WO2016135832A1 - 蒸気タービン - Google Patents

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WO2016135832A1
WO2016135832A1 PCT/JP2015/055072 JP2015055072W WO2016135832A1 WO 2016135832 A1 WO2016135832 A1 WO 2016135832A1 JP 2015055072 W JP2015055072 W JP 2015055072W WO 2016135832 A1 WO2016135832 A1 WO 2016135832A1
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WO
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stage
steam turbine
intermediate pressure
pressure stage
blade row
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PCT/JP2015/055072
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English (en)
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Inventor
拓郎 香田
Original Assignee
三菱重工コンプレッサ株式会社
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Priority to EP15883130.5A priority patent/EP3249157B1/en
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    • F01D1/02—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines
    • F01D1/16—Non-positive-displacement machines or engines, e.g. steam turbines with stationary working-fluid guiding means and bladed or like rotor, e.g. multi-bladed impulse steam turbines characterised by having both reaction stages and impulse stages
    • 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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    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
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    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
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    • F01D5/142—Shape, i.e. outer, aerodynamic form of the blades of successive rotor or stator blade-rows
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    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/30—Application in turbines
    • F05D2220/31—Application in turbines in steam turbines

Definitions

  • the present invention relates to a steam turbine driven by steam.
  • the steam turbine includes a rotor that rotates about an axis and a casing that covers the rotor.
  • the rotor includes a rotor shaft that extends in the axial direction around the axis, and a plurality of blade rows that are fixed to the outer periphery of the rotor shaft and arranged in the axial direction.
  • the steam turbine further includes a stationary blade row that is fixed to the inner periphery of the casing and disposed on the upstream side of each of the plurality of blade rows.
  • a set of a moving blade row and a stationary blade row adjacent to the upstream side of the moving blade row is generally called a stage.
  • the speed-up stage which is the most upstream stage, is an impulse stage, and all the stages downstream of the speed-control stage are reaction stages.
  • the moving blade row of each reaction stage is fixed to the outer periphery of the drum type rotor shaft.
  • the drum-type rotor shaft is a rotor shaft that forms a cylindrical shape that is long in the axial direction.
  • the reaction stage is a stage in which the steam pressure is reduced in the moving blade row constituting the reaction stage, while the flow velocity of the steam is increased, and a rotational force is applied to the moving blade row by the reaction of the steam.
  • the blade element performance can be basically improved as compared with the case where the impulse stage is used.
  • the pressure difference between the upstream side and the downstream side of the rotor blade row that constitutes the reaction stage is large, and therefore, compared with the impulse stage, one of the steams existing upstream of the rotor blade row. The amount of steam leakage that does not pass through this blade row increases.
  • an object of the present invention is to provide a steam turbine capable of further improving turbine efficiency.
  • a steam turbine as one aspect according to the invention for achieving the above-described object is: A rotor shaft that rotates about an axis, a plurality of blade rows that are fixed to an outer periphery of the rotor shaft and that are aligned in an axial direction in which the axis extends, and a plurality of blade rows for each of the plurality of blade rows A stationary blade row adjacent to the upstream side in the axial direction.
  • the stage arranged on the most upstream side is the speed adjusting stage.
  • One or more stages disposed downstream of the governing stage are intermediate pressure stages, and one or more stages disposed downstream of the intermediate pressure stage are low pressure stages.
  • the speed adjusting stage is an impulse stage
  • the intermediate pressure stage is a medium reaction degree impulse stage having a reaction degree of 10 to 40%
  • the low pressure stage is a medium reaction stage having a reaction degree of the intermediate pressure stage.
  • the reaction stage is higher than the reaction degree.
  • the speed control stage is an impulse stage
  • the intermediate pressure stage downstream of the speed control stage is a medium reaction degree impulse stage
  • the reaction degree of the intermediate pressure stage is made larger than the reaction of the speed control stage.
  • the reaction degree of the intermediate pressure stage is made lower than the reaction degree of the low pressure stage downstream thereof.
  • the pressure difference between the upstream side and the downstream side in the stage constituting the intermediate pressure stage downstream of the governing stage is reduced, and the intermediate pressure stage is configured.
  • the amount of steam leakage at the stage can be reduced.
  • the steam turbine effectively uses the energy of high-pressure steam in the intermediate pressure stage, while improving the blade element performance of the blades that make up the intermediate pressure stage, compared to the blade element performance of the blades that make up the governing stage. And turbine efficiency can be increased.
  • the reaction degree of the middle reaction degree impulse stage may be 25% or more and 35% or less.
  • the intermediate pressure stage includes a plurality of stages, and the reaction degrees of the plurality of stages constituting the intermediate pressure stage are downstream from the upstream stage. It may grow as you step to the side.
  • leakage of the high-pressure steam can be reduced by reducing the reaction degree of the upstream stage through which higher-pressure steam passes among the intermediate-pressure stages.
  • the rotor shaft has a plurality of partition portions that extend in a radial direction with respect to the axis line and are arranged in the axial direction at intervals from each other.
  • the moving blade row is fixed to an outer peripheral portion of any one of the plurality of partitioning portions, and the intermediate pressure stage partitioning portion is the partitioning portion to which the moving blade row of the intermediate pressure stage is fixed A balance hole penetrating in the axial direction may be formed.
  • the stationary blade row includes a plurality of stationary blades arranged in a circumferential direction around the axis, and a diameter of the plurality of stationary blades with respect to the axis.
  • a plurality of seals may be provided. In this case, the plurality of seals may be arranged in a row.
  • the intermediate pressure stage partitioning portion faces the inner ring side of the intermediate pressure stage partitioning portion and is radially outward from the balance hole, and faces the radial direction with respect to the axis.
  • An intermediate peripheral surface may be formed, and the seal may include a radial fin having a distal end portion extending in the radial direction and facing the intermediate peripheral surface of the intermediate pressure step partition.
  • the seal that seals between the inner ring of the stationary blade row constituting the intermediate pressure stage and the intermediate pressure stage partitioning portion of the rotor shaft is an axial fin
  • heat in the axial direction of the rotor shaft due to steam inflow into the steam turbine Due to the elongation (thermal expansion) the gap between the tip of the axial fin and the facing surface becomes larger than that during assembly. Therefore, when this seal is an axial fin, the amount of steam leakage increases due to fluctuations in the amount of steam flowing into the steam turbine.
  • the seal since the seal has radial fins, the radial fin tip and the facing surface are aligned even if the axial expansion of the rotor shaft occurs due to fluctuations in the amount of steam flowing into the steam turbine. The fluctuation of the gap between the two is small. Therefore, in the steam turbine, the steam leakage at the intermediate pressure stage which is the intermediate reaction degree impulse stage can be extremely reduced.
  • the optimum speed ratio of the intermediate pressure stage may be smaller than the optimum speed ratio of the governing stage and larger than the optimum speed ratio of the low pressure stage.
  • the speed ratio here is the absolute steam speed divided by the peripheral speed. If the reaction degree of the intermediate pressure stage is medium level with respect to the reaction degree of other stages, the optimum speed ratio of the intermediate pressure stage is basically medium level with respect to the optimum speed ratio of the other stages.
  • the optimum speed ratio of the intermediate pressure stage may be less than 1.9 and 1.5 or more.
  • the turning angles of the plurality of moving blades constituting the moving blade row of the intermediate pressure stage are set to be different from those of the plurality of moving blades constituting the moving blade row of the speed adjusting stage.
  • the turning angle may be smaller than a turning angle and larger than turning angles of a plurality of moving blades constituting the moving blade row of the low pressure stage. Note that the smaller the turning angle, the higher the blade performance.
  • the reaction degree of the intermediate pressure stage is at a medium level with respect to the reaction degree of the other stages, the turning angle of the moving blades constituting the intermediate pressure stage is also relative to the turning angle of the moving blades constituting the other stages. Basically it becomes a middle level.
  • the turning angle of the plurality of moving blades constituting the moving blade row of the intermediate pressure stage may be less than 120 ° and 100 ° or more.
  • the turning angles of the plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the intermediate pressure stage are set to be different from those of the plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the speed regulating stage.
  • the turning angle may be smaller than a turning angle and larger than turning angles of a plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the low pressure stage. Note that the smaller the turning angle, the higher the blade performance.
  • the reaction degree of the intermediate pressure stage is at a medium level with respect to the reaction degree of the other stage, the turning angle of the stationary blade constituting the intermediate pressure stage is also relative to the turning angle of the stationary blade constituting the other stage. Basically it becomes a middle level.
  • the turning angle of the plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the intermediate pressure stage may be less than 80 ° and 60 ° or more.
  • a ratio of a pitch to a cord length of a plurality of blades constituting the moving blade row of the intermediate pressure stage is a plurality of pieces constituting the blade row of the governing stage.
  • the ratio of the pitch to the chord length of the moving blade may be larger than the ratio of the pitch to the chord length of the plurality of moving blades constituting the moving blade row of the low-pressure stage.
  • the blade element performance increases as the ratio of the pitch to the cord length increases.
  • the reaction degree of the intermediate pressure stage is at a medium level relative to the reaction degree of the other stages, the same ratio of the moving blades constituting the intermediate pressure stage is basically the same as that of the moving blades constituting the other stages. It becomes middle level.
  • a ratio of a pitch to a cord length of a plurality of blades constituting the blade row of the intermediate pressure stage may be 0.7 or more and less than 0.8. Good.
  • a ratio of a pitch to a cord length of a plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the intermediate pressure stage is a plurality of pieces constituting the stationary blade row of the governing stage. May be larger than the ratio of the pitch to the chord length of the stationary blades and smaller than the ratio of the pitch to the chord lengths of the plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the low-pressure stage.
  • the blade element performance increases as the ratio of the pitch to the cord length increases.
  • the same ratio of the stationary blades constituting the intermediate pressure stage is basically the same as that of the stationary blades constituting the other stages. It becomes middle level.
  • a ratio of a pitch to a cord length of a plurality of stationary blades constituting the stationary blade row of the intermediate pressure stage may be 0.5 or more and less than 0.8. Good.
  • the plurality of moving blades constituting the moving blade row of the intermediate pressure stage may be parallel blades.
  • the turbine efficiency of the steam turbine can be increased.
  • the steam turbine of the present embodiment includes a rotor 20 that rotates about an axis Ar and a casing 10 that rotatably covers the rotor 20.
  • the direction in which the axis Ar extends is defined as the axial direction Da
  • one side of the axial direction Da is the upstream side Dau
  • the other side of the axial direction Da is the downstream side Dad.
  • the radial direction with respect to the axis Ar is simply the radial direction Dr
  • the side closer to the axis Ar in the radial direction Dr is the radially inner side Dri
  • the opposite side of the radial direction Dr from the radially inner side Dri is the radially outer side Dro.
  • the circumferential direction around the axis Ar is simply referred to as a circumferential direction Dc.
  • the rotor 20 includes a rotor shaft 21 extending in the axial direction Da around the axis line Ar, and a plurality of rotor blade rows 31 attached to the outer periphery of the rotor shaft 21.
  • the plurality of blade rows 31 are arranged in the axial direction Da.
  • the number of moving blade rows 31 is seven. Therefore, in the case of this embodiment, the moving blade row 31 includes the first-stage moving blade row 31 to the seventh-stage moving blade row 31.
  • One moving blade row 31 has a plurality of moving blades 32 (see FIG. 2) arranged in the circumferential direction Dc.
  • the moving blade 32 includes a blade body 33 extending in the radial direction Dr, a shroud 34 provided on the radially outer side Dro of the blade body 33, and a radially inner side Dri of the blade body 33.
  • the platform 35 is provided, and a blade root (not shown) provided on the radially inner side Dri of the platform 35.
  • the rotor shaft 21 has a substantially cylindrical shape centered on the axis Ar, and a plurality of axial core portions 22 extending in the axial direction Da and extending in the radial direction from the axial core portion 22 and arranged in the axial direction Da at intervals. Partition part 23.
  • the partition portion 23 is provided for each of the plurality of moving blade rows 31. Blade roots of the plurality of rotor blades 32 constituting the rotor blade row 31 are embedded in the outer peripheral portion of the partition portion 23 in the rotor shaft 21. For this reason, the moving blade 32 is fixed to the rotor shaft 21. Therefore, the rotor shaft 21 of this embodiment is a disk-type rotor shaft.
  • the steam turbine further includes a plurality of stationary blade rows 41 arranged in the axial direction Da.
  • the number of stationary blade rows 41 is seven, which is the same as the number of moving blade rows 31. Therefore, in this embodiment, there are the first-stage stationary blade row 41 to the seventh-stage stationary blade row 41 as the stationary blade row 41.
  • the plurality of stationary blade rows 41 are all arranged on the upstream side Dau of any of the blade rows 31.
  • the stationary blade row 41 includes a plurality of stationary blades 42 (see FIG. 2) arranged in the circumferential direction Dc and an annular shape provided on the radially outer side Dro of the plurality of stationary blades 42.
  • the outer ring 43 and an annular inner ring 46 provided on the radially inner side Dri of the plurality of stationary blades 42 are provided. That is, the plurality of stationary blades 42 are disposed between the outer ring 43 and the inner ring 46 and are fixed to the rings 43 and 46.
  • An annular space between the outer ring 43 and the inner ring 46 forms a steam main flow path through which the steam S flows.
  • the outer ring 43 includes a ring main body 44 to which a plurality of stationary blades 42 are fixed, and a ring protrusion 45 protruding from the ring main body 44 to the downstream side Dad.
  • the ring protrusion 45 opposes the moving blade row 31 adjacent to the downstream side Dad of the stationary blade row 41 with a gap in the radial direction Dr.
  • An exhaust chamber 13 for discharging S is formed.
  • the first-stage stationary blade row 41 on the most upstream side Dau among the plurality of stationary blade rows 41 is disposed.
  • the inside of the casing 10 is partitioned into the nozzle chamber 11 and the steam main flow channel chamber 12 by the first stage stationary blade row 41.
  • all of the stationary blade rows 41 excluding the first-stage stationary blade row 41 and all of the plurality of moving blade rows 31 among the plurality of stationary blade rows 41 are arranged.
  • a plurality of stationary blade rows 41 are fixed to the inner periphery of the casing 10.
  • a set of the moving blade row 31 and the stationary blade row 41 adjacent to the upstream side Dau of the moving blade row 31 forms one stage 50.
  • the steam turbine of the present embodiment includes seven stages 50 because the stationary blade rows 41 are provided for the seven rotor blade rows 31, respectively.
  • the most upstream first stage 50 among the plurality of stages 50 is sent to the stage 50 on the downstream side Dad from the first stage 50.
  • a speed adjusting stage 50a for adjusting the rotation speed of the rotor 20 by adjusting the flow rate of the steam S is formed.
  • the second stage 50, the third stage 50, and the fourth stage 50 constitute an intermediate pressure stage 50b.
  • the 5th stage 50, the 6th stage 50, and the 7th stage 50 comprise the low pressure stage 50c.
  • the first stage stationary blade row 41 that constitutes a part of the speed adjusting stage 50a is referred to as a speed regulating stage stationary blade row 41a
  • the first stage moving blade row 31 that constitutes another part of the speed regulating stage 50a is referred to as the fast moving blade row 31a
  • the second stage stationary blade row 41 to the fourth stage stationary blade row 41 constituting a part of the intermediate pressure stage 50b are referred to as an intermediate pressure stage stationary blade row 41b
  • 31 to the fourth stage moving blade row 31 are referred to as an intermediate pressure stage moving blade row 31b.
  • the fifth-stage stationary blade row 41 to the seventh-stage stationary blade row 41 constituting a part of the low-pressure stage 50c are referred to as a low-pressure stage stationary blade row 41c, and the fifth-stage moving blade row 31 constituting the other part of the low-pressure stage 50c.
  • the seven-stage moving blade row 31 is referred to as a low-pressure stage moving blade row 31c.
  • the partition portion 23 of the rotor shaft 21 to which the speed-control stage rotor blade row 31a is fixed is provided as the partition portion 23a of the speed-control stage rotor blade row 31b, and the partition portion 23 of the rotor shaft 21 to which the intermediate-pressure stage rotor blade row 31b is fixed.
  • the partition part 23 of the rotor shaft 21 to which the pressure stage partition part 23b and the low pressure stage moving blade row 31c are fixed is referred to as a low pressure stage partition part 23c.
  • the plurality of rotor blades 32 constituting the governing stage rotor blade row 31a and the intermediate pressure stage rotor blade row 31b are all parallel blades.
  • the plurality of moving blades 32 constituting the low-pressure stage moving blade row 31c are all twisted blades.
  • the parallel wing is a wing that does not change even if the direction of the chord changes in the radial direction Dr, in other words, changes in position in the blade height direction.
  • a twisted wing is a wing whose direction of the chord gradually changes in accordance with a change in the position in the radial direction Dr.
  • the inner side of the inner ring 46 of the intermediate-pressure stage stationary blade row 41 b and the low-pressure stage stationary blade row 41 c has an inner side that seals between the shaft core portion 22 of the rotating rotor shaft 21.
  • a seal 51 is provided.
  • the ring protrusions 45 of the outer rings 43 of the speed-control stage stator blade row 41a and the intermediate pressure stage stator blade row 41b are arranged on the outer side to seal the space between the blade row 31 arranged on the radially inner side Dri of the ring protrusion 45.
  • a seal 52 is provided.
  • a balance hole 24 penetrating in the axial direction Da is formed in the speed control stage partition part 23a and the intermediate pressure stage partition part 23b. Note that the balance hole may also be formed in the low-pressure stage partition 23c.
  • an intermediate seal 53 is provided on the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41 b to seal between the intermediate pressure stage partition 23 b adjacent to the downstream side Dad of the inner ring 46.
  • An intermediate circumferential surface 27 facing the radially outer side Dro is formed on the intermediate pressure step partition 23 b at a position on the upstream side Dau of the intermediate pressure step partition 23 b and on the radially outer side Dro from the balance hole 24. Yes.
  • an intermediate peripheral surface 47 is formed on the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b so as to face the intermediate peripheral surface 27 of the intermediate pressure stage partition 23b in the radial direction Dr.
  • the intermediate seal 53 is provided at the position of the intermediate peripheral surface 47 in the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b.
  • the intermediate seal 53 has a radial fin 54 that extends inward in the radial direction Dri and faces the intermediate peripheral surface 27 of the intermediate pressure step partition 23b.
  • the radial fins 54 may be provided at positions other than the position of the intermediate peripheral surface 47 in the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b. For example, as shown in FIG. 4, it may be provided at the position of the downstream end surface 48 facing the downstream side Dad on the radially outer side Dro than the intermediate circumferential surface 47 in the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b.
  • the radial fin 54 a extends from the downstream end face 48 of the inner ring 46 to the downstream side Dad and then extends to the radially inner side Dri.
  • the tip end portion extending radially inward Dri faces the intermediate peripheral surface 27 of the intermediate pressure step partition 23b.
  • the speed adjusting stage 50a is an impulse stage
  • the intermediate pressure stage 50b is an intermediate reaction degree impulse stage
  • the low pressure stage 50c is a reaction stage.
  • reaction degree is the ratio of the heat drop in the moving blade in the stage to the heat drop in the stage.
  • degree of reaction is the ratio of the amount of change in static enthalpy at the moving blade in the amount of change in total enthalpy per stage.
  • reaction degree is the ratio of the pressure difference in the moving blade in the stage to the pressure difference in the stage.
  • impulse stages There are various definitions for the impulse and reaction stages. For example, in a certain definition, those having a reaction degree of 0 are designated as impulse stages, and those having no reaction degree are designated as reaction stages. However, there are other definitions of impulse and reaction stages. In the present application, those having a reaction degree of less than 10% are referred to as impulse stages, those having a reaction degree of 10% or more and less than 40% are referred to as medium reaction degree impulse stages, and those having a reaction degree of 40% or more are referred to as reaction stages.
  • the intermediate pressure stage 50b downstream of the speed adjusting stage 50a is set as a medium reaction degree impulse stage, and the reaction degree of the intermediate pressure stage 50b is set to be higher than the reaction degree of the speed adjusting stage 50a. It is made larger and smaller than the reaction degree of the low pressure stage 50c (reaction stage) on the downstream side Dad of the intermediate pressure stage 50b.
  • the pressure difference between the upstream Dau and the downstream Dad in each stage 50 constituting the intermediate pressure stage 50b on the downstream side Dad of the governing stage 50a becomes small, and the intermediate pressure stage 50b.
  • the amount of high-pressure steam leakage at each stage 50 constituting the can be reduced.
  • the energy of the high-pressure steam in the intermediate pressure stage 50b is increased. It can be used effectively and turbine efficiency can be increased.
  • reaction degree of the intermediate pressure stage 50b which is the intermediate reaction degree impulse stage, is more preferably 25% or more and 35% or less.
  • reaction degrees of the second stage 50, the third stage 50, and the fourth stage 50 constituting the intermediate pressure stage 50b are, for example, as follows.
  • the reaction degree of the second stage 50 is 25%, the reaction degree of the third stage 50 is 30%, and the reaction degree of the fourth stage 50 is 35%.
  • the degree of reaction of the plurality of stages 50 constituting the intermediate pressure stage 50b is increased from the upstream Dau stage 50 to the downstream Dad stage 50.
  • leakage of high-pressure steam is reduced by reducing the reaction degree of the upstream Dau stage 50 through which higher-pressure steam passes among the intermediate-pressure stages 50b.
  • the degree of reaction of the plurality of stages 50 constituting the intermediate pressure stage 50b may not be increased from the upstream Dau stage 50 to the downstream Dad stage 50.
  • the speed adjusting stage 50a is an impulse stage
  • the intermediate pressure stage 50b is an intermediate reaction degree impulse stage
  • the low pressure stage 50c is a reaction stage.
  • the values shown in FIG. 5 are adopted as the various parameters of each stage 50.
  • the optimum speed ratio of the impulse stage (regulation stage 50a) is set to 1.8 or more when less than 2.2, and the optimum speed ratio of the middle reaction degree impulse stage (medium pressure stage 50b) is less than 1.9.
  • the optimum speed ratio of the reaction stage (low pressure stage 50c) is less than 1.5 and is 1.2 or more.
  • the speed ratio is a ratio (c / u) of the absolute velocity c of the steam at the outlet of the stationary blade constituting the stage with respect to the peripheral speed u of the moving blade 32 constituting the stage.
  • the optimum speed ratio is a speed ratio that maximizes turbine efficiency.
  • the optimum speed ratio of the medium reaction degree impulse stage when the optimum speed ratio of the medium reaction degree impulse stage is made smaller than the optimum speed ratio of the impulse stage and larger than the optimum speed ratio of the reaction stage, the optimum speed ratio of each stage must be set as follows: For example, when the optimum speed ratio of the impulse stage (regulation stage 50a) is set to 1.8, the optimum speed ratio of the medium reaction degree impulse stage (intermediate pressure stage 50b) is set to less than 1.8.
  • the optimum speed ratio of the medium reaction degree impulse stage need not be smaller than the optimum speed ratio of the impulse stage, and further, the optimum speed ratio of the medium reaction degree impulse stage is set to the optimum of the reaction stage. It is not necessary to make it larger than the speed ratio.
  • the turning angle of the moving blade 32 constituting the impulse stage is set to 120 ° or more and less than 140 °, and the moving blade 32 constituting the intermediate reaction degree impulse stage (intermediate pressure stage 50b).
  • the turning angle is less than 120 ° to 110 ° or more, and the turning angle of the moving blade 32 constituting the reaction stage (low pressure stage 50c) is less than 110 ° to 70 ° or more.
  • the turning angle is an angle ( ⁇ 1 + ⁇ 2) determined by an inflow angle ⁇ 1 of steam to the moving blade 32 and an outflow angle ⁇ 2 of steam from the moving blade 32.
  • the turning angle of the moving blade 32 constituting the middle reaction degree impulse stage is made smaller than the turning angle of the moving blade 32 constituting the impulse stage, and the turning of the moving blade 32 constituting the reaction stage is made.
  • the turning angle of the moving blade 32 constituting the reaction stage is 110 °
  • the turning angle of the moving blade 32 constituting the middle reaction degree impulse stage is larger than 110 ° and less than 120 °.
  • the turning angle of the moving blade 32 constituting the middle reaction degree impulse stage need not be smaller than the turning angle of the moving blade 32 constituting the impulse stage, and further, the middle reaction degree impulse stage. It is not necessary to make the turning angle of the moving blade 32 constituting the larger than the turning angle of the moving blade 32 constituting the reaction stage.
  • the turning angle of the stationary blade 42 constituting the impulse stage is set to be not less than 80 ° and not less than 70 °, and the stationary blade 42 constituting the intermediate reaction degree impulse stage (intermediate pressure stage 50b).
  • the turning angle is less than 80 ° and 60 ° or more, and the turning angle of the stationary blade 42 constituting the reaction stage (low pressure stage 50c) is less than 70 ° and 55 ° or more.
  • the turning angle of the stationary blade 42 constituting the middle reaction degree impulse stage is made smaller than the turning angle of the stationary blade 42 constituting the impulse stage, and the turning of the stationary blade 42 constituting the reaction stage is made.
  • the turning angle of the stationary blade 42 constituting the middle reaction degree impulse stage need not be smaller than the turning angle of the stationary blade 42 constituting the impulse stage, and further, the middle reaction degree impulse stage.
  • the turning angle of the stationary blade 42 that constitutes the revolving stage may not be larger than the turning angle of the stationary blade 42 that constitutes the reaction stage.
  • the ratio of the pitch Lp to the cord length Lc (Lp / Lc) of the moving blade 32 constituting the impulse stage (regulation stage 50a) is set to less than 0.7, and the intermediate reaction degree impulse stage (intermediate pressure stage 50b).
  • the ratio of the rotor blades 32 that constitute the reaction stage is 0.7 or more and less than 0.8, and the ratio of the rotor blades 32 that constitute the reaction stage (low pressure stage 50c) is greater than 0.7 and 0.9 or less.
  • the same ratio of the moving blades 32 constituting the middle reaction degree impulse stage is made larger than the same ratio of the moving blades 32 constituting the impulse stage, and the same ratio of the moving blades 32 constituting the reaction stage.
  • the same ratio of the moving blades 32 constituting the middle reaction degree impulse stage need not be larger than the same ratio of the moving blades 32 constituting the impulse stage, and further, the middle reaction degree impulse stage is constituted. It is not necessary to make the ratio of the moving blades 32 to be smaller than the ratio of the moving blades 32 constituting the reaction stage.
  • the ratio (Lp / Lc) of the pitch Lp to the cord length Lc of the stationary blade 42 constituting the impulse stage (regulation stage 50a) is set to 0.3 or more and less than 0.6
  • the intermediate reaction degree impulse stage The same ratio of the stationary blades 42 constituting the intermediate pressure stage 50b) is 0.5 or more and less than 0.8
  • the same ratio of the stationary blades 42 constituting the reaction stage (low pressure stage 50c) is 0.6 or more and less than 0.9. I have to.
  • the same ratio of the stationary blades 42 constituting the middle reaction degree impulse stage is made larger than the same ratio of the stationary blades 42 constituting the impulse stage, and more than the same ratio of the stationary blades 42 constituting the reaction stage.
  • the same ratio of the stationary blades 42 constituting the middle reaction degree impulse stage need not be larger than the same ratio of the stationary blades 42 constituting the impulse stage, and further, the middle reaction degree impulse stage is constituted.
  • a disk-type rotor shaft is adopted as the rotor shaft 21.
  • the disk-type rotor shaft can reduce steam leakage compared to the drum-type rotor shaft. Therefore, in this embodiment, steam leakage is further reduced and turbine efficiency can be increased.
  • the thrust force applied to the rotor shaft 21 increases, and the thrust bearing becomes large. Invite This is because, in the case of a stage having a certain degree of reaction, the pressure difference between the upstream side Dau and the downstream side Dad of the partition portion where the moving blade row of this stage is fixed becomes large.
  • drum type rotor shaft the thrust force acting on the rotor shaft can be reduced as compared with the disk type rotor shaft.
  • a drum-type rotor shaft is employed in the steam turbine described in Patent Document 1 in which all the stages except the speed adjusting stage are the reaction stages.
  • the balance holes 24 are provided in all the intermediate pressure stage partitioning portions 23b. Forming.
  • the balance hole 24 is formed in the intermediate pressure stage partition 23b, the pressure difference between the upstream Dau and the downstream Dad of the intermediate pressure stage partition 23b is reduced. Therefore, in the rotor shaft 21 of this embodiment, the thrust force acting on the rotor shaft 21 can be reduced.
  • the intermediate seal 53 is provided between the intermediate pressure stage partitioning portion 23b and the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b and at a position radially outside Dro from the balance hole 24. Provided. For this reason, in the present embodiment, it is possible to reduce the steam leakage at the intermediate pressure stage 50b which is the intermediate reaction degree impulse stage.
  • the intermediate seal 53 of the present embodiment has radial fins 54 and 54a whose front ends extend in the radial direction Dr and face the intermediate peripheral surface 27 of the intermediate pressure partition 23b. If the intermediate seal is an axial fin extending in the axial direction Da, the axial expansion between the tip of the axial fin and this opposing surface is caused by thermal expansion (thermal expansion) in the axial direction Da of the rotor shaft due to the flow of steam into the steam turbine. The gap becomes larger than that during assembly. Therefore, when the intermediate seal is an axial fin, the amount of steam leakage increases due to thermal expansion due to steam flow into the steam turbine.
  • the intermediate seal 53 since the intermediate seal 53 has the radial fins 54 and 54a, even if there is a thermal expansion in the axial direction Da of the rotor shaft 21 due to a variation in the amount of steam flowing into the steam turbine, The variation in the gap between the tips of the radial fins 54 and 54a and the facing surface is small.
  • the intermediate pressure stage 50b through which high-pressure steam passes is made the intermediate reaction degree impulse stage, thereby reducing steam leakage in the intermediate pressure stage 50b.
  • a radial fin 54 between the intermediate pressure stage partitioning portion 23b of the rotor shaft 21 and the inner ring 46 of the intermediate pressure stage stationary blade row 41b, Since the intermediate seal 53 having 54a is provided, steam leakage at the intermediate pressure stage 50b can be extremely reduced. Therefore, in this embodiment, although it repeats, the energy which a high pressure steam has in the intermediate pressure stage 50b can be used effectively, and turbine efficiency can be improved.
  • the intermediate pressure stage 50 b is constituted by three stages 50
  • the low pressure stage 50 c is also constituted by three stages 50.
  • the number of stages constituting the intermediate pressure stage 50b and the number of stages 50 constituting the low pressure stage 50c may be either 2 or less, or 4 or more. Further, the number of stages 50 constituting the intermediate pressure stage 50b may be different from the number of stages 50 constituting the low pressure stage 50c.
  • the turbine efficiency of the steam turbine can be increased.

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Abstract

　蒸気タービンの複数の段（５０）のうち、最も上流側（Ｄａｕ）に配置されている段（５０）が調速段（５０ａ）であり、調速段（５０ａ）の下流側（Ｄａｄ）に配置されている１以上の段（５０）が中圧段（５０ｂ）であり、中圧段（５０ｂ）の下流側（Ｄａｄ）に配置されている１以上の段（５０）が低圧段（５０ｃ）である。調速段（５０ａ）は、衝動段である。中圧段（５０ｂ）は、反動度が１０～４０％の中反動度である中反動度衝動段である。低圧段（５０ｃ）は、反動度が中圧段（５０ｂ）の反動度よりも高い反動段である。

Description

蒸気タービン
　本発明は、蒸気で駆動する蒸気タービンに関する。
　蒸気タービンは、軸線を中心として回転するロータと、このロータを覆うケーシングとを備えている。ロータは、軸線を中心として軸方向に延びるロータ軸と、ロータ軸の外周に固定され軸方向に並ぶ複数の動翼列と、を有する。蒸気タービンは、さらに、ケーシングの内周に固定され、複数の動翼列毎の上流側に配置されている静翼列を有する。動翼列と、この動翼列の上流側に隣接している静翼列との組は、一般的に段と呼ばれる。
　以下の特許文献１に記載されている蒸気タービンでは、最も上流側の段である調速段を衝動段にし、この調速段の下流側の全ての段を反動段にしている。各反動段の動翼列は、ドラム型ロータ軸の外周に固定されている。このドラム型ロータ軸とは、全体が軸方向に長い円筒状を成すロータ軸のことである。反動段は、反動段を構成する動翼列中で蒸気圧力低下させる一方で、蒸気の流速を高め、この蒸気の反動で動翼列に回転力を付与する段である。
特許第３２３８２６７号公報
　蒸気タービンの段として、反動段を用いると衝動段を用いる場合よりも基本的に翼素性能を高めることができる。しかしながら、反動段では、この反動段を構成する動翼列の上流側と下流側との間での圧力差が大きいため、衝動段に比べて、動翼列の上流側に存在する蒸気の一部がこの動翼列を通らない蒸気漏れの量が多くなる。
　上記特許文献１に記載の蒸気タービンでは、前述したように、最も上流側の調速段が衝動段とであるものの、この衝動段の下流側の全ての段が反動段である。この反動段を構成する段のうち、上流側の反動段で蒸気漏れが多いと、調速段を通過した直後で、未だ高圧の蒸気が持つエネルギーを有効に利用できない。このため、特許文献１に記載の蒸気タービンでは、タービン効率が十分に高いとは言い難い。
　そこで、本発明は、タービン効率をより高めることができる蒸気タービンを提供することを目的とする。
　前記目的を達成するための発明に係る一態様としての蒸気タービンは、
　軸線を中心として回転するロータ軸と、前記ロータ軸の外周に固定され、前記軸線が延びる軸方向に並んでいる複数の動翼列と、複数の前記動翼列毎に、前記動翼列の前記軸方向における上流側に隣接している静翼列と、を備える。前記動翼列と当該動翼列の上流側に隣接配置されている前記静翼列との組で構成される複数の段のうち、最も上流側に配置されている段が調速段であり、前記調速段の下流側に配置されている１以上の段が中圧段であり、前記中圧段の下流側に配置されている１以上の段が低圧段である。前記調速段は、衝動段であり、前記中圧段は、反動度が１０～４０％の中反動度である中反動度衝動段であり、前記低圧段は、反動度が前記中圧段の反動度よりも高い反動段である。
　段の反動度が大きいほど、段を構成する翼の翼素性能が基本的に高い。しかしながら、反動度の大きい段では、この段を構成する動翼列の上流側と下流側との間での圧力差が大きいため、動翼列の上流側に存在する蒸気の一部がこの動翼列を通らない蒸気漏れの量が多くなる。
　反動度の大きい複数の段のうち、上流側の段で蒸気漏れが多い場合、調速段を通過した直後で、未だ高圧の蒸気が持つエネルギーを有効に利用できず、結果として、タービン効率を高めることができない。
　当該蒸気タービンでは、調速段を衝動段とし、この調速段の下流側の中圧段を中反動度衝動段とし、この中圧段の反動度を調速段の反動よりも大きくする一方で、中圧段の反動度をその下流側の低圧段の反動度より低くしている。
　このため、当該蒸気タービンでは、本実施形態では、調速段の下流側の中圧段を構成する段での上流側と下流側との間の圧力差が小さくなり、中圧段を構成する段での蒸気漏れ量を減らすことができる。このため、当該蒸気タービンでは、中圧段を構成する翼の翼素性能を調速段を構成する翼の翼素性能よりも高めつつも、中圧段において高圧の蒸気が持つエネルギーを有効利用でき、タービン効率を高めることができる。
　ここで、前記蒸気タービンにおいて、前記中反動度衝動段の反動度は、２５％以上で３５％以下であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段は、複数の段を有して構成され、前記中圧段を構成する複数の前記段の反動度は、上流側の段から下流側に段になるに連れて大きくなってもよい。
　当該蒸気タービンでは、中圧段のうちでも、より高圧の蒸気が通過する上流側の段の反動度を小さくすることで、より高圧の蒸気の漏れを少なくすることができる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記ロータ軸は、前記軸線を基準に放射方向に広がり、互いに間隔をあけて前記軸方向に並ぶ複数の仕切部を有し、前記中圧段の前記動翼列は、複数の前記仕切部のうちのいずれかの仕切部の外周部に固定され、前記中圧段の前記動翼列が固定されている前記仕切部である中圧段仕切部には、前記軸方向に貫通するバランスホールが形成されていてもよい。
　当該蒸気タービンでは、ロータ軸としてディスク型ロータ軸を採用するので、ドラム型ロータ軸を採用する場合よりも、蒸気漏れを少なくすることができる。
　しかしながら、反動度の大きい段を備える蒸気タービンで、ディスク型ロータ軸を採用した場合、ロータ軸にかかるスラスト力が大きくなり、スラスト軸受の大型化を招く。これは、反動度が大きい段の場合、この段の動翼列が固定されている仕切部の上流側と下流側との圧力差が大きくなるからである。そこで、当該蒸気タービンでは、ロータ軸として蒸気漏れ量の少ないディスク型ロータ軸を採用しつつも、ロータ軸に作用するスラスト力を小さくするため、中圧段仕切部にバランスホールを形成している。
　前記ロータ軸が複数の前記仕切部を有する前記蒸気タービンにおいて、前記静翼列は、前記軸線を中心とした周方向に並んでいる複数の静翼と、複数の前記静翼の前記軸線に対する径方向内側に配置され、複数の前記静翼列が固定されている内側リングと、を有し、前記中圧段を構成する前記静翼列の前記内側リングは、前記中圧段仕切部と間隔をあけて軸方向で対向し、前記中圧段を構成する前記静翼列の前記内側リングに固定され、前記バランスホールよりも前記軸線に対する径方向外側の部分で前記中圧段仕切部との間をシールするシールを備えてもよい。なお、シールは、複数備えてもよい。この場合、複数のシールは、列を成していてもよい。
　当該蒸気タービンでは、中圧段における蒸気漏れをより少なくすることができる。
　前記シールを備える前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段仕切部には、前記中圧段仕切部の前記内側リング側であって前記バランスホールよりも前記径方向外側に、前記軸線に対する径方向を向く中間周面が形成され、前記シールは、前記径方向に延びて前記中圧段仕切部の前記中間周面と対向する先端部を有するラジアルフィンを備えてもよい。
　中圧段を構成する静翼列の内側リングとロータ軸の中圧段仕切部との間をシールするシールがアキシャルフィンである場合、蒸気タービンへの蒸気流入によるロータ軸の軸方向への熱伸び(熱膨張)により、アキシャルフィンの先端とこの対向面との間の隙間が組立時より大きくなる。よって、このシールがアキシャルフィンである場合、蒸気タービンへの蒸気流入量の変動により蒸気漏れ量が多くなる。当該蒸気タービンでは、このシールがラジアルフィンを有しているため、蒸気タービンへの蒸気流入量の変動に伴うロータ軸の軸方向への熱伸びがあっても、ラジアルフィンの先端とこの対向面との間の隙間の変動が小さい。よって、当該蒸気タービンでは、中反動度衝動段である中圧段での蒸気漏れを極めて少なくすることができる。
　以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の最適速度比は、前記調速段の最適速度比より小さく前記低圧段の最適速度比よりも大きくてもよい。なお、ここでいう速度比とは蒸気絶対速度を周速で割ったものである。中圧段の反動度が他の段の反動度に対して中レベルであれば、中圧段の最適速度比も、他の段の最適速度比に対して基本的に中レベルになる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の最適速度比は、１．９未満で１．５以上であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角は、前記調速段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角より小さく、前記低圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角より大きくてもよい。なお、転向角が小さいほど翼素性能が高くなる。また、中圧段の反動度が他の段の反動度に対して中レベルであれば、中圧段を構成する動翼の転向角も、他の段を構成する動翼の転向角に対して基本的に中レベルになる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角は、１２０°未満で１００°以上であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角は、前記調速段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角より小さく、前記低圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角より大きくてもよい。なお、転向角が小さいほど翼素性能が高くなる。また、中圧段の反動度が他の段の反動度に対して中レベルであれば、中圧段を構成する静翼の転向角も、他の段を構成する静翼の転向角に対して基本的に中レベルになる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角は、８０°未満で６０°以上であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比は、前記調速段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比よりも大きく、前記低圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比よりも小さくてもよい。なお、コード長に対するピッチの比が大きいほど翼素性能が高くなる。また、中圧段の反動度が他の段の反動度に対して中レベルであれば、中圧段を構成する動翼の同比も、他の段を構成する動翼の同比に対して基本的に中レベルになる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比は、０．７以上で０．８未満であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比は、前記調速段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比よりも大きく、前記低圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比よりも小さくてもよい。なお、コード長に対するピッチの比が大きいほど翼素性能が高くなる。また、中圧段の反動度が他の段の反動度に対して中レベルであれば、中圧段を構成する静翼の同比も、他の段を構成する静翼の同比に対して基本的に中レベルになる。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比は、０．５以上で０．８未満であってもよい。
　また、以上のいずれかの前記蒸気タービンにおいて、前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼は、平行翼であってもよい。
　本発明に係る一態様では、蒸気タービンのタービン効率を高めることができる。
本発明に係る一実施形態における蒸気タービンの断面図である。 本発明に係る一実施形態における蒸気タービンの翼列の配置及び翼列を構成する複数の翼の配置を示す説明図である。 本発明に係る一実施形態における中圧段周りの蒸気タービンの断面図である。 本発明に係る一実施形態の変形例における中圧段周りの蒸気タービンの断面図である。 本発明に係る一実施形態における蒸気タービンの各種パラメータの値を示す説明図である。 図５における各種パラメータを説明するための説明図である。
　以下、図面を参照し、本発明に係る蒸気タービンの実施形態について説明する。
　本実施形態の蒸気タービンは、図１に示すように、軸線Ａｒを中心として回転するロータ２０と、ロータ２０を回転可能に覆うケーシング１０と、を有している。なお、以下の説明の都合上、軸線Ａｒが延びている方向を軸方向Ｄａ、軸方向Ｄａの一方側を上流側Ｄａｕ、軸方向Ｄａの他方側を下流側Ｄａｄとする。また、軸線Ａｒを基準とした径方向を単に径方向Ｄｒ、この径方向Ｄｒで軸線Ａｒに近づく側を径方向内側Ｄｒｉ、この径方向Ｄｒで径方向内側Ｄｒｉとは反対側を径方向外側Ｄｒｏとする。また、軸線Ａｒを中心とした周方向を単に周方向Ｄｃとする。
　ロータ２０は、軸線Ａｒを中心として軸方向Ｄａに延在しているロータ軸２１と、ロータ軸２１の外周に取り付けられている複数の動翼列３１とを有している。複数の動翼列３１は、軸方向Ｄａに並んでいる。本実施形態の場合、動翼列３１の数は、７つである。よって、本実施形態の場合、動翼列３１として、第一段動翼列３１から第７段動翼列３１まである。１つの動翼列３１は、周方向Ｄｃに並ぶ複数の動翼３２（図２参照）を有している。
　動翼３２は、図３に示すように、径方向Ｄｒに延びる翼体３３と、この翼体３３の径方向外側Ｄｒｏに設けられているシュラウド３４と、この翼体３３の径方向内側Ｄｒｉに設けられているプラットフォーム３５と、プラットフォーム３５の径方向内側Ｄｒｉに設けられている翼根（不図示）と、を有する。この動翼３２で、シュラウド３４とプラットフォーム３５との間は、蒸気Ｓが流れる蒸気主流路を成す。
　ロータ軸２１は、軸線Ａｒを中心として実質的に円柱状を成し、軸方向Ｄａの延びる軸芯部２２と、軸芯部２２から放射方向に広がり互いに間隔をあけて軸方向Ｄａに並ぶ複数の仕切部２３と、を有する。仕切部２３は、複数の動翼列３１毎に設けられている。動翼列３１を構成する複数の動翼３２の翼根は、ロータ軸２１における仕切部２３の外周部に埋め込まれている。このため、動翼３２は、ロータ軸２１に固定されている。よって、本実施形態のロータ軸２１は、ディスク型ロータ軸である。
　蒸気タービンは、図１及び図２に示すように、さらに、軸方向Ｄａに並ぶ複数の静翼列４１を備えている。本実施形態の場合、静翼列４１の数は、動翼列３１の数と同じ７つである。よって、本実施形態の場合、静翼列４１として、第一段静翼列４１から第７段静翼列４１まである。複数の静翼列４１は、いずれも、いずれかの動翼列３１の上流側Ｄａｕに配置されている。
　静翼列４１は、図１～図３に示すように、周方向Ｄｃに並ぶ複数の静翼４２（図２参照）と、複数の静翼４２の径方向外側Ｄｒｏに設けられている環状の外側リング４３と、複数の静翼４２の径方向内側Ｄｒｉに設けられている環状の内側リング４６と、を有する。すなわち、複数の静翼４２は、外側リング４３と内側リング４６との間に配置され、これらリング４３，４６に固定されている。外側リング４３と内側リング４６との間の環状の空間は、蒸気Ｓが流れる蒸気主流路を成す。外側リング４３は、複数の静翼４２が固定されているリング本体部４４と、このリング本体部４４から下流側Ｄａｄに突出しているリング突出部４５と、を有する。このリング突出部４５は、静翼列４１の下流側Ｄａｄに隣接している動翼列３１と径方向Ｄｒに間隔をあけて対向している。
　ケーシング１０には、図１に示すように、外部からの蒸気Ｓが流入するノズル室１１と、ノズル室１１からの蒸気Ｓが流れる蒸気主流路室１２と、蒸気主流路室１２から流れた蒸気Ｓを排出する排気室１３と、が形成されている。ノズル室１１と蒸気主流路室１２と間には、複数の静翼列４１のうちで最も上流側Ｄａｕの第１段静翼列４１が配置されている。言い換えると、ケーシング１０内は、この第１段静翼列４１により、ノズル室１１と蒸気主流路室１２とに仕切られている。蒸気主流路室１２には、複数の静翼列４１のうちで第１段静翼列４１を除く静翼列４１の全てと、複数の動翼列３１の全てとが配置されている。
　ケーシング１０の内周には、複数の静翼列４１が固定されている。
　動翼列３１と、この動翼列３１の上流側Ｄａｕに隣接する静翼列４１との組は、一つの段５０を成す。本実施形態の蒸気タービンは、７つの動翼列３１のそれぞれに対して静翼列４１が設けられているので、７つの段５０を備える。
　本実施形態の蒸気タービンでは、図１及び図２に示すように、複数の段５０のうち、最上流の第１段５０が、この第１段５０よりも下流側Ｄａｄの段５０へ送られる蒸気Ｓの流量を調節してロータ２０の回転数を調整するための調速段５０ａを成す。本実施形態の蒸気タービンでは、第２段５０、第３段５０及び第４段５０が、中圧段５０ｂを成す。また、本実施形態の蒸気タービンでは、第５段５０、第６段５０及び第７段５０が、低圧段５０ｃを成す。よって、以下では、調速段５０ａの一部を構成する第１段静翼列４１を調速段静翼列４１ａと呼び、調速段５０ａの他の一部を構成する第１段動翼列３１を調速段動翼列３１ａと呼ぶ。また、中圧段５０ｂの一部を構成する第２段静翼列４１から第４段静翼列４１を中圧段静翼列４１ｂと呼び、中圧段５０ｂの他の一部を構成する第２段動翼列３１から第４段動翼列３１を中圧段動翼列３１ｂと呼ぶ。また、低圧段５０ｃの一部を構成する第５段静翼列４１から第７段静翼列４１を低圧段静翼列４１ｃと呼び、低圧段５０ｃの他の一部を構成する第５段動翼列３１から第７段動翼列３１を低圧段動翼列３１ｃと呼ぶ。さらに、調速段動翼列３１ａが固定されているロータ軸２１の仕切部２３を調速段仕切部２３ａ、中圧段動翼列３１ｂが固定されているロータ軸２１の仕切部２３を中圧段仕切部２３ｂ、低圧段動翼列３１ｃが固定されているロータ軸２１の仕切部２３を低圧段仕切部２３ｃと呼ぶ。
　調速段動翼列３１ａ及び中圧段動翼列３１ｂを構成する複数の動翼３２は、いずれも平行翼である。一方、低圧段動翼列３１ｃを構成する複数の動翼３２は、いずれも捩じれ翼である。平行翼とは、翼弦の向きが径方向Ｄｒの位置変化、言い換えると翼高さ方向に位置変化しても変化しない翼のことである。また、捩じれ翼とは、翼弦の向きが径方向Ｄｒの位置変化に応じて次第に変わる翼のことである。
　図１及び図３に示すように、中圧段静翼列４１ｂ及び低圧段静翼列４１ｃの各内側リング４６の径方向内側Ｄｒｉには、回転するロータ軸２１の軸芯部２２との間をシールする内側シール５１が設けられている。
　調速段静翼列４１ａ及び中圧段静翼列４１ｂの各外側リング４３のリング突出部４５には、このリング突出部４５の径方向内側Ｄｒｉに配置されている動翼列３１との間をシールする外側シール５２が設けられている。
　調速段仕切部２３ａ及び中圧段仕切部２３ｂには、軸方向Ｄａに貫通するバランスホール２４が形成されている。なお、バランスホールは、低圧段仕切部２３ｃにも形成されていてもよい。
　中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６には、図３に示すように、この内側リング４６の下流側Ｄａｄに隣接する中圧段仕切部２３ｂとの間をシールする中間シール５３が設けられている。中圧段仕切部２３ｂには、この中圧段仕切部２３ｂの上流側Ｄａｕであってバランスホール２４よりも径方向外側Ｄｒｏの位置に、径方向外側Ｄｒｏを向く中間周面２７が形成されている。一方、中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６には、中圧段仕切部２３ｂの中間周面２７と径方向Ｄｒで対向する中間周面４７が形成されている。中間シール５３は、中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６における中間周面４７の位置に設けられている。この中間シール５３は、径方向内側Ｄｒｉに延びて、中圧段仕切部２３ｂの中間周面２７と対向するラジアルフィン５４を有する。
　なお、ラジアルフィン５４は、中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６における中間周面４７の位置を除く位置に設けられていてもよい。例えば、図４に示すように、中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６における中間周面４７よりも径方向外側Ｄｒｏで下流側Ｄａｄを向く下流端面４８の位置に設けてもよい。この場合、ラジアルフィン５４ａは、この内側リング４６の下流端面４８から下流側Ｄａｄに延びた後、径方向内側Ｄｒｉに延びる。このラジアルフィン５４ａで、径方向内側Ｄｒｉに延びている先端部は、中圧段仕切部２３ｂの中間周面２７と対向する。
　本実施形態の調速段５０ａは衝動段であり、中圧段５０ｂは中反動度衝動段であり、低圧段５０ｃは反動段である。
　ここで、反動度について説明する。
　反動度とは、段における熱落差に対する段中の動翼における熱落差の比である。言い換えると、反動度とは、段あたりの全エンタルピーの変化量中で、動翼での静エンタルピーの変化量が占める割合である。若しくは、反動度とは、段における圧力差に対する段中の動翼における圧力差の比である。
　反動度が０の場合、動翼での圧力変化がない。一方、反動度が０でない場合、動翼での圧力降下がある一方で動翼での蒸気の流速上昇がある。このため、反動度が０でない場合、蒸気は動翼の通過過程で膨張し、この膨張により生じた反動力が動翼に作用する。反動度が０の場合には、蒸気の衝動作用のみ動翼に対する蒸気の仕事になるが、反動度が０でない場合、蒸気の衝動作用の他に反動作用が動翼に対する蒸気の仕事になる。よって、反動度が大きいほど、基本的に翼素性能が高いことになる。
　衝動段及び反動段の定義としては、各種定義がある。例えば、ある定義では、反動度が０のものを衝動段とし、反動度が０のないものを反動段とする。しかしながら、衝動段及び反動段の定義としては他の定義もある。本願では、反動度が１０％未満のものを衝動段とし、反動度が１０％以上４０％未満のものを中反動度衝動段とし、反動度が４０％以上のものを反動段とする。
　前述したように、反動度が大きいほど、翼素性能は基本的に高い。このため、背景技術の欄で述べた特許文献１に記載の蒸気タービンでは、調速段を除く全ての段を反動段にしている。しかしながら、反動段では、この反動段を構成する動翼列の上流側と下流側との間での圧力差が大きいため、衝動段に比べて、動翼列の上流側に存在する蒸気の一部がこの動翼列を通らない蒸気漏れの量が多くなる。
　この反動段を構成する段のうち、上流側の反動段で蒸気漏れが多い場合、調速段を通過した直後で、未だ高圧の蒸気が持つエネルギーを有効に利用できず、結果として、タービン効率を高めることができない。
　そこで、本実施形態では、調速段５０ａ（衝動段）の下流側Ｄａｄの中圧段５０ｂを中反動度衝動段とし、この中圧段５０ｂの反動度を調速段５０ａの反動度よりも大きくし、中圧段５０ｂの下流側Ｄａｄの低圧段５０ｃ（反動段）の反動度よりも小さくしている。
　この結果、本実施形態では、調速段５０ａの下流側Ｄａｄの中圧段５０ｂを構成する各段５０での上流側Ｄａｕと下流側Ｄａｄとの間の圧力差が小さくなり、中圧段５０ｂを構成する各段５０での高圧蒸気の漏れ量を減らすことができる。このため、本実施形態では、中圧段５０ｂを構成する翼の翼素性能を調速段５０ａを構成する翼の翼素性能よりも高めつつも、中圧段５０ｂにおいて高圧蒸気が持つエネルギーを有効利用でき、タービン効率を高めることができる。
　ここで、中反動度衝動段である中圧段５０ｂの反動度は、２５％以上で３５％以下であることがより好ましい。また、本実施形態では、中圧段５０ｂを構成する第２段５０、第３段５０及び第４段５０の反動度は、例えば、以下の通りである。
　第２段５０の反動度は２５％で、第３段５０の反動度は３０％で第４段５０の反動度は３５％である。このように、本実施形態では、中圧段５０ｂを構成する複数の段５０の反動度を、上流側Ｄａｕの段５０から下流側Ｄａｄの段５０になるに連れて大きくしている。このため、本実施形態では、中圧段５０ｂのうちでも、より高圧蒸気が通過する上流側Ｄａｕの段５０の反動度を小さくすることで、高圧蒸気の漏れを少なくしている。但し、本実施形態において、中圧段５０ｂを構成する複数の段５０の反動度を、上流側Ｄａｕの段５０から下流側Ｄａｄの段５０になるに連れて大きくしなくてもよい。
　本実施形態では、以上のように、調速段５０ａを衝動段にし、中圧段５０ｂを中反動度衝動段にし、低圧段５０ｃを反動段にするため、さらに、タービン効率をより高めるため、各段５０の各種パラメータとして、図５の値を採用している。
　本実施形態では、衝動段（調速段５０ａ）の最適速度比を２．2未満で１．８以上にし、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）の最適速度比を１．9未満で１．５以上にし、反動段（低圧段５０ｃ）の最適速度比を１．５未満で１．2以上にしている。なお、速度比とは、図６に示すように、段を構成する動翼３２の周速度uに対するこの段を構成する静翼の出口における蒸気の絶対速度ｃの比（ｃ／ｕ）である。また、最適速度比とは、タービン効率が最大となる速度比のことである。
　ここで、本実施形態において、中反動度衝動段の最適速度比を、衝動段の最適速度比よりも小さくし、反動段の最適速度比よりも大きくする場合には、各段の最適速度比を以下のように設定する必要がある。例えば、衝動段（調速段５０ａ）の最適速度比を１．８にした場合、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）の最適速度比を１．８未満にする。但し、本実施形態において、中反動度衝動段の最適速度比を、衝動段の最適速度比よりも小さくしなくてもよく、さらに、中反動度衝動段の最適速度比を、反動段の最適速度比よりも大きくしなくてもよい。
　本実施形態では、衝動段（調速段５０ａ）を構成する動翼３２の転向角を１４０°未満で１２０°以上にし、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）を構成する動翼３２の転向角を１２０°未満で１１０°以上にし、反動段（低圧段５０ｃ）を構成する動翼３２の転向角を１１０°未満で７０°以上にしている。なお、転向角とは、図６に示すように、動翼３２に対する蒸気の流入角α１と、この動翼３２からの蒸気の流出角α２とで定まる角度（α１＋α２）である。
　ここで、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する動翼３２の転向角を、衝動段を構成する動翼３２の転向角よりも小さくし、反動段を構成する動翼３２の転向角よりも大きくする場合には、各段を構成する動翼３２の転向角を以下のように設定する必要がある。例えば、中反動度衝動段を構成する動翼３２の転向角を１００°にした場合、反動段を構成する動翼３２の転向角を１００°未満で７０°以上にする。また、本実施形態では、例えば、反動段を構成する動翼３２の転向角を１１０°にした場合、中反動度衝動段を構成する動翼３２の転向角を１１０°より大きく１２０°未満にする。但し、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する動翼３２の転向角を、衝動段を構成する動翼３２の転向角よりも小さくしなくてもよく、さらに、中反動度衝動段を構成する動翼３２の転向角を、反動段を構成する動翼３２の転向角よりも大きくしなくてもよい。
　本実施形態では、衝動段（調速段５０ａ）を構成する静翼４２の転向角を８０°以下で７０°以上にし、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）を構成する静翼４２の転向角を８０°未満６０°以上にし、反動段（低圧段５０ｃ）を構成する静翼４２の転向角を７０°未満で５５°以上にしている。
　ここで、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する静翼４２の転向角を、衝動段を構成する静翼４２の転向角よりも小さくし、反動段を構成する静翼４２の転向角よりも大きくする場合には、各段を構成する静翼４２の転向角を以下のように設定する必要がある。例えば、中反動度衝動段を構成する静翼４２の転向角を６０°にした場合、反動段を構成する動翼３２の転向角を６０°未満で５５°以上にする。但し、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する静翼４２の転向角を、衝動段を構成する静翼４２の転向角よりも小さくしなくてもよく、さらに、中反動度衝動段を構成する静翼４２の転向角を、反動段を構成する静翼４２の転向角よりも大きくしなくてもよい。
　本実施形態では、衝動段（調速段５０ａ）を構成する動翼３２のコード長Ｌｃに対するピッチＬｐの比（Ｌｐ／Ｌｃ）を０．７未満にし、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）を構成する動翼３２の同比を０．７以上で０．８未満にし、反動段（低圧段５０ｃ）を構成する動翼３２の同比を０．７より大きく０．９以下にしている。
　ここで、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する動翼３２の同比を、衝動段を構成する動翼３２の同比よりも大きくし、反動段を構成する動翼３２の同比よりも小さくする場合には、各段を構成する動翼３２の同比を以下のように設定する必要がある。例えば、中反動度衝動段を構成する動翼３２の同比を０．７８にした場合、反動段を構成する動翼３２の同比を０．７８以上にする。但し、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する動翼３２の同比を、衝動段を構成する動翼３２の同比よりも大きくしなくてもよく、さらに、中反動度衝動段を構成する動翼３２の同比を、反動段を構成する動翼３２の同比よりも小さくしなくてもよい。
　本実施形態では、衝動段（調速段５０ａ）を構成する静翼４２のコード長Ｌｃに対するピッチＬｐの比（Ｌｐ／Ｌｃ）を０．３以上０．６未満にし、中反動度衝動段（中圧段５０ｂ）を構成する静翼４２の同比を０．５以上で０．８未満にし、反動段（低圧段５０ｃ）を構成する静翼４２の同比を０．６以上で０．９未満にしている。
　ここで、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する静翼４２の同比を、衝動段を構成する静翼４２の同比よりも大きくし、反動段を構成する静翼４２の同比よりも小さくする場合には、各段を構成する静翼４２の同比を、以下のように設定する必要がある。例えば、中反動度衝動段を構成する静翼４２の同比を０．８にした場合、反動段を構成する静翼４２の同比を０．８より大きく０．９未満にする。但し、本実施形態において、中反動度衝動段を構成する静翼４２の同比を、衝動段を構成する静翼４２の同比よりも大きくしなくてもよく、さらに、中反動度衝動段を構成する静翼４２の同比を、反動段を構成する静翼４２の同比よりも小さくしなくてもよい。
　本実施形態では、前述したように、ロータ軸２１としてディスク型ロータ軸を採用している。ディスク型ロータ軸は、ドラム型ロータ軸に比べて蒸気漏れを少なくすることができる。よって、本実施形態では、より蒸気漏れが少なくなりタービン効率を高めることができる。しかしながら、本実施形態の蒸気タービンのように、中反動度衝動段や反動段を有する蒸気タービンに、ディスク型ロータ軸を採用した場合、ロータ軸２１にかかるスラスト力が大きくなり、スラスト軸受の大型化を招く。これは、反動度がある程度大きい段の場合、この段の動翼列が固定されている仕切部の上流側Ｄａｕと下流側Ｄａｄとの圧力差が大きくなるからである。一方、ドラム型ロータ軸では、ディスク型ロータ軸に比べて、ロータ軸に作用するスラスト力を小さくすることができる。このため、調速段を除く全ての段を反動段にしている特許文献１に記載の蒸気タービンでは、ドラム型ロータ軸を採用している。
　本実施形態では、ロータ軸２１として蒸気漏れ量の少ないディスク型ロータ軸を採用しつつも、ロータ軸２１に作用するスラスト力を小さくするため、全ての中圧段仕切部２３ｂにバランスホール２４を形成している。このように、中圧段仕切部２３ｂにバランスホール２４を形成すると、中圧段仕切部２３ｂの上流側Ｄａｕと下流側Ｄａｄとの間の圧力差が小さくなる。よって、本実施形態のロータ軸２１では、ロータ軸２１に作用するスラスト力を小さくすることができる。
　さらに、本実施形態では、前述したように、中圧段仕切部２３ｂと中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６との間であってバランスホール２４よりも径方向外側Ｄｒｏの位置に中間シール５３を設けている。このため、本実施形態では、中反動度衝動段である中圧段５０ｂでの蒸気漏れをより少なくすることができる。
　しかも、本実施形態の中間シール５３は、先端部が径方向Ｄｒに延びて中圧仕切部２３ｂの中間周面２７と対向するラジアルフィン５４，５４ａを有する。仮に、中間シールが軸方向Ｄａに延びるアキシャルフィンである場合、蒸気タービンへの蒸気流入によるロータ軸の軸方向Ｄａへの熱伸び（熱膨張）により、アキシャルフィンの先端とこの対向面との間の隙間が組立時より大きくなる。よって、中間シールがアキシャルフィンである場合、蒸気タービンへの蒸気流入による熱伸びにより蒸気漏れ量が多くなる。一方、本実施形態では、中間シール５３がラジアルフィン５４，５４ａを有しているため、蒸気タービンへの蒸気流入量の変動に伴うロータ軸２１の軸方向Ｄａへの熱伸びがあっても、ラジアルフィン５４，５４ａの先端とこの対向面との間の隙間の変動が小さい。
　よって、本実施形態では、ラジアルフィン５４，５４ａを有する中間シール５３が設けられていることにより、中反動度衝動段である中圧段５０ｂでの蒸気漏れを極めて少なくすることができる。
　以上のように、本実施形態では、圧力が高い蒸気が通る中圧段５０ｂを中反動度衝動段にすることで、中圧段５０ｂでの蒸気漏れを少なくしている。さらに、本実施形態では、ロータ軸２１としてディスク型ロータ軸を採用した上で、ロータ軸２１の中圧段仕切部２３ｂと中圧段静翼列４１ｂの内側リング４６との間に、ラジアルフィン５４，５４ａを有する中間シール５３を設けたので、中圧段５０ｂでの蒸気漏れを極めて少なくすることができる。よって、本実施形態では、繰り返すことになるが、中圧段５０ｂにおいて高圧の蒸気が持つエネルギーを有効利用でき、タービン効率を高めることができる。
　なお、以上の実施形態では、中圧段５０ｂを３つの段５０で構成し、低圧段５０ｃも３つの段５０で構成している。しかしながら、中圧段５０ｂを構成する段の数及び低圧段５０ｃを構成する段５０の数は、いずれも、２以下でもよいし、４以上でもよい。また、中圧段５０ｂを構成する段５０の数と低圧段５０ｃを構成する段５０の数とは異なっていてもよい。
　本発明に係る一態様によれば、蒸気タービンのタービン効率を高めることができる。
　１０：ケーシング、１１：ノズル室、１２：蒸気主流路室、１３：排気室、２０：ロータ、２１：ロータ軸、２２：軸芯部、２３：仕切部、２３ａ：調速段仕切部、２３ｂ：中圧段仕切部、２３ｂ：低圧段仕切部、２４：バランスホール、２７，４７：中間周面、３１：動翼列、３１ａ：調速段動翼列、３１ｂ：中圧段動翼列、３１ｃ：低圧段動翼列、３２：動翼、４１：静翼列、４１ａ：調速段静翼列、４１ｂ：中圧段静翼列、４１ｃ：低圧段静翼列、４２：静翼、４３：外側リング、４６：内側リング、５１：内側シール、５２：外側シール、５３：中間シール、５４，５４ａ：ラジアルフィン

Claims (17)

  1. 　軸線を中心として回転するロータ軸と、
    　前記ロータ軸の外周に固定され、前記軸線が延びる軸方向に並んでいる複数の動翼列と、
    　複数の前記動翼列毎に、前記動翼列の前記軸方向における上流側に隣接している静翼列と、
    　を備え、
    　前記動翼列と当該動翼列の上流側に隣接配置されている前記静翼列との組で構成される複数の段のうち、最も上流側に配置されている段が調速段であり、前記調速段の下流側に配置されている１以上の段が中圧段であり、前記中圧段の下流側に配置されている１以上の段が低圧段であり、
    　前記調速段は、衝動段であり、
    　前記中圧段は、反動度が１０～４０％の中反動度である中反動度衝動段であり、
    　前記低圧段は、反動度が前記中圧段の反動度よりも高い反動段である、
    　蒸気タービン。
  2. 　請求項１に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中反動度衝動段の反動度は、２５％以上で３５％以下である、
    　蒸気タービン。
  3. 　請求項１又は２に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段は、複数の段を有して構成され、
    　前記中圧段を構成する複数の前記段の反動度は、上流側の段から下流側に段になるに連れて大きくなる、
    　蒸気タービン。
  4. 　請求項１から３のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記ロータ軸は、前記軸線を基準に放射方向に広がり、互いに間隔をあけて前記軸方向に並ぶ複数の仕切部を有し、
    　前記中圧段の前記動翼列は、複数の前記仕切部のうちのいずれかの仕切部の外周部に固定され、
    　前記中圧段の前記動翼列が固定されている前記仕切部である中圧段仕切部には、前記軸方向に貫通するバランスホールが形成されている、
    　蒸気タービン。
  5. 　請求項４に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記静翼列は、前記軸線を中心とした周方向に並んでいる複数の静翼と、複数の前記静翼の前記軸線に対する径方向内側に配置され、複数の前記静翼列が固定されている内側リングと、を有し、
    　前記中圧段を構成する前記静翼列の前記内側リングは、前記中圧段仕切部と間隔をあけて軸方向で対向し、
    　前記中圧段を構成する前記静翼列の前記内側リングに固定され、前記バランスホールよりも前記軸線に対する径方向外側の部分で前記中圧段仕切部との間をシールするシールを備える、
    　蒸気タービン。
  6. 　請求項５に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段仕切部には、前記中圧段仕切部の前記内側リング側であって前記バランスホールよりも前記径方向外側に、前記軸線に対する径方向を向く中間周面が形成され、
    　前記シールは、前記径方向に延びて前記中圧段仕切部の前記中間周面と対向する先端部を有するラジアルフィンを備える、
    　蒸気タービン。
  7. 　請求項１から６のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の最適速度比は、前記調速段の最適速度比より小さく前記低圧段の最適速度比よりも大きい、
    　蒸気タービン。
  8. 　請求項１から７のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の最適速度比は、１．9未満で１．５以上である、
    　蒸気タービン。
  9. 　請求項１から８のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角は、前記調速段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角より小さく、前記低圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角より大きい、
    　蒸気タービン。
  10. 　請求項１から９のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼の転向角は、１２０°未満で１００°以上である、
    　蒸気タービン。
  11. 　請求項１から１０のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角は、前記調速段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角より小さく、前記低圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角より大きい、
    　蒸気タービン。
  12. 　請求項１から１１のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼の転向角は、８０°未満で６０°以上である、
    　蒸気タービン。
  13. 　請求項１から１２のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比は、前記調速段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比よりも大きく、前記低圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比よりも小さい、
    　蒸気タービン。
  14. 　請求項１から１３のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼のコード長に対するピッチの比は、０．７以上で０．８未満である、
    　蒸気タービン。
  15. 　請求項１から１４のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比は、前記調速段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比よりも大きく、前記低圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比よりも小さい、
    　蒸気タービン。
  16. 　請求項１から１５のいずれか一項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記静翼列を構成する複数の静翼のコード長に対するピッチの比は、０．５以上で０．８未満である、
    　蒸気タービン。
  17. 　請求項１から１６のいずれか１項に記載の蒸気タービンにおいて、
    　前記中圧段の前記動翼列を構成する複数の動翼は、平行翼である、
    　蒸気タービン。
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