗ）……（５）
　軸受部６０は、ジャーナル軸受装置６１及びスラスト軸受装置６２を備えており、軸体３０を回転可能に支持している。
　このような蒸気タービン１によれば、まず、調整弁２０（図１参照）を開状態とすると、図示しないボイラから蒸気Ｓがケーシング１０の内部空間に流入する。
　ケーシング１０の内部空間に流入した蒸気Ｓは、各段における環状静翼群と環状動翼群とを順次通過する。この際には、圧力エネルギーが静翼４０によって速度エネルギーに変換される。そして、静翼４０を経た蒸気Ｓのうちの大部分が同一の段を構成する動翼５０間に流入し、動翼５０により蒸気Ｓの速度エネルギーが回転エネルギーに変換されて、軸体３０に回転が付与される。一方、蒸気Ｓのうちの一部（例えば、数％）は、静翼４０から流出した後、環状溝１１ａ内に流入する、いわゆる、漏洩蒸気となる。
　ここで、図３に示すように環状溝１１ａ内に流入した蒸気Ｓは、まず、第１のキャビティＣ１に流入し、ステップ部５２Ａの段差面５３Ａに衝突し、上流側に戻るようにして流れ、例えば図３の紙面上にて反時計回り（第一方向）に回る主渦Ｙ１が生じる。
　その際、特にステップ部５２Ａの上記端縁部５５において、上記主渦Ｙ１から一部の流れが剥離されることにより、この主渦Ｙ１と反対方向、本例では図３の紙面上にて時計回りに回るように、カウンタ渦Ｙ２が生じる。このカウンタ渦Ｙ２は、シールフィン１５Ａとステップ部５２Ａとの間の微小隙間Ｈ１を通り抜ける漏れ流れを低減する、縮流効果を発揮する。
　即ち、図３に示したようにカウンタ渦Ｙ２が形成されると、このカウンタ渦Ｙ２には、シールフィン１５Ａの軸方向上流側において、速度ベクトルを径方向内方側に向けるダウンフローが生じる。このダウンフローは、前記微小隙間Ｈ１の直前で径方向内方側に向う慣性力を保有している。そのため、前記微小隙間Ｈ１を通り抜ける流れに対し、径方向内方側に縮める効果、即ち、縮流効果が発揮され、漏洩流量を低減することができる。
　また、このカウンタ渦Ｙ２内部では、静圧低下が発生するため、シールフィン１５Ａの上流側と下流側との間の差圧を低減することができる。その結果、漏洩流量を低減することができる。
　シールフィン１５Ｂ、１５Ｃの上流側においてもシールフィン１５Ａの上流側と同様に、カウンタ渦Ｙ２が形成されることによって、漏洩流量を低減することができる。
　ここで、上記カウンタ渦Ｙ２においては、キャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）のキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）との比率がある程度小さい場合には、このカウンタ渦Ｙ２が仕切板外輪１１へ付着して弱化してしまい、十分な差圧低減効果及び縮流効果が得られない。
　さらに、キャビティＣ（Ｃ１～Ｃ３）のキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）との比率がある程度小さい場合には、主渦Ｙ１の形状が軸方向に偏平となり、ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）の手前の流れが弱まることによって、カウンタ渦Ｙ２の差圧低減効果及び縮流効果が低下する。
　逆にキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）との比率がある程度大きい場合には、主渦Ｙ１の形状が径方向に偏平となり、ステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）の手前の流れが弱まることによって、カウンタ渦Ｙ２の差圧低減効果及び縮流効果が低下する。
　しかし、本実施形態においては、上記式（１）を、好ましくは上記式（２）又は上記式（３）を満足するようにキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）とキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とが設定されているため、十分な差圧低減効果及び縮流効果を得ることができる。
　また、図３に示すように、カウンタ渦Ｙ２が真円を形成すると仮定すると、このカウンタ渦Ｙ２の直径が前記微小隙間Ｈ１の２倍になってその外周がシールフィン１５Ａに接する場合、即ちＬ１＝２Ｈ１（Ｌ＝２Ｈ）の場合に、このカウンタ渦Ｙ２のダウンフローにおける径方向内方側に向く速度成分が最大の位置が、シールフィン１５Ａの先端（内端縁）に一致する。従って、このダウンフローが前記微小隙間Ｈ１の直前をより良好に通過するため、漏れ流れに対する縮流効果が最大になる。
　そして本実施形態では、上記式（４）、好ましくは上記式（５）を満足するように距離をＬ（Ｌ１～Ｌ３）が設定されているため、十分な縮流効果及び縮流効果を得ることができる。
　ここで、前記の式（１）から式（５）のいずれか一つの条件を満たせば、運転条件には左右されることなく、本発明が意図するところの縮流効果及び差圧低減効果を得ることができる。ただし、停止時に満足していても、運転時に満足していなければ意図する効果は得られなくなるため、前記の式（１）から式（５）の条件は、「運転時に満たしている」ことが必須となる。
　本実施形態の係る蒸気タービン１においては、カウンタ渦Ｙ２によるダウンフローによって、シールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）の上流側において、径方向内方側に向かう力を蒸気Ｓに及ぼすことができる。従って、微小隙間Ｈ（Ｈ１～Ｈ３）を通過する蒸気Ｓに対して縮流効果を発揮することができ、漏洩流量を低減することができる。
　また、カウンタ渦Ｙ２内部の静圧低下によって、差圧低減効果を得ることができ、その結果、漏洩流量を低減することができる。
　そして、キャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）とキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とが、上記式（１）又は上記式（２）又は上記式（３）を満足するように、蒸気タービン１が構成されている。そのため、カウンタ渦Ｙ２が仕切板外輪１１へ付着して弱化してしまうことを防止でき、蒸気Ｓに対して十分な縮流効果及び差圧低減効果を得ることができる。
　また、主渦Ｙ１の形状が偏平となることも防止でき、カウンタ渦Ｙ２による十分な縮流効果を得ることができる。さらに差圧低減効果によって、微小隙間Ｈ（Ｈ１～Ｈ３）を通過する蒸気Ｓの流量を低減することができ、漏洩流量を低減することができる。このようにして、蒸気タービン１の性能を向上させることができる。
　さらに、距離をＬ（Ｌ１～Ｌ３）が上記式（４）を、好ましくは上記式（５）を満足するように設定されていることによって、カウンタ渦Ｙ２のダウンフローを最大限生かすことができ、縮流効果及び差圧低減効果による漏洩流量の低減によって、蒸気タービン１の性能をさらに向上させることができる。
　なお、本発明の実施形態について図面を参照して詳細を説明したが、具体的な構成は本実施形態に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲の構成の変更等も含まれる。
　例えば、本実施形態では、動翼５０と仕切板外輪１１との間におけるカウンタ渦Ｙ２を用いた蒸気Ｓの漏洩流量低減について説明したが、上述のように静翼４０と軸体３０との間においても同様の手法を適用でき、蒸気Ｓの漏洩流量を低減することができる。
　さらに、実施形態では動翼５０の先端部を構成するチップシュラウド５１にステップ部５２（５２Ａ～５２Ｃ）が形成され、仕切板外輪１１にシールフィン１５（１５Ａ～１５Ｃ）が設けられる。しかしながら、仕切板外輪１１にステップ部５２が形成され、チップシュラウド５１にシールフィン１５が設けられてもよい。なお、この場合、軸方向最上流側のキャビティＣにおいてはカウンタ渦Ｙ２が形成されない。そのため、本発明のＤ／Ｗの数値限定をそのまま適用することはできない。従って、静翼４０およびハブシュラウド４１を「ブレード」として軸体３０側にステップ部５２を形成した場合も同様に、本発明のＤ／Ｗの数値限定は適用できない。
　また、シールフィン１５が設けられる側はステップ形状に形成されなくてもよく、例えば平面形状、テーパ面や曲面に形成されてもよい。ただしこの場合、上記式（１）、好ましくは上記式（２）又は上記式（３）を満足するようにキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）が設定される必要がある。
　さらに、本実施形態では、ケーシング１０に設けられた仕切板外輪１１が構造体とされたが、このような仕切板外輪１１が設けられずに、ケーシング１０自体が構造体として構成されてもよい。即ち、この構造体は、動翼５０を取り囲むとともに、流体が動翼間を通過するように流路を規定する構成であれば、どのような部材でもよい。
　また、本実施形態では、ステップ部５２が複数設けられ、これによってキャビティＣも複数形成されたが、これらステップ部５２やこれに対応するキャビティＣの数は任意であり、一つであっても、三つ、あるいは四つ以上であってもよい。
　また、本実施形態のように、シールフィン１５とステップ部５２とは必ずしも１：１で対応させる必要はない。また、シールフィン１５に比べてステップ部５２を１つだけ少なくする必要もない。シールフィン１５及びステップ部５２の数には任意に設計することができる。
　さらに、本実施形態では、最終段の動翼５０や静翼４０に上記発明を適用したが、他の段の動翼５０や静翼４０に上記発明を適用してもよい。
　また、本実施形態では、上記発明を復水式の蒸気タービンに適用したが、他の型式の蒸気タービン、例えば、二段抽気タービン、抽気タービン、混気タービン等のタービン型式に上記発明を適用することもできる。
　さらに、本実施形態では、上記発明を蒸気タービンに適用したが、ガスタービンにも上記発明を適用することができ、さらには、回転翼のある全ての装置に上記発明を適用することができる。
　ここで、上述のように十分な縮流効果を得ることが可能なキャビティ高さＤ（Ｄ１～Ｄ３）とキャビティ幅Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）との比率が存在するという知見から、シミュレーションを行ない、この条件を確認した。
　図４に示すグラフの横軸はキャビティ高さＤをキャビティ幅Ｗで割って、無次元化した数値を示している。また、縦軸は、流量係数低減効果及び流量係数αを示している。なお、縦軸の流量係数低減効果については、流量係数α＝１の場合、即ち漏洩流量が最大となる場合を０％とし、本実施形態における最小の流量係数α＝０．５４、即ち漏洩流量が最小となる場合を１００％として、この流量係数α＝１における最大の漏洩流量に対して、何％の流量係数低減効果、即ち、リーク量低減率が得られるかが示されている。
　図４に示した結果より、キャビティ高さＤ及びキャビティ幅Ｗは上記式（１）を満足する範囲とするのが好ましく、上記式（２）を満足する範囲とするのがより好ましく、また、上記式（３）を満足する範囲とするのがさらに好ましいことが確認できる。
　図４に示す範囲［１］（Ｄ／Ｗ＝０．４５）においては、約５０％のリーク量低減率を達成できることが確認できる。従って、Ｄ／Ｗ＝０．４５においては、キャビティ幅Ｗに対してキャビティ高さＤが小さくなっているため、主渦Ｙ１が軸方向に偏平形状となり主渦Ｙ１の弱化が発生し、カウンタ渦Ｙ２も弱化する。このため、縮流効果及び差圧低減効果を最大限に得ることができない。しかしながら、ある程度の効果（約５０％）は得られることが確認できる。
　図４に示す範囲［２］（０．４５＜Ｄ／Ｗ≦０．８５）においては、Ｄ／Ｗの増加に応じて、リーク量低減率が急激に増加し、Ｄ／Ｗ＝０．５６で約７０％、Ｄ／Ｗ＝０．６９で約９０％となり、Ｄ／Ｗ＝０．８５においては、最大値となる１００％となることが確認できる。即ち、Ｄ／Ｗ＝０．８５に近づくにつれ、上述のようなカウンタ渦Ｙ２の弱化が発生せず、最大限の縮流効果及び差圧低減効果を得ることができる。逆に、Ｄ／Ｗ＝０．４５に近づくにつれ、主渦Ｙ１が軸方向に偏平形状となり主渦Ｙ１の弱化が発生し、カウンタ渦Ｙ２も弱化する。
　さらに、Ｄ／Ｗ＝０．４５に近づくにつれ、急激にリーク量低減率が低下することが確認できた。これは、カウンタ渦Ｙ２が仕切板外輪１１へ付着し、このカウンタ渦Ｙ２が急激に弱化することで、縮流効果及び差圧低減効果が急激に低減するためである。
　さらに、図４に示す範囲［３］（０．８５＜Ｄ／Ｗ≦２．６７）においては、Ｄ／Ｗ＝０．８５において、リーク量低減率が最大値を示した後に、徐々にリーク量低減率が低下していくことが確認できる。そして、Ｄ／Ｗ＝１．２５で約９０％、Ｄ／Ｗ＝１．９５で約７０％、Ｄ／Ｗ＝２．６７においては約５０％までリーク量低減率が低下することが確認できる。従って、キャビティ幅Ｗに対してキャビティ高さＤが大きくなるため、主渦Ｙ１が径方向に偏平形状となり、主渦Ｙ１の弱化が発生し、カウンタ渦Ｙ２も弱化する。このため、縮流効果及び差圧低減効果を最大限に得ることができない。しかしながら、Ｄ／Ｗ≦２．６７の範囲まではある程度の効果（約５０％）は得られることが確認できる。
　そして、図４に示す範囲［４］（２．６７＜Ｄ／Ｗ）においては、リーク量低減率が５０％以下となり、主渦Ｙ１の弱化によるカウンタ渦Ｙ２の弱化で、十分な縮流効果及び差圧低減効果が得られない。
　以上のシミュレーション結果より、本実施形態ではキャビティ幅Ｗ、及びキャビティ高さＤが、上記式（１）、即ち、０．４５≦Ｄ／Ｗ≦２．６７を満足する範囲に設定され、５０％以上のリーク量低減率が得られる。従って、本実施形態の蒸気タービン１では、漏洩流量が低減され、高性能化が達成できる。
　また、キャビティ幅Ｗ、及びキャビティ高さＤが、上記式（２）、即ち、０．５６≦Ｄ／Ｗ≦１．９５を満足する範囲に設定されれば、約７０％以上のリーク量低減率を得られる。従って、本実施形態の蒸気タービン１は、漏洩流量がより低減され、高性能化を実現することができる。さらに、キャビティ幅Ｗ、及びキャビティ高さＤが、上記式（３）、即ち、０．６９≦Ｄ／Ｗ≦１．２５を満足する範囲に設定されれば、約９０％以上のリーク量低減率を得られる。従って、なり漏洩流量がさらに低減され、高性能化を実現することができる。
　次に、上述のようにカウンタ渦Ｙ２のダウンフローの効果を最大限に生かし、十分な縮流効果を得ることが可能な距離Ｌ（Ｌ１～Ｌ３）が存在するという知見から、シミュレーションを行ない、この条件を確認した。
　図５に示すグラフの横軸は距離Ｌの寸法（長さ）を示し、縦軸はタービン効率変化及びリーク量変化率（漏洩流量の変化率）を示している。なお、タービン効率変化及びリーク量変化率については、一般的なステップフィン構造でのタービン効率、リーク流量に対する大小を示している。また、このグラフでは、横軸及び縦軸の目盛りは対数等の特殊な目盛りでなく、一般的な等差目盛りである。
　図５に示した結果より、距離Ｌは上記式（４）を満足する範囲とするのが好ましく、上記式（５）を満足する範囲とするのがより好ましいことが確認できる。
　図５に示す範囲［１］（Ｌ＜０．７Ｈ）では、図６に示すように端縁部５５でカウンタ渦Ｙ２が生成されず、このためシールフィン１５の軸方向上流側にダウンフローが形成されないことが確認できる。従って、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果がほとんど得られず、図５に示したようにリーク量変化率が高く（＋側）、即ち、漏洩流量が増加する。よって、タービン効率変化は低く（－側）、即ち、タービン効率が低下する。
　図５に示す範囲［２］（０．７Ｈ≦Ｌ≦０．３Ｗ）、即ち上記式（４）の範囲内では、図７に示すように端縁部５５でカウンタ渦Ｙ２が生成され、そのダウンフローの強い部分（矢印Ｆ）が、シールフィン１５の先端近傍に位置するようになることが確認される。従って、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果が十分に得られ、図５に示したようにリーク量変化率が低く（－側）、即ち、漏洩流量が低減される。よって、タービン効率変化は高く（＋側）、即ち、タービン効率が向上する。
　図５に示す範囲［２ａ］（０．７Ｈ≦Ｌ＜１．２５Ｈ）では、カウンタ渦Ｙ２が端縁部５５で生成されるものの、比較的小さく、ダウンフローの最も強くなる部分Ｆが、シールフィン１５の先端より径方向内方側の、微小隙間Ｈ内と対応する位置にあることが確認される。従って、図５に示したように、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果は十分に得られるものの、後記する範囲［２ｂ］に比べると低い。
　図５に示す範囲［２ｂ］（１．２５Ｈ≦Ｌ≦２．７５Ｈ）では、端縁部５５で強いカウンタ渦Ｙ２が生成し、このカウンタ渦Ｙ２のダウンフローの最も強くなる部分Ｆが、シールフィン１５の先端とほぼ一致することが確認される。従って、図５に示したように、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果が最も高くなる。
　特に、前述のように、Ｌ＝２Ｈ近傍で漏洩流量が最小となり、タービン効率が最大になる。
　さらに、図５に示す範囲［２ｃ］（２．７５Ｈ＜Ｌ≦０．３Ｗ）では、端縁部５５で生成されたカウンタ渦Ｙ２が大きくなり、ダウンフローの最も強くなる部分Ｆが、シールフィン１５の先端より径方向外方側に離れ始めることが確認される。従って、図５に示したように、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果は十分に得られるものの、前記範囲［２ｂ］に比べると低い。
　また、図５に示す範囲［３］（０．３Ｗ＜Ｌ）では、図８に示すように端縁部５５で生成されたカウンタ渦Ｙ２が環状溝１１ａの溝底面１１ｂに付着し、大きな渦が形成される。そのため、カウンタ渦Ｙ２のダウンフローの強くなる部分Ｆが、シールフィン１５の中間高さ辺りに移動する。そのため、シールフィン１５の先端部分には強いダウンフローが形成されないことが確認される。従って、ダウンフローによる漏れ流れに対する縮流効果がほとんど得られず、図５に示したようにリーク量変化率が高く（＋側）、即ち、漏洩流量が増加する。よって、タービン効率変化は低く（－側）、即ち、タービン効率が低下する。
　以上のシミュレーション結果より、本実施形態では距離Ｌは、上記式（４）を満足する範囲に設定される。
　これにより、前記の各キャビティＣ１～Ｃ３では、各ステップ部５２Ａ～５２Ｃとこれに対応するシールフィン１５Ａ～１５Ｃとの間、さらにはキャビティ幅Ｗとの間の相互の位置関係が上記式（４）、即ち、０．７Ｈ≦Ｌ≦０．３Ｗを満足している。そのため、カウンタ渦Ｙ２による縮流効果が十分に高くなり、漏洩流量が従来に比べ格段に低減する。従って、このようなシール構造を備えた蒸気タービン１にあっては、漏洩流量がより低減し、高性能化を実現することができる。
　また、距離Ｌが、式（５）、即ち、１．２５Ｈ≦Ｌ≦２．７５Ｈを満足する範囲に設定されれば、カウンタ渦Ｙ２による縮流効果がより高くなり、漏洩流量がさらに低減する。そのため、蒸気タービン１によれば、より高性能化を実現することができる。
　また、この蒸気タービン１では、ステップ部が３段形成され、従って、キャビティＣが三つ形成される。そのため、各キャビティＣで前述した縮流効果により漏洩流量を低減化でき、全体としてより十分な漏洩流量の低減化を達成することができる。
　上記のタービンによれば、カウンタ渦による縮流効果及び差圧低減によって、流体の漏洩流量を低減することができ、高性能化を達成できる。
　１…蒸気タービン（タービン）
　１０…ケーシング
　１１…仕切板外輪（構造体）
　１１ａ…環状溝
　１１ｂ…溝底面
　１５（１５Ａ～１５Ｃ）…シールフィン
　３０…軸体（構造体）
　４０…静翼（ブレード）
　４１…ハブシュラウド
　５０…動翼（ブレード）
　５１…チップシュラウド
　５２（５２Ａ～５２Ｃ）…ステップ部
　５３（５３Ａ～５３Ｃ）…段差面
　５４…内壁面
　５５…端縁部
　Ｃ（Ｃ１～Ｃ３）…キャビティ
　Ｈ（Ｈ１～Ｈ３）…微小隙間
　Ｗ（Ｗ１～Ｗ３）…キャビティ幅
　Ｄ（Ｄ１～Ｄ３）…キャビティ高さ
　Ｌ（Ｌ１～Ｌ３）…距離
　Ｓ…蒸気
　Ｙ１…主渦
　Ｙ２…カウンタ渦

Claims (5)

  1. 　ブレードと、
    　前記ブレードの先端側に隙間を介して設けられるとともに、前記ブレードに対して相対的に軸中心に回転する構造体と、を備えたタービンであって、
    　前記ブレードの先端部と、前記構造体における前記先端部に対応する部位とのうちの一方には、段差面を有して他方側に突出するステップ部が設けられ、他方には、前記ステップ部に対して延出して前記ステップ部との間に微小隙間Ｈを形成するシールフィンが設けられ、
    　前記シールフィンの上流側には、主渦を形成するキャビティが形成されるとともに、前記主渦によってカウンタ渦が形成されるように、前記シールフィンと対向する前記ステップ部が張り出しており、
    　前記キャビティは、軸方向の幅寸法Ｗと、径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（１）を満たすように形成されているタービン。
    　　０．４５≦Ｄ／Ｗ≦２．６７……（１）
  2. 　前記キャビティは、前記軸方向の幅寸法Ｗと、前記径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（２）を満たすように形成されている請求項１に記載のタービン。
    　　０．５６≦Ｄ／Ｗ≦１．９５……（２）
  3. 　前記キャビティは、前記軸方向の幅寸法Ｗと、前記径方向の高さ寸法Ｄとが、以下の式（３）を満たすように形成されている請求項１に記載のタービン。
    　　０．６９≦Ｄ／Ｗ≦１．２５……（３）
  4. 　前記シールフィンと前記ステップ部の上流側における端縁部との間の距離Ｌと、前記微小隙間Ｈとが、距離Ｌのうち少なくとも一つについて、以下の式（４）を満たすように形成されている請求項１から３のいずれか一項に記載のタービン。
    　　０．７Ｈ≦Ｌ≦０．３Ｗ……（４）
  5. 　前記シールフィンと前記ステップ部の上流側における端縁部との間の距離Ｌと、前記微小隙間Ｈとが、距離Ｌのうち少なくとも一つについて、以下の式（５）を満たすように形成されている請求項１から４のいずれか一項に記載のタービン。
    　　１．２５Ｈ≦Ｌ≦２．７５Ｈ（ただし、Ｌ≦０．３Ｗ）……（５）
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