WO2020183933A1 - 回転機械、及びシールリング - Google Patents

回転機械、及びシールリング Download PDF

Info

Publication number
WO2020183933A1
WO2020183933A1 PCT/JP2020/002441 JP2020002441W WO2020183933A1 WO 2020183933 A1 WO2020183933 A1 WO 2020183933A1 JP 2020002441 W JP2020002441 W JP 2020002441W WO 2020183933 A1 WO2020183933 A1 WO 2020183933A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
seal ring
radial direction
seal
acoustic space
rotor
Prior art date
Application number
PCT/JP2020/002441
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
倫平 川下
村田　健一
Original Assignee
三菱日立パワーシステムズ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱日立パワーシステムズ株式会社 filed Critical 三菱日立パワーシステムズ株式会社
Priority to US17/433,422 priority Critical patent/US20220145767A1/en
Priority to CN202080017637.5A priority patent/CN113508218A/zh
Publication of WO2020183933A1 publication Critical patent/WO2020183933A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • 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
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/04—Antivibration arrangements
    • 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
    • F01D5/26—Antivibration means not restricted to blade form or construction or to blade-to-blade connections or to the use of particular materials
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/28—Arrangement of seals
    • 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
    • F05D2240/00—Components
    • F05D2240/55—Seals
    • F05D2240/59—Lamellar seals
    • 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
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/96—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise
    • F05D2260/963—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise by Helmholtz resonators

Definitions

  • the present invention relates to a rotating machine and a seal ring.
  • the present application claims priority with respect to Japanese Patent Application No. 2019-043171 filed in Japan on March 8, 2019, the contents of which are incorporated herein by reference.
  • the steam turbine converts the energy of the fluid taken in from the outside into the rotary motion of the rotor.
  • the steam turbine includes a rotor that rotates around an axis and a casing that covers the rotor from the outer peripheral side.
  • a plurality of moving blade stages (moving blades) are provided on the outer peripheral surface of the rotor, and a plurality of stationary blade stages (static blades) are provided on the inner peripheral surface of the casing.
  • These rotor blade stages and stationary blade stages are arranged so as to be staggered in the axial direction.
  • the fluid guided into the casing rotates the rotor by alternately colliding with the rotor blade stage and the stationary blade stage.
  • a clearance is generally provided between the outer peripheral surface of the rotor and the inner peripheral surface of the casing.
  • a certain clearance is provided between the tip of the rotor blade (shroud) and the inner peripheral surface of the casing.
  • a technique for reducing the flow (leakage) of steam in this clearance as much as possible is required.
  • the one described in Patent Document 1 below is known.
  • a plurality of sealing fins extending toward the outer peripheral surface of the rotor are provided on the inner peripheral surface of the casing.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and an object of the present invention is to provide a rotating machine and a seal ring in which unstable vibration is further reduced.
  • the rotating machine includes a rotor that rotates about an axis, a stator that faces the rotor in the radial direction, and an axis that projects from one of the rotor and the stator in the radial direction toward the other.
  • a plurality of seal fins provided at intervals in the direction are provided, and one of the rotor and the stator is formed as a hollow portion inside the acoustic space, and the acoustic space and the axial direction. It has a communication hole for communicating with a portion between the seal fins adjacent to each other.
  • an acoustic space and a communication hole are formed in either the rotor or the stator.
  • the communication hole communicates the acoustic space with the portion between the seal fins. That is, the communication hole and the acoustic space form a Helmholtz resonator. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated.
  • the stator is a seal ring main body having a tubular shape centered on the axis and the plurality of seal fins are provided on the inner peripheral surface, and the acoustic space is the seal ring main body. It may be formed inside.
  • an acoustic space is formed inside the seal ring main body as a stator. That is, the communication hole and the acoustic space form a Helmholtz resonator inside the seal ring body. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs in the portion between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated.
  • a plurality of the acoustic spaces may be formed inside the seal ring main body at intervals in the circumferential direction.
  • the volumes may be different between the pair of acoustic spaces adjacent to each other in the circumferential direction.
  • a plurality of the acoustic spaces may be formed inside the seal ring main body at intervals in the radial direction.
  • the volumes may be different between the pair of acoustic spaces adjacent to each other in the radial direction.
  • the volume is different between the pair of acoustic spaces adjacent in the radial direction, it is possible to alleviate the pressure fluctuation of the frequency different for each acoustic space. That is, the pressure fluctuation in a wider band can be mitigated.
  • the positions of one end and the other end of the communication hole in the circumferential direction may be different when viewed from the axial direction.
  • the length of the communication hole can be secured longer.
  • the acoustic space as a Helmholtz resonator and the natural frequency of the communication hole can be changed.
  • pressure fluctuations in a wider band can be mitigated.
  • the communication hole may extend in a direction inclined with respect to the radial direction when viewed from the axial direction.
  • the length of the communication hole can be secured longer.
  • the acoustic space as a Helmholtz resonator and the natural frequency of the communication hole can be changed.
  • pressure fluctuations in a wider band can be mitigated.
  • the stator is formed on a surface facing the rotor, and has a stator body having an accommodating recess recessed outward in the radial direction, and at least a part thereof is accommodated in the accommodating recess, and the plurality of seal fins.
  • the space outside the sealing ring in the accommodating recess in the radial direction is the acoustic space, and the sealing ring penetrates the sealing ring and has one end thereof.
  • the communication hole communicated with the acoustic space may be formed.
  • the space radially outside the sealing ring in the accommodating recess is regarded as the acoustic space.
  • This acoustic space is communicated between the seal fins by a communication hole penetrating the seal ring. That is, the Helmholtz resonator is formed by the communication hole and the acoustic space. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs in the portion between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated.
  • the rotor has a rotating shaft extending along the axis, and a plurality of moving blades arranged in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the rotating shaft, and the stator is the rotating shaft.
  • a casing that covers the moving blades from the outer peripheral side, the seal fins are provided on a surface of the casing that faces the moving blades in the radial direction, and the acoustic space is formed inside the casing. You may be.
  • an acoustic space is formed inside the casing. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs in the portion between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated. Further, according to the above configuration, unstable vibration can be effectively reduced by forming an acoustic space in the casing even in a rotating machine having a configuration without a seal ring.
  • the rotor has a rotary shaft extending along the axis, and a plurality of rotor blades arranged in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the rotary shaft, and the stator is the rotary shaft.
  • a box body as an acoustic space is provided on the outer peripheral side of the casing. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs in the portion between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated. Further, according to the above configuration, even if the rotating machine is not provided with a seal ring, unstable vibration can be effectively reduced by providing a box body as an acoustic space on the outer peripheral side of the casing. it can.
  • the seal ring according to one aspect of the present invention is provided on the inner peripheral surface of the tubular seal ring body centered on the axis and the inner peripheral surface of the seal ring body so as to project inward in the radial direction at intervals in the axis direction.
  • a plurality of the seal fins, an acoustic space formed as a hollow portion inside the seal ring main body, and a communication hole for communicating a portion between the acoustic space and seal fins adjacent to each other in the axial direction. Have.
  • an acoustic space and a communication hole are formed inside the seal ring.
  • the communication hole communicates the acoustic space with the portion between the seal fins. That is, the communication hole and the acoustic space form a Helmholtz resonator. Therefore, when the pressure fluctuation of the working fluid occurs in the portion between the seal fins, the air in the acoustic space resonates due to the pressure fluctuation. At this time, the energy of the working fluid is consumed mainly by the compression and expansion in the acoustic space and the friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of the working fluid can be alleviated.
  • a plurality of the acoustic spaces may be formed inside the seal ring main body at intervals in the circumferential direction.
  • the volume may be different between the pair of acoustic spaces adjacent to each other in the circumferential direction.
  • the volume differs between the pair of acoustic spaces adjacent to each other in the circumferential direction, it is possible to alleviate the pressure fluctuation of the frequency different for each acoustic space. That is, the pressure fluctuation in a wider band can be mitigated.
  • a plurality of the acoustic spaces may be formed inside the seal ring main body at intervals in the radial direction.
  • the volume may be different between the pair of acoustic spaces adjacent to each other in the radial direction.
  • the volume is different between the pair of acoustic spaces adjacent in the radial direction, it is possible to alleviate the pressure fluctuation of the frequency different for each acoustic space. That is, the pressure fluctuation in a wider band can be mitigated.
  • the positions of one end and the other end of the communication hole in the circumferential direction may be different when viewed from the axial direction.
  • the length of the communication hole can be secured longer.
  • the acoustic space as a Helmholtz resonator and the natural frequency of the communication hole can be changed.
  • pressure fluctuations in a wider band can be mitigated.
  • the communication hole may extend in a direction inclined with respect to the radial direction when viewed from the axial direction.
  • the length of the communication hole can be secured longer.
  • the acoustic space as a Helmholtz resonator and the natural frequency of the communication hole can be changed.
  • pressure fluctuations in a wider band can be mitigated.
  • FIG. 1 It is a schematic diagram which shows the structure of the steam turbine (rotary machine) which concerns on 1st Embodiment of this invention. It is an enlarged sectional view of the main part of the steam turbine which concerns on 1st Embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows the structure of the seal ring which concerns on 1st Embodiment of this invention. It is sectional drawing in line AA of FIG. It is sectional drawing which shows the modification of the seal ring which concerns on 1st Embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows the structure of the seal ring which concerns on 2nd Embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows the structure of the seal ring which concerns on 3rd Embodiment of this invention.
  • the first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 4.
  • the steam turbine 100 includes a steam turbine rotor 3 (rotor) extending along the axis O direction, a steam turbine casing 2 (stator) covering the steam turbine rotor 3 from the outer peripheral side, and a shaft of the steam turbine rotor 3. It includes a journal bearing 4A and a thrust bearing 4B that rotatably support the end 11 around the axis O.
  • the steam turbine rotor 3 has a rotating shaft 1 extending along the axis O and a plurality of moving blades 30 provided on the outer peripheral surface of the rotating shaft 1.
  • a plurality of moving blades 30 are arranged at regular intervals in the circumferential direction of the rotating shaft 1. Also in the axis O direction, a plurality of rows of moving blades 30 are arranged at regular intervals.
  • the moving blade 30 has a moving blade main body 31 and a moving blade shroud 34.
  • the rotor blade body 31 projects radially outward from the outer peripheral surface of the steam turbine rotor 3.
  • the rotor blade body 31 has an airfoil-shaped cross section when viewed from the radial direction.
  • a rotor blade shroud 34 is provided at the tip end portion (diameter outer end portion) of the rotor blade body 31.
  • the steam turbine casing 2 has a substantially tubular shape that covers the steam turbine rotor 3 from the outer peripheral side.
  • a steam supply pipe 12 for taking in steam S is provided on one side of the steam turbine casing 2 in the O-axis direction.
  • a steam discharge pipe 13 for discharging steam S is provided on the other side of the steam turbine casing 2 in the O-axis direction.
  • the steam flows inside the steam turbine casing 2 from one side in the O-direction of the axis toward the other side.
  • flow direction the direction in which steam flows is simply referred to as "flow direction".
  • the side where the steam supply pipe 12 is located as viewed from the steam discharge pipe 13 is referred to as an upstream side in the flow direction
  • the side where the steam discharge pipe 13 is located as viewed from the steam supply pipe 12 is referred to as a downstream side in the flow direction.
  • a plurality of rows of stationary blades 20 are provided on the inner peripheral surface of the steam turbine casing 2.
  • the stationary wing 20 has a stationary wing main body 21, a stationary wing shroud 22, and a stationary wing pedestal 24.
  • the stationary blade main body 21 is a blade-shaped member connected to the inner peripheral surface of the steam turbine casing 2 via the stationary blade pedestal 24.
  • a stationary blade shroud 22 is provided at the tip end portion (diameterally inner end portion) of the stationary blade main body 21.
  • a plurality of stationary blades 20 are arranged on the inner peripheral surface along the circumferential direction and the axis O direction.
  • the moving blades 30 are arranged so as to enter the region between the plurality of adjacent stationary blades 20. That is, the stationary blade 20 and the moving blade 30 extend in a direction intersecting the steam flow direction (diameter direction with respect to the axis O).
  • the steam S is supplied to the inside of the steam turbine casing 2 configured as described above via the steam supply pipe 12 on the upstream side. While passing through the inside of the steam turbine casing 2, the steam S alternately collides with the stationary blade 20 and the moving blade 30.
  • the stationary blade 20 rectifies the flow of the steam S, and the moving blade 30 gives a rotational force to the steam turbine rotor 3 by the collision of the rectified steam S.
  • the rotational force of the steam turbine rotor 3 is taken out from the shaft end 11 and used to drive an external device (generator or the like).
  • the steam S is discharged toward a subsequent device (condenser or the like) through the steam discharge pipe 13 on the downstream side.
  • the journal bearing 4A supports a load in the radial direction with respect to the axis O.
  • One journal bearing 4A is provided at both ends of the steam turbine rotor 3.
  • the thrust bearing 4B supports a load in the axis O direction.
  • the thrust bearing 4B is provided only at the upstream end of the steam turbine rotor 3.
  • the steam turbine casing 2 has a tubular casing main body 2A (stator main body) centered on the axis O and a seal ring 2B.
  • a cavity 50 recessed outward in the radial direction is formed on the inner peripheral surface of the casing main body 2A.
  • the above-mentioned rotor blade shroud 34 is housed in the cavity 50.
  • a gap is formed between the cavity bottom surface 50B, which is the radial outer surface of the cavity 50, and the shroud facing surface 34A, which is the radial outer surface of the rotor blade shroud 34.
  • a seal ring 2B which will be described later, is provided in this gap. More specifically, the seal ring 2B is fixed to the cavity bottom surface 50B. Further, a gap is formed between the shroud upstream surface 34S, which is a surface of the rotor blade shroud 34 facing the upstream side, and the cavity upstream surface 50S, which is the upstream surface of the cavity 50.
  • a platform 35 for supporting the rotor blade body 31 is provided integrally with the rotating shaft 1 inside the rotor blade body 31 in the radial direction.
  • the position corresponding to the above-mentioned stationary blade 20 in the axis O direction is the stationary blade pedestal 24.
  • the radial outer end of the vane main body 21 is fixed to the inner peripheral surface 24A of the pedestal, which is the surface of the vane pedestal 24 facing inward in the radial direction.
  • the above-mentioned stationary blade shroud 22 is provided at the radial inner end of the stationary blade main body 21.
  • the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud which is a surface facing inward in the radial direction of the stationary blade shroud 22, faces the rotor facing surface 3A, which is the outer peripheral surface of the rotating shaft 1, with a gap.
  • a seal ring 2B which will be described later, is provided in this gap. More specifically, the seal ring 2B is provided on the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud.
  • the configuration of the seal ring 2B will be described with reference to FIGS. 3 and 4.
  • the cavity bottom surface 50B and the vane shroud inner peripheral surface 22A are provided, respectively.
  • Each seal ring 2B has the same configuration.
  • the seal ring 2B has an annular seal ring main body 60 centered on the axis O, and a plurality of seal fins 70 provided on the inner peripheral side of the seal ring main body 60. ing.
  • the seal ring main body 60 is fitted with an annular ring portion 61 centered on the axis O, a reduction portion 62 provided on the radial outer side of the ring portion 61, and a fitting provided on the radial outer side of the reduction portion 62. It has a part 63 and.
  • the ring portion 61 has a rectangular cross-sectional shape when viewed from the circumferential direction, and a hollow portion as an acoustic space V is formed inside the ring portion 61. As shown in FIG. 4, the acoustic space V is curved in the circumferential direction with respect to the axis O when viewed from the axis O direction.
  • a plurality of acoustic spaces V and a plurality of communication holes H corresponding thereto are formed inside the ring portion 61 at intervals in the circumferential direction.
  • the volumes of the pair of acoustic spaces V adjacent to each other in the circumferential direction are the same.
  • a plurality of seal fins 70 are arranged on the inner peripheral surface of the ring portion 61 (inner peripheral surface of the ring portion 61A) at intervals in the axis O direction.
  • Each seal fin 70 extends inward in the radial direction from the inner peripheral surface 61A of the ring portion.
  • the dimension of each seal fin 70 in the axial direction O direction gradually decreases toward the outer side in the radial direction. That is, the seal fin 70 has a cross-sectional shape tapered inward in the radial direction.
  • the acoustic space V and the portion between the pair of seal fins (seal space 70V) are communicated by the communication hole H.
  • the communication hole H is a hole extending in the radial direction from the inner surface inside the acoustic space V in the radial direction toward the seal space 70V. Seen from the radial direction, the cross-sectional area of the flow path of the communication hole H is smaller than the cross-sectional area of the acoustic space V. In other words, the flow path cross-sectional area increases sharply toward the acoustic space V through the communication hole H. That is, a Helmholtz resonator is formed inside the seal ring main body 60 by the communication hole H and the acoustic space V.
  • the dimension of the reduced portion 62 in the axis O direction is smaller than that of the ring portion 61 described above.
  • the size of the fitting portion 63 in the axis O direction is larger than that of the ring portion 61.
  • the fitting portion 63 fits into the groove formed in the cavity bottom surface 50B and the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud. As a result, the seal ring 2B is supported and fixed on the bottom surface 50B of the cavity and the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud.
  • a part of the steam does not go toward the stationary blade 20 and the moving blade 30, but also as a side flow in the cavity 50 described above and in the space between the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud and the rotor facing surface 3A.
  • the seal ring 2B described above is provided in these spaces for the purpose of reducing such a side flow. Specifically, by blocking the side flow by the plurality of seal fins 70, the flow toward the stationary blade 20 and the moving blade 30 as the main flow is increased, and the efficiency of the steam turbine 100 can be improved.
  • the seal ring 2B as described above when the seal ring 2B as described above is provided, when the steam turbine rotor 3 is displaced in the radial direction, the pressure distribution of steam in the circumferential direction is biased. Specifically, the pressure increases in a region where the steam turbine rotor 3 and the steam turbine casing 2 are relatively close to each other, and decreases in a region where they are separated from each other. As a result, an exciting force (seal exciting force) in the direction orthogonal to the displacement direction is applied to the rotor. As a result, the steam turbine rotor 3 may swing and vibrate. Therefore, in the present embodiment, the above-mentioned acoustic space V and communication hole H are formed inside the seal ring 2B.
  • the communication hole H and the acoustic space V form a Helmholtz resonator. Therefore, when the pressure fluctuation of steam occurs in the portion between the seal fins 70 (seal space 70V), the air in the acoustic space V resonates due to the pressure fluctuation. At this time, steam energy is consumed mainly by compression expansion in the acoustic space V and friction mainly in the communication hole H. As a result, the pressure fluctuation of steam can be mitigated. This makes it possible to reduce the unstable vibration due to the seal excitation force described above.
  • the first embodiment of the present invention has been described above. It should be noted that various changes and modifications can be made to the above configuration as long as the gist of the present invention is not deviated.
  • the configuration of the acoustic space V is not limited to the above, and the configuration shown in FIG. 5 can be adopted as another example. In the example of the figure, the volumes of the pair of acoustic spaces V adjacent to each other in the circumferential direction are different from each other.
  • the volume of the acoustic space V (first acoustic space V1) on one side in the circumferential direction is larger than the volume of the acoustic space V (second acoustic space V2) on the other side in the circumferential direction. According to such a configuration, it is possible to alleviate pressure fluctuations having different frequencies for each acoustic space V. That is, the pressure fluctuation in a wider band can be mitigated.
  • the volume of the first acoustic space V1' is larger than the volume of the second acoustic space V2'.
  • the communication hole H'(first series hole H1') communicating with the first acoustic space V1'and the communication hole H'(second communication hole H2') communicating with the second acoustic space V2' It is open.
  • the first series of through holes H1' opens on one side (upstream side) of the axis O direction with respect to the second through hole H2'.
  • FIG. 7 in the present embodiment, the positions of one end (outer peripheral side opening 81) and the other end (inner peripheral side opening 82) of the communication hole Ha in the circumferential direction are different. As a result, the communication hole Ha extends in a direction inclined with respect to the radial direction when viewed from the axis O direction.
  • the length of the communication hole Ha can be secured longer than in the case where the communication hole Ha extends in the radial direction.
  • the acoustic space V as the Helmholtz resonator and the natural frequency of the communication hole Ha can be freely changed.
  • the Helmholtz resonance corresponding to a desired frequency is performed by changing the difference in position between one end and the other end of the communication hole Ha in the circumferential direction (changing the inclination angle of the communication hole Ha with respect to the radial direction).
  • a vessel can be formed. As a result, pressure fluctuations in a wider band can be mitigated.
  • the third embodiment of the present invention has been described above. It should be noted that various changes and modifications can be made to the above configuration as long as the gist of the present invention is not deviated.
  • the configuration shown in FIG. 8 can be adopted. In the example of the figure, the positions of the outer peripheral side opening 81'and the inner peripheral side opening 82'in the communication hole Hb are different in the circumferential direction, and the communication hole Hb is bent in the radial direction and the circumferential direction. Even with such a configuration, the length of the communication hole Hb can be secured longer as in the third embodiment.
  • an accommodating recess R for accommodating the seal ring 2B is formed on the inner peripheral surface of the casing main body 2A.
  • the accommodating recess R has a rectangular cross-sectional shape in a cross-sectional view including the axis O.
  • the fitting portion 63 of the seal ring main body 60 described above is fitted in the accommodating recess R.
  • the pair of surfaces (concave side surface Rs) facing the axis O direction in the accommodating recess R can slide on the pair of surfaces (fitting portion side surface 63S) facing the axis O direction in the fitting portion 63. It is in contact.
  • the accommodating recess R is communicated with the cavity bottom surface 50B (or the inner peripheral surface 22A of the stationary blade shroud) by the constricted portion 80.
  • a reduced portion 62 of the seal ring main body 60 is fitted to the constricted portion 80.
  • a space as an acoustic space Vc is formed between the outer peripheral surface of the fitting portion 63 (fitting portion outer peripheral surface 63A) and the outer peripheral side surface of the housing recess R (recess bottom surface Rb).
  • An elastic member K is provided in the acoustic space Vc to connect between the outer peripheral surface 63A of the fitting portion and the concave bottom surface Rb.
  • the elastic member K urges the seal ring 2B inward in the radial direction.
  • a leaf spring is preferably used as the elastic member K. Due to the elastic force of the elastic member K, the seal ring 2B can be displaced in the radial direction. Further, with this displacement, the distance between the outer peripheral surface of the ring portion 61 (the outer peripheral surface of the ring portion 61B) and the bottom surface of the cavity 50B (or the inner peripheral surface of the stationary blade shroud 22A) changes.
  • the seal ring 2B is formed with a communication hole Hc that penetrates the seal ring 2B in the radial direction.
  • the communication hole Hc communicates the above-mentioned acoustic space Vc with the space between the seal fins 70. More specifically, one end of the communication hole Hc is opened on the outer peripheral surface 63A of the fitting portion, and the other end is opened on the inner peripheral surface 61A of the ring portion.
  • the space radially outside the sealing ring 2B in the accommodating recess R is defined as the acoustic space Vc.
  • the acoustic space Vc is communicated between the seal fins 70 by a communication hole Hc penetrating the seal ring 2B. That is, a Helmholtz resonator is formed by the communication hole Hc and the acoustic space Vc. Therefore, when the pressure fluctuation of steam occurs in the portion between the seal fins 70 (seal space 70V), the air in the acoustic space Vc resonates due to the pressure fluctuation. At this time, steam energy is consumed mainly by compression expansion in the acoustic space Vc and friction in the communication hole Hc. As a result, the pressure fluctuation of steam can be mitigated. As a result, unstable vibration can be reduced.
  • the seal fin 70B is directly attached to the casing main body 2A. Specifically, a plurality of (two) seal fins 70B are attached so as to project from the cavity bottom surface 50B in the cavity 50 toward the rotor blade shroud 34.
  • a hollow portion as an acoustic space V is formed inside the casing main body 2A.
  • This acoustic space V is sealed by a lid body L that is a part of the steam turbine casing 2 from the other side in the axis O direction. Further, the acoustic space V is communicated with the portion between the seal fins 70B (seal space 70V) by the communication hole H.
  • the acoustic space V is formed inside the casing main body 2A. Therefore, when the pressure fluctuation of steam occurs in the portion between the seal fins 70B, the air in the acoustic space V resonates due to the pressure fluctuation. At this time, steam energy is consumed mainly by compression expansion in the acoustic space V and friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of steam can be mitigated. Further, according to the above configuration, even in the steam turbine 100 having no seal ring 2B, unstable vibration can be effectively reduced by forming the acoustic space V in the casing main body 2A. it can.
  • the box body B is provided on the outer peripheral surface (casing outer peripheral surface 2S) of the casing main body 2A.
  • a hollow portion as an acoustic space V is formed inside the box body B. Further, the acoustic space V is communicated with the portion between the seal fins 70B (seal space 70V) through the communication hole H.
  • the communication hole H penetrates the casing main body 2A in the radial direction.
  • the box body B as the acoustic space V is provided on the outer peripheral side of the casing main body 2A. Therefore, when the pressure fluctuation of steam occurs in the portion between the seal fins 70B, the air in the acoustic space V resonates due to the pressure fluctuation. At this time, steam energy is consumed mainly by compression expansion in the acoustic space V and friction in the communication hole. As a result, the pressure fluctuation of steam can be mitigated. Further, according to the above configuration, even in the steam turbine 100 having no seal ring 2B, unstable vibration is effective by providing the box body B as the acoustic space V on the outer peripheral side of the casing main body 2A. Can be reduced.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Abstract

回転機械は、軸線回りに回転するロータと、ロータの径方向に対向するステータと、ロータとステータとの一方から他方に向かって径方向に突出して軸線方向に間隔をあけて設けられた複数のシールフィン（７０）と、を備え、ロータとステータとの一方が、一方の内部に中空部として形成された音響空間（Ｖ）と、音響空間（Ｖ）と軸線方向に隣り合うシールフィン（７０）同士の間の部分とを連通させる連通孔（Ｈ）と、を有する。

Description

回転機械、及びシールリング
　本発明は、回転機械、及びシールリングに関する。
　本願は、２０１９年３月８日に日本に出願された特願２０１９－０４３１７１号について優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　蒸気タービンは、外部から取り入れた流体のエネルギーをロータの回転運動に変換する。具体的には蒸気タービンは、軸線回りに回転するロータと、ロータを外周側から覆うケーシングと、を備えている。ロータの外周面には複数の動翼段（動翼）が設けられ、ケーシングの内周面には複数の静翼段（静翼）が設けられている。これら動翼段と静翼段とは、軸線方向に互い違いになるように配列されている。ケーシング内に導かれた流体は、動翼段と静翼段とに交互に衝突することで上記ロータを回転させる。
　ところで、蒸気タービンでは、ロータの円滑な回転を実現するため、ロータの外周面とケーシングの内周面との間にクリアランスが設けられることが一般的である。一例として、動翼の先端部（シュラウド）とケーシングの内周面との間に一定のクリアランスが設けられる。しかしながら、当該クリアランスを流通する蒸気は、動翼や静翼に衝突することなく下流側に流れ去ってしまうことから、ロータの回転駆動に際して何ら寄与するところがない。したがって、このクリアランスにおける蒸気の流通（漏れ）を可能な限り低減するための技術が必要となる。このような技術の一例として、下記特許文献１に記載されたものが知られている。特許文献１に係るシール装置では、ケーシングの内周面に、ロータの外周面に向かって延びる複数のシールフィンが設けられている。
特開平７－１９００５号公報
　ここで、上記のようなシール装置を備える蒸気タービンでは、ロータが径方向に変位した際に、ロータの周方向における蒸気の圧力分布に偏りが生じる。具体的には、ロータとケーシングとが相対的に近接した領域では圧力が上昇し、離間した領域では圧力が低下する。これにより、変位方向と直交する方向の励振力（シール励振力）がロータに加わる。その結果、ロータに振れ回り振動を生じてしまう可能性がある。
　本発明は上記課題を解決するためになされたものであって、不安定振動がより一層低減された回転機械、及びシールリングを提供することを目的とする。
　本発明の一態様に係る回転機械は、軸線回りに回転するロータと、該ロータと径方向に対向するステータと、前記ロータと前記ステータとの一方から他方に向かって前記径方向に突出して軸線方向に間隔をあけて設けられた複数のシールフィンと、を備え、前記ロータと前記ステータとの一方が、該一方の内部に中空部として形成された音響空間と、該音響空間と前記軸線方向に隣り合うシールフィン同士の間の部分とを連通させる連通孔と、を有する。
　上記構成によれば、ロータとステータのいずれか一方に音響空間と、連通孔とが形成されている。連通孔は、音響空間とシールフィン同士の間の部分とを連通している。即ち、連通孔と音響空間とは、ヘルムホルツ共鳴器を形成している。したがって、シールフィン同士の間で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記ステータは、前記軸線を中心とする筒状をなすとともに、内周面に前記複数のシールフィンが設けられたシールリング本体であり、前記音響空間は、前記シールリング本体の内部に形成されていてもよい。
　上記構成によれば、ステータとしてのシールリング本体の内部に音響空間が形成されている。即ち、連通孔と音響空間とは、シールリング本体の内部でヘルムホルツ共鳴器を形成している。したがって、シールフィン同士の間の部分で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記シールリング本体の内部に、周方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されていてもよい。
　上記構成によれば、周方向に間隔をあけて複数の音響空間が形成されていることから、圧力変動を周方向に均一に緩和することができる。
　上記回転機械では、前記周方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、周方向に隣接する一対の音響空間同士の間で容積が異なることから、音響空間ごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記シールリング本体の内部に、前記径方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されていてもよい。
　上記構成によれば、径方向に間隔をあけて複数の音響空間が形成されていることから、圧力変動をより一層低減することができる。
　上記回転機械では、径方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、径方向に隣接する一対の音響空間同士の間で容積が異なることから、音響空間ごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記軸線方向から見て、前記連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なることから、連通孔の長さをより長く確保することができる。これにより、ヘルムホルツ共鳴器としての音響空間、及び連通孔の固有振動数を変化させることができる。これにより、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記連通孔は、前記軸線方向から見て、径方向に対して傾斜する方向に延びていてもよい。
　上記構成によれば、連通孔が径方向に対して傾斜する方向に延びていることから、連通孔の長さをより長く確保することができる。これにより、ヘルムホルツ共鳴器としての音響空間、及び連通孔の固有振動数を変化させることができる。これにより、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記ステータは、前記ロータに対向する面に形成され、前記径方向の外側に凹む収容凹部を有するステータ本体と、少なくとも一部が前記収容凹部に収容され、前記複数のシールフィンを有するシールリングと、を有し、前記収容凹部における前記シールリングよりも前記径方向の外側の空間は前記音響空間とされ、前記シールリングには、該シールリングを貫通するとともに、一端が前記音響空間に連通された前記連通孔が形成されていてもよい。
　上記構成によれば、収容凹部におけるシールリングよりも径方向外側の空間が音響空間とされている。この音響空間は、シールリングを貫通する連通孔によってシールフィン同士の間に連通されている。即ち、連通孔と音響空間によってヘルムホルツ共鳴器が形成される。したがって、シールフィン同士の間の部分で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。
　上記回転機械では、前記ロータは、前記軸線に沿って延びる回転軸と、該回転軸の外周面上で周方向に配列された複数の動翼と、を有し、前記ステータは、前記回転軸、及び前記動翼を外周側から覆うケーシングを有し、前記シールフィンは、前記ケーシングにおける前記動翼と前記径方向に対向する面に設けられ、前記音響空間は、前記ケーシングの内部に形成されていてもよい。
　上記構成によれば、ケーシングに直接的にシールフィンが設けられている構成において、ケーシングの内部に音響空間が形成されている。したがって、シールフィン同士の間の部分で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。また、上記の構成によれば、シールリングを備えない構成の回転機械であっても、ケーシングに音響空間を形成することにより、不安定振動を効果的に低減することができる。
　上記回転機械では、前記ロータは、前記軸線に沿って延びる回転軸と、該回転軸の外周面上で周方向に配列された複数の動翼と、を有し、前記ステータは、前記回転軸、及び前記動翼を外周側から覆うケーシングを有し、前記シールフィンは、前記ケーシングにおける前記動翼と前記径方向に対向する面に設けられ、前記音響空間は、前記ケーシングの外周側に設けられた箱体であってもよい。
　上記構成によれば、ケーシングに直接的にシールフィンが設けられている構成において、ケーシングの外周側に音響空間としての箱体が設けられている。したがって、シールフィン同士の間の部分で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。また、上記の構成によれば、シールリングを備えない構成の回転機械であっても、ケーシングの外周側に音響空間としての箱体を設けることにより、不安定振動を効果的に低減することができる。
　本発明の一態様に係るシールリングは、軸線を中心とする筒状のシールリング本体と、前記シールリング本体の内周面に径方向の内側に向かって突出して軸線方向に間隔をあけて設けられた複数のシールフィンと、前記シールリング本体の内部に中空部として形成された音響空間と、該音響空間と軸線方向に隣り合うシールフィン同士の間の部分とを連通させる連通孔と、を有する。
　上記構成によれば、シールリングの内部に音響空間と、連通孔とが形成されている。連通孔は、音響空間とシールフィン同士の間の部分とを連通している。即ち、連通孔と音響空間とは、ヘルムホルツ共鳴器を形成している。したがって、シールフィン同士の間の部分で作動流体の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間内の空気が共鳴する。このとき、音響空間内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって作動流体のエネルギーが消費される。その結果、作動流体の圧力変動を緩和することができる。
　上記シールリングでは、前記シールリング本体の内部に、周方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されていてもよい。
　上記構成によれば、周方向に間隔をあけて複数の音響空間が形成されていることから、圧力変動を周方向に均一に緩和することができる。
　上記シールリングでは、前記周方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、周方向に隣接する一対の音響空間同士の間で容積が異なることから、音響空間ごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記シールリングでは、前記シールリング本体の内部に、前記径方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されていてもよい。
　上記構成によれば、径方向に間隔をあけて複数の音響空間が形成されていることから、圧力変動をより一層低減することができる。
　上記シールリングでは、前記径方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、径方向に隣接する一対の音響空間同士の間で容積が異なることから、音響空間ごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記シールリングでは、前記軸線方向から見て、前記連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なっていてもよい。
　上記構成によれば、連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なることから、連通孔の長さをより長く確保することができる。これにより、ヘルムホルツ共鳴器としての音響空間、及び連通孔の固有振動数を変化させることができる。これにより、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　上記シールリングでは、前記連通孔は、前記軸線方向から見て、前記径方向に対して傾斜する方向に延びていてもよい。
　上記構成によれば、連通孔が径方向に対して傾斜する方向に延びていることから、連通孔の長さをより長く確保することができる。これにより、ヘルムホルツ共鳴器としての音響空間、及び連通孔の固有振動数を変化させることができる。これにより、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　本発明によれば、不安定振動がより一層低減された回転機械、及びシールリングを提供することができる。
本発明の第一実施形態に係る蒸気タービン（回転機械）の構成を示す模式図である。 本発明の第一実施形態に係る蒸気タービンの要部拡大断面図である。 本発明の第一実施形態に係るシールリングの構成を示す断面図である。 図３のＡ－Ａ線における断面図である。 本発明の第一実施形態に係るシールリングの変形例を示す断面図である。 本発明の第二実施形態に係るシールリングの構成を示す断面図である。 本発明の第三実施形態に係るシールリングの構成を示す断面図である。 本発明の第三実施形態に係るシールリングの変形例を示す断面図である。 本発明の第四実施形態に係るシールリングの構成を示す断面図である。 本発明の第五実施形態に係る蒸気タービンの要部拡大断面図である。 本発明の第六実施形態に係る蒸気タービンの要部拡大断面図である。 本発明の各実施形態に係る蒸気タービンに共通する変形例を示す要部拡大断面図である。
［第一実施形態］
　本発明の第一実施形態について、図１から図４を参照して説明する。本実施形態に係る蒸気タービン１００は、軸線Ｏ方向に沿って延びる蒸気タービンロータ３（ロータ）と、蒸気タービンロータ３を外周側から覆う蒸気タービンケーシング２（ステータ）と、蒸気タービンロータ３の軸端１１を軸線Ｏ回りに回転可能に支持するジャーナル軸受４Ａ、及びスラスト軸受４Ｂと、を備えている。
　蒸気タービンロータ３は、軸線Ｏに沿って延びる回転軸１と、回転軸１の外周面に設けられた複数の動翼３０を有している。動翼３０は、回転軸１の周方向に一定の間隔をもって複数配列されている。軸線Ｏ方向においても、一定の間隔を持って複数の動翼３０の列が配列されている。動翼３０は、動翼本体３１と、動翼シュラウド３４と、を有している。動翼本体３１は、蒸気タービンロータ３の外周面から径方向外側に向かって突出している。動翼本体３１は、径方向から見て翼型の断面を有する。動翼本体３１の先端部（径方向外側の端部）には、動翼シュラウド３４が設けられている。
　蒸気タービンケーシング２は、蒸気タービンロータ３を外周側から覆う略筒状をなしている。蒸気タービンケーシング２の軸線Ｏ方向一方側には、蒸気Ｓを取り込む蒸気供給管１２が設けられている。蒸気タービンケーシング２の軸線Ｏ方向他方側には、蒸気Ｓを排出する蒸気排出管１３が設けられている。蒸気は、蒸気タービンケーシング２の内部で、軸線Ｏ方向一方側から他方側に向かって流れる。以降の説明では、蒸気の流れる方向を単に「流れ方向」と呼ぶ。さらに、蒸気排出管１３から見て蒸気供給管１２が位置する側を流れ方向の上流側と呼び、蒸気供給管１２から見て蒸気排出管１３が位置する側を流れ方向の下流側と呼ぶ。
　蒸気タービンケーシング２の内周面には、複数の静翼２０の列が設けられている。静翼２０は、静翼本体２１と、静翼シュラウド２２と、静翼台座２４と、を有している。静翼本体２１は、静翼台座２４を介して蒸気タービンケーシング２の内周面に接続される羽根状の部材である。さらに、静翼本体２１の先端部（径方向内側の端部）には、静翼シュラウド２２が設けられている。動翼３０と同様に、静翼２０は内周面上で周方向及び軸線Ｏ方向に沿って複数配列される。動翼３０は、隣り合う複数の静翼２０の間の領域に入り込むようにして配置される。つまり、静翼２０、及び動翼３０は、蒸気の流れ方向に交差する方向（軸線Ｏに対する径方向）に延びている。
　蒸気Ｓは、上流側の蒸気供給管１２を介して、上述のように構成された蒸気タービンケーシング２の内部に供給される。蒸気タービンケーシング２の内部を通過する中途で、蒸気Ｓは静翼２０と動翼３０に交互に衝突する。静翼２０は蒸気Ｓの流れを整流し、動翼３０は整流された蒸気Ｓが衝突することによって蒸気タービンロータ３に回転力を与える。蒸気タービンロータ３の回転力は、軸端１１から取り出されて外部の機器（発電機等）の駆動に用いられる。蒸気タービンロータ３の回転に伴って、蒸気Ｓは下流側の蒸気排出管１３を通じて後続の装置（復水器等）に向かって排出される。
　ジャーナル軸受４Ａは、軸線Ｏに対する径方向への荷重を支持する。ジャーナル軸受４Ａは、蒸気タービンロータ３の両端に１つずつ設けられている。スラスト軸受４Ｂは、軸線Ｏ方向への荷重を支持する。スラスト軸受４Ｂは、蒸気タービンロータ３の上流側の端部にのみ設けられている。
　次に、図２を参照して、静翼２０と動翼３０の周囲について詳細に説明する。同図に示すように、蒸気タービンケーシング２は、軸線Ｏを中心とする筒状のケーシング本体２Ａ（ステータ本体）と、シールリング２Ｂと、を有している。ケーシング本体２Ａの内周面には、径方向外側に向かって凹むキャビティ５０が形成されている。上述の動翼シュラウド３４は、このキャビティ５０内に収容されている。
　キャビティ５０における径方向外側の面であるキャビティ底面５０Ｂと、動翼シュラウド３４の径方向外側の面であるシュラウド対向面３４Ａとの間には隙間が形成されている。この隙間には、後述するシールリング２Ｂが設けられている。より詳細には、シールリング２Ｂは、キャビティ底面５０Ｂに固定されている。また、動翼シュラウド３４における上流側を向く面であるシュラウド上流面３４Ｓと、キャビティ５０における上流側の面であるキャビティ上流面５０Ｓとの間には隙間が形成されている。なお、動翼本体３１の径方向内側には、当該動翼本体３１を支持するプラットフォーム３５が、回転軸１と一体に設けられている。
　ケーシング本体２Ａのうち、軸線Ｏ方向において上述の静翼２０に対応する位置は、静翼台座２４とされている。静翼台座２４における径方向内側を向く面である台座内周面２４Ａには、上述の静翼本体２１の径方向外側の端部が固定されている。静翼本体２１の径方向内側の端部には、上述の静翼シュラウド２２が設けられている。静翼シュラウド２２における径方向内側を向く面である静翼シュラウド内周面２２Ａは、回転軸１の外周面であるロータ対向面３Ａに対して隙間をあけて対向している。この隙間には、後述するシールリング２Ｂが設けられている。より詳細には、シールリング２Ｂは、静翼シュラウド内周面２２Ａに設けられている。
　次いで、図３と図４を参照して、シールリング２Ｂの構成について説明する。なお、上述のように、本実施形態に係る蒸気タービン１００では、キャビティ底面５０Ｂ、及び静翼シュラウド内周面２２Ａにそれぞれ設けられている。それぞれのシールリング２Ｂは同一の構成を有している。図３に示すように、シールリング２Ｂは、軸線Ｏを中心とする円環状のシールリング本体６０と、このシールリング本体６０の内周側に設けられた複数のシールフィン７０と、を有している。
　シールリング本体６０は、軸線Ｏを中心とする円環状のリング部６１と、リング部６１の径方向外側に設けられた縮小部６２と、縮小部６２のさらに径方向外側に設けられた嵌合部６３と、を有している。リング部６１は周方向から見て矩形の断面形状を有しており、その内部には、音響空間Ｖとしての中空部が形成されている。図４に示すように、この音響空間Ｖは、軸線Ｏ方向から見て、当該軸線Ｏに対する周方向に湾曲している。さらに、本実施形態では、リング部６１の内部に、周方向に間隔をあけて複数の音響空間Ｖ、及びこれに対応する複数の連通孔Ｈが形成されている。なお、本実施形態では、周方向に互いに隣接する一対の音響空間Ｖの容積は互いに同一とされている。
　リング部６１の内周面（リング部内周面６１Ａ）には、軸線Ｏ方向に間隔をあけて複数のシールフィン７０が配列されている。各シールフィン７０は、リング部内周面６１Ａから径方向内側に向かって延びている。各シールフィン７０の軸線Ｏ方向における寸法は、径方向外側に向かうに従って次第に減少している。つまり、シールフィン７０は径方向内側に向かってテーパ状の断面形状をなしている。
　音響空間Ｖと、一対のシールフィン同士の間の部分（シール空間７０Ｖ）とは、連通孔Ｈによって連通されている。連通孔Ｈは、音響空間Ｖにおける径方向内側の内面から、シール空間７０Ｖに向かって、径方向に延びる孔である。径方向から見て、連通孔Ｈの流路断面積は、音響空間Ｖの断面積よりも小さい。言い換えると、連通孔Ｈを経て音響空間Ｖに向かうに従って、流路断面積は急激に増大する。即ち、連通孔Ｈと音響空間Ｖとによって、シールリング本体６０の内部にヘルムホルツ共鳴器が形成されている。
　縮小部６２は、軸線Ｏ方向における寸法が、上述のリング部６１よりも小さい。嵌合部６３は、軸線Ｏ方向における寸法が、このリング部６１よりも大きい。嵌合部６３は、キャビティ底面５０Ｂ、及び静翼シュラウド内周面２２Ａに形成された溝に嵌合する。これにより、シールリング２Ｂがキャビティ底面５０Ｂ、及び静翼シュラウド内周面２２Ａ上で支持固定される。
　次に、本実施形態に係る蒸気タービン１００の動作について説明する。蒸気タービン１００を駆動するに当たって、まず上述の蒸気供給管１２を通じて外部の蒸気供給源（ボイラー等）から蒸気タービンケーシング２の内部に高温高圧の蒸気が供給される。蒸気は、蒸気タービンケーシング２の内部で、静翼２０、及び動翼３０に交互に衝突する。静翼２０は蒸気の流れを動翼３０に向かうように整流する。動翼３０は、整流された蒸気の流れによってトルクを得て、蒸気タービンロータ３に回転力を与える。
　ここで、蒸気の一部は、静翼２０、及び動翼３０に向かわずに、上述のキャビティ５０や、静翼シュラウド内周面２２Ａとロータ対向面３Ａとの間の空間にも副流として流れ込む。このような副流を低減することを目的として、これらの空間には上述のシールリング２Ｂが設けられている。具体的には、複数のシールフィン７０によって副流が遮られることで、主流として静翼２０、及び動翼３０に向かう流れが増大し、蒸気タービン１００の効率を向上させることができる。
　ところで、上記のようなシールリング２Ｂが設けられている場合、蒸気タービンロータ３が径方向に変位した際に、周方向における蒸気の圧力分布に偏りが生じる。具体的には、蒸気タービンロータ３と蒸気タービンケーシング２とが相対的に近接した領域では圧力が上昇し、離間した領域では圧力が低下する。これにより、変位方向と直交する方向の励振力（シール励振力）がロータに加わる。その結果、蒸気タービンロータ３に振れ回り振動を生じてしまう可能性がある。そこで、本実施形態では、シールリング２Ｂの内部に、上述の音響空間Ｖ、及び連通孔Ｈが形成されている。連通孔Ｈと音響空間Ｖとは、ヘルムホルツ共鳴器を形成している。したがって、シールフィン７０同士の間の部分（シール空間７０Ｖ）で蒸気の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間Ｖ内の空気が共鳴する。このとき、音響空間Ｖ内での圧縮膨張や、主に連通孔Ｈでの摩擦によって蒸気のエネルギーが消費される。その結果、蒸気の圧力変動を緩和することができる。これにより、上述のシール励振力による不安定振動を低減することが可能となる。
　さらに、上記構成によれば、シールリング２Ｂの内部に、周方向に間隔をあけて複数の音響空間Ｖが形成されていることから、圧力変動を周方向に均一に緩和することができる。これにより、不安定振動をより一層低減することができる。
　以上、本発明の第一実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。例えば、上記第一実施形態では、周方向に隣接する一対の音響空間Ｖの容積が互いに同一である例について説明した。しかしながら、音響空間Ｖの構成は上記に限定されず、他の例として図５に示す構成を採ることも可能である。同図の例では、周方向に隣接する一対の音響空間Ｖ同士の容積が互いに異なっている。より具体的には、周方向一方側の音響空間Ｖ（第一音響空間Ｖ１）の容積は、周方向他方側の音響空間Ｖ（第二音響空間Ｖ２）の容積よりも大きい。このような構成によれば、音響空間Ｖごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
［第二実施形態］
　続いて、本発明の第二実施形態について、図６を参照して説明する。なお、上記の第一実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図６に示すように、本実施形態に係るシールリング２Ｂでは、リング部６１の内部に、径方向に隣接する複数の音響空間Ｖ´（第一音響空間Ｖ１´，第二音響空間Ｖ２´）が形成されている。第一音響空間Ｖ１´は、第二音響空間Ｖ２´よりも径方向外側に位置している。また、第一音響空間Ｖ１´の容積は、第二音響空間Ｖ２´の容積よりも大きい。第一音響空間Ｖ１´に連通する連通孔Ｈ´（第一連通孔Ｈ１´）と、第二音響空間Ｖ２´に連通する連通孔Ｈ´（第二連通孔Ｈ２´）とは異なる位置に開口している。具体的には、第一連通孔Ｈ１´は、第二連通孔Ｈ２´よりも軸線Ｏ方向一方側（上流側）に開口している。
　上記構成によれば、径方向に間隔をあけて複数の音響空間Ｖ´が形成されていることから、圧力変動をより一層低減することができる。さらに、上記構成によれば、径方向に隣接する一対の音響空間Ｖ´同士の間で容積が異なることから、音響空間Ｖ´ごとに異なる振動数の圧力変動を緩和することができる。つまり、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　以上、本発明の第二実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。
［第三実施形態］
　次に、本発明の第三実施形態について、図７を参照して説明する。なお、上記の各実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図７に示すように、本実施形態では、連通孔Ｈａにおける一端（外周側開口部８１）と他端（内周側開口部８２）との周方向における位置が異なっている。これにより、軸線Ｏ方向から見て、連通孔Ｈａは径方向に対して傾斜する方向に延びている。
　上記構成によれば、連通孔Ｈａが径方向に延びている場合に比べて、連通孔Ｈａの長さをより長く確保することができる。これにより、ヘルムホルツ共鳴器としての音響空間Ｖ、及び連通孔Ｈａの固有振動数を自在に変化させることができる。具体的には、連通孔Ｈａの一端と他端との周方向における位置の違いを変化させる（連通孔Ｈａの径方向に対する傾斜角度を変化させる）ことで、所望の振動数に対応したヘルムホルツ共鳴器を形成することができる。これにより、より幅広い帯域の圧力変動を緩和することができる。
　以上、本発明の第三実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。例えば、他の例として図８に示す構成を採ることも可能である。同図の例では、連通孔Ｈｂにおける外周側開口部８１´と内周側開口部８２´の周方向における位置に異なるとともに、連通孔Ｈｂが径方向及び周方向に折曲している。このような構成によっても、上記第三実施形態と同様に、連通孔Ｈｂの長さをより長く確保することができる。
［第四実施形態］
　次に、本発明の第四実施形態について、図９を参照して説明する。なお、上記の各実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図９に示すように、本実施形態では、ケーシング本体２Ａの内周面に、シールリング２Ｂを収容する収容凹部Ｒが形成されている。収容凹部Ｒは、軸線Ｏを含む断面視で矩形の断面形状を有している。この収容凹部Ｒには、上述したシールリング本体６０の嵌合部６３が嵌合している。これにより、収容凹部Ｒ内における軸線Ｏ方向を向く一対の面（凹部側面Ｒｓ）が、嵌合部６３における軸線Ｏ方向を向く一対の面（嵌合部側面６３Ｓ）にそれぞれ摺動可能に当接した状態となっている。
　さらに、収容凹部Ｒは、キャビティ底面５０Ｂ（又は静翼シュラウド内周面２２Ａ）とくびれ部８０によって連通されている。このくびれ部８０には、シールリング本体６０の縮小部６２が嵌合している。これにより、くびれ部８０における軸線Ｏ方向を向く一対の面（くびれ部側面８０Ｓ）が、縮小部６２における軸線Ｏ方向を向く一対の面（縮小部側面６２Ｓ）にそれぞれ摺動可能に当接した状態となっている。
　収容凹部Ｒ内において、嵌合部６３の外周面（嵌合部外周面６３Ａ）と、収容凹部Ｒの外周側の面（凹部底面Ｒｂ）との間には、音響空間Ｖｃとしての空間が形成されている。この音響空間Ｖｃ内には、嵌合部外周面６３Ａと凹部底面Ｒｂとの間を接続する弾性部材Ｋが設けられている。弾性部材Ｋは、シールリング２Ｂを径方向内側に向かって付勢する。弾性部材Ｋとして具体的には、板バネが好適に用いられる。この弾性部材Ｋの弾性力により、シールリング２Ｂは、径方向に変位可能とされている。また、この変位に伴って、リング部６１の外周側の面（リング部外周面６１Ｂ）と、キャビティ底面５０Ｂ（又は、静翼シュラウド内周面２２Ａ）との間の間隔は変化する。
　シールリング２Ｂには、当該シールリング２Ｂを径方向に貫通する連通孔Ｈｃが形成されている。連通孔Ｈｃは、上記の音響空間Ｖｃと、シールフィン７０同士の間の空間を連通している。より具体的には、連通孔Ｈｃの一端は、嵌合部外周面６３Ａ上に開口し、他端は、リング部内周面６１Ａ上に開口している。
　上記構成によれば、収容凹部Ｒにおけるシールリング２Ｂよりも径方向外側の空間が音響空間Ｖｃとされている。この音響空間Ｖｃは、シールリング２Ｂを貫通する連通孔Ｈｃによってシールフィン７０同士の間に連通されている。即ち、連通孔Ｈｃと音響空間Ｖｃよってヘルムホルツ共鳴器が形成される。したがって、シールフィン７０同士の間の部分（シール空間７０Ｖ）で蒸気の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間Ｖｃ内の空気が共鳴する。このとき、音響空間Ｖｃ内での圧縮膨張や、主に連通孔Ｈｃでの摩擦によって蒸気のエネルギーが消費される。その結果、蒸気の圧力変動を緩和することができる。その結果、不安定振動を低減することができる。
　以上、本発明の第四実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。
［第五実施形態］
　続いて、本発明の第五実施形態について、図１０を参照して説明する。なお、上記の各実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図１０に示すように、本実施形態では、シールフィン７０Ｂが、ケーシング本体２Ａに直接取り付けられている。具体的には、複数（２つ）のシールフィン７０Ｂが、キャビティ５０におけるキャビティ底面５０Ｂから動翼シュラウド３４に向かって突出するように取り付けられている。
　さらに、ケーシング本体２Ａの内部には、音響空間Ｖとしての中空部が形成されている。この音響空間Ｖは、軸線Ｏ方向他方側から、蒸気タービンケーシング２の一部であるフタ体Ｌによって密封されている。また、音響空間Ｖは、連通孔Ｈによって、シールフィン７０Ｂ同士の間の部分（シール空間７０Ｖ）と連通されている。
　上記構成によれば、ケーシング本体２Ａに直接的にシールフィン７０Ｂが設けられている構成において、ケーシング本体２Ａの内部に音響空間Ｖが形成されている。したがって、シールフィン７０Ｂ同士の間の部分で蒸気の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間Ｖ内の空気が共鳴する。このとき、音響空間Ｖ内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって蒸気のエネルギーが消費される。その結果、蒸気の圧力変動を緩和することができる。また、上記の構成によれば、シールリング２Ｂを備えない構成の蒸気タービン１００であっても、ケーシング本体２Ａ内に音響空間Ｖを形成することにより、不安定振動を効果的に低減することができる。
　以上、本発明の第五実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。
［第六実施形態］
　続いて、本発明の第六実施形態について、図１１を参照して説明する。なお、上記の各実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図１１に示すように、本実施形態では、ケーシング本体２Ａの外周面（ケーシング外周面２Ｓ）上に、箱体Ｂが設けられている。この箱体Ｂの内部には、音響空間Ｖとしての中空部が形成されている。さらに、音響空間Ｖは、連通孔Ｈを通じてシールフィン７０Ｂ同士の間の部分（シール空間７０Ｖ）に連通されている。連通孔Ｈは、ケーシング本体２Ａを径方向に貫通している。
　上記構成によれば、ケーシング本体２Ａに直接的にシールフィン７０Ｂが設けられている構成において、ケーシング本体２Ａの外周側に音響空間Ｖとしての箱体Ｂが設けられている。したがって、シールフィン７０Ｂ同士の間の部分で蒸気の圧力変動が生じた場合、当該圧力変動によって音響空間Ｖ内の空気が共鳴する。このとき、音響空間Ｖ内での圧縮膨張や、主に連通孔での摩擦によって蒸気のエネルギーが消費される。その結果、蒸気の圧力変動を緩和することができる。また、上記の構成によれば、シールリング２Ｂを備えない構成の蒸気タービン１００であっても、ケーシング本体２Ａの外周側に音響空間Ｖとしての箱体Ｂを設けることにより、不安定振動を効果的に低減することができる。
　以上、本発明の第六実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更や改修を施すことが可能である。
［各実施形態に共通の変形例］
　上記の各実施形態では、静止体であるステータとしてのケーシング２、及び静翼シュラウド２２にシールリング２Ｂ、又はシールフィン７０Ｂが設けられている例について説明した。しかしながら、図１２に示すように、シールリング２Ｂ、又はシールフィン７０Ｂを、回転体であるロータとしての蒸気タービンロータ３や、動翼シュラウド３４に設けることも可能である。このような構成によっても、上記の各実施形態と同様の作用効果を得ることができる。
　本発明によれば、不安定振動がより一層低減された回転機械、及びシールリングを提供することができる。
１００　蒸気タービン
１　回転軸
２　蒸気タービンケーシング
２Ａ　ケーシング本体
２Ｂ　シールリング
３　蒸気タービンロータ
３Ａ　ロータ対向面
４Ａ　ジャーナル軸受
４Ｂ　スラスト軸受
１１　軸端
１２　蒸気供給管
１３　蒸気排出管
２０　静翼
２１　静翼本体
２２　静翼シュラウド
２２Ａ　静翼シュラウド内周面
２４　静翼台座
２４Ａ　台座内周面
３０　動翼
３１　動翼本体
３４　動翼シュラウド
３４Ａ　シュラウド対向面
３４Ｓ　シュラウド上流面
３５　プラットフォーム
５０　キャビティ
５０Ｂ　キャビティ底面
５０Ｓ　キャビティ上流面
６０　シールリング本体
６１　リング部
６１Ａ　リング部内周面
６１Ｂ　リング部外周面
６２　縮小部
６２Ｓ　縮小部側面
６３　嵌合部
６３Ａ　嵌合部外周面
６３Ｓ　嵌合部側面
７０　シールフィン
７０Ｖ　シール空間
８０　くびれ部
８０Ｓ　くびれ部側面
８１，８１´　外周側開口部
８２，８２´　内周側開口部
Ｂ　箱体
Ｈ，Ｈ´，Ｈａ，Ｈｂ，Ｈｃ　連通孔
Ｈ１，Ｈ１´　第一連通孔
Ｈ２，Ｈ２´　第二連通孔
Ｋ　弾性部材
Ｌ　フタ体
Ｏ　軸線
Ｒ　収容凹部
Ｒｂ　凹部底面
Ｒｓ　凹部側面
Ｓ　蒸気
Ｖ，Ｖ´Ｖｃ　音響空間
Ｖ１，Ｖ１´　第一音響空間
Ｖ２，Ｖ２´　第二音響空間

Claims (18)

  1. 　軸線回りに回転するロータと、
    　該ロータと径方向に対向するステータと、
    　前記ロータと前記ステータとの一方から他方に向かって前記径方向に突出して軸線方向に間隔をあけて設けられた複数のシールフィンと、
    を備え、
    　前記ロータと前記ステータとの一方が、
    　該一方の内部に中空部として形成された音響空間と、
    　該音響空間と前記軸線方向に隣り合うシールフィン同士の間の部分とを連通させる連通孔と、
    を有する回転機械。
  2. 　前記ステータは、前記軸線を中心とする筒状をなすとともに、内周面に前記複数のシールフィンが設けられたシールリング本体であり、
    　前記音響空間は、前記シールリング本体の内部に形成されている請求項１に記載の回転機械。
  3. 　前記シールリング本体の内部に、周方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されている請求項２に記載の回転機械。
  4. 　前記周方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっている請求項３に記載の回転機械。
  5. 　前記シールリング本体の内部に、前記径方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されている請求項２から４のいずれか一項に記載の回転機械。
  6. 　前記径方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっている請求項５に記載の回転機械。
  7. 　前記軸線方向から見て、前記連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なっている請求項１から６のいずれか一項に記載の回転機械。
  8. 　前記連通孔は、前記軸線方向から見て、前記径方向に対して傾斜する方向に延びている請求項１から７のいずれか一項に記載の回転機械。
  9. 　前記ステータは、
    　前記ロータに対向する面に形成され、前記径方向の外側に凹む収容凹部を有するステータ本体と、
    　少なくとも一部が前記収容凹部に収容され、前記複数のシールフィンを有するシールリングと、
    を有し、
    　前記収容凹部における前記シールリングよりも前記径方向の外側の空間は前記音響空間とされ、
    　前記シールリングには、該シールリングを貫通するとともに、一端が前記音響空間に連通された前記連通孔が形成されている請求項１に記載の回転機械。
  10. 　前記ロータは、
    　前記軸線に沿って延びる回転軸と、
    　該回転軸の外周面上で周方向に配列された複数の動翼と、
    を有し、
    　前記ステータは、
    　前記回転軸、及び前記動翼を外周側から覆うケーシングを有し、
    　前記シールフィンは、前記ケーシングにおける前記動翼と前記径方向に対向する面に設けられ、
    　前記音響空間は、前記ケーシングの内部に形成されている請求項１に記載の回転機械。
  11. 　前記ロータは、
    　前記軸線に沿って延びる回転軸と、
    　該回転軸の外周面上で周方向に配列された複数の動翼と、
    を有し、
    　前記ステータは、
    　前記回転軸、及び前記動翼を外周側から覆うケーシングを有し、
    　前記シールフィンは、前記ケーシングにおける前記動翼と前記径方向に対向する面に設けられ、
    　前記音響空間は、前記ケーシングの外周側に設けられた箱体である請求項１に記載の回転機械。
  12. 　軸線を中心とする筒状のシールリング本体と、
    　前記シールリング本体の内周面に径方向の内側に向かって突出して軸線方向に間隔をあけて設けられた複数のシールフィンと、
    　前記シールリング本体の内部に中空部として形成された音響空間と、
    　該音響空間と前記軸線方向に隣り合うシールフィン同士の間の部分とを連通させる連通孔と、
    を有するシールリング。
  13. 　前記シールリング本体の内部に、周方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されている請求項１２に記載のシールリング。
  14. 　前記周方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっている請求項１３に記載のシールリング。
  15. 　前記シールリング本体の内部に、前記径方向に間隔をあけて複数の前記音響空間が形成されている請求項１２から１４のいずれか一項に記載のシールリング。
  16. 　前記径方向に隣接する一対の前記音響空間同士の間で容積が異なっている請求項１５に記載のシールリング。
  17. 　前記軸線方向から見て、前記連通孔の一端と他端との周方向における位置が異なっている請求項１２から１６のいずれか一項に記載のシールリング。
  18. 　前記連通孔は、前記軸線方向から見て、前記径方向に対して傾斜する方向に延びている請求項１２から１７のいずれか一項に記載のシールリング。
PCT/JP2020/002441 2019-03-08 2020-01-24 回転機械、及びシールリング WO2020183933A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US17/433,422 US20220145767A1 (en) 2019-03-08 2020-01-24 Rotating machine and seal ring
CN202080017637.5A CN113508218A (zh) 2019-03-08 2020-01-24 旋转机械及密封环

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2019043171A JP7349248B2 (ja) 2019-03-08 2019-03-08 回転機械、及びシールリング
JP2019-043171 2019-03-08

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020183933A1 true WO2020183933A1 (ja) 2020-09-17

Family

ID=72353878

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2020/002441 WO2020183933A1 (ja) 2019-03-08 2020-01-24 回転機械、及びシールリング

Country Status (4)

Country Link
US (1) US20220145767A1 (ja)
JP (1) JP7349248B2 (ja)
CN (1) CN113508218A (ja)
WO (1) WO2020183933A1 (ja)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11867064B1 (en) * 2022-09-26 2024-01-09 Pratt & Whitney Canada Corp. Seal assembly for aircraft engine

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5892402U (ja) * 1981-12-16 1983-06-22 株式会社東芝 蒸気タ−ビンロ−タの安定化装置
JPS5974309A (ja) * 1982-10-19 1984-04-26 Toshiba Corp 蒸気タ−ビン
JP2004183943A (ja) * 2002-12-02 2004-07-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン燃焼器、及びこれを備えたガスタービン
US20110020114A1 (en) * 2008-01-24 2011-01-27 Rob Eelman Seal Assembly
JP2015183693A (ja) * 2014-03-24 2015-10-22 アルストム テクノロジー リミテッドＡＬＳＴＯＭ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ Ｌｔｄ 共振チャンバを備える蒸気タービン
JP2017155705A (ja) * 2016-03-03 2017-09-07 三菱日立パワーシステムズ株式会社 音響装置、ガスタービン

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR1338213A (fr) * 1961-11-08 1963-09-20 Licentia Gmbh Système d'étanchéité sans contact pour arbre de turbo-machine
US7832211B2 (en) * 2002-12-02 2010-11-16 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Gas turbine combustor and a gas turbine equipped therewith
JP2012102831A (ja) * 2010-11-12 2012-05-31 Hitachi Ltd ラビリンスシール装置、およびそれを用いたターボ機械
US10107307B2 (en) * 2015-04-14 2018-10-23 Pratt & Whitney Canada Corp. Gas turbine engine rotor casing treatment
JP6712873B2 (ja) * 2016-02-29 2020-06-24 三菱日立パワーシステムズ株式会社 シール構造及びターボ機械
JP6726986B2 (ja) * 2016-03-02 2020-07-22 三菱日立パワーシステムズ株式会社 シール装置、回転機械

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5892402U (ja) * 1981-12-16 1983-06-22 株式会社東芝 蒸気タ−ビンロ−タの安定化装置
JPS5974309A (ja) * 1982-10-19 1984-04-26 Toshiba Corp 蒸気タ−ビン
JP2004183943A (ja) * 2002-12-02 2004-07-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービン燃焼器、及びこれを備えたガスタービン
US20110020114A1 (en) * 2008-01-24 2011-01-27 Rob Eelman Seal Assembly
JP2015183693A (ja) * 2014-03-24 2015-10-22 アルストム テクノロジー リミテッドＡＬＳＴＯＭ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ Ｌｔｄ 共振チャンバを備える蒸気タービン
JP2017155705A (ja) * 2016-03-03 2017-09-07 三菱日立パワーシステムズ株式会社 音響装置、ガスタービン

Also Published As

Publication number Publication date
CN113508218A (zh) 2021-10-15
JP2020143661A (ja) 2020-09-10
JP7349248B2 (ja) 2023-09-22
US20220145767A1 (en) 2022-05-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR101716010B1 (ko) 터빈
WO2011043286A1 (ja) タービン
CN104154042B (zh) 用于轴流式涡轮机的抽气系统
JP6240087B2 (ja) 回転式機械
KR20130114165A (ko) 터빈
JP2012057726A (ja) シール構造及び遠心圧縮機
US7572098B1 (en) Vane ring with a damper
JP6858032B2 (ja) 軸流回転機械
WO2020183933A1 (ja) 回転機械、及びシールリング
WO2014157452A1 (ja) スクロール式流体機械
WO2017150365A1 (ja) シール構造及びターボ機械
JP5836214B2 (ja) タービンブレード
JP6684842B2 (ja) タービン動翼及び回転機械
WO2016043090A1 (ja) 回転機械
WO2015137393A1 (ja) シュラウド、動翼体、及び回転機械
US10871076B2 (en) Rotating unit and steam turbine including the same
JP6479328B2 (ja) 動翼及び回転機械
JP6846374B2 (ja) 動翼側シール装置、静翼側シール装置及び回転機械
JP6973364B2 (ja) 流体機械
JP2018150857A (ja) ロータ及びこのロータを備える回転機械
JP6936126B2 (ja) インペラ、回転機械
JP6670649B2 (ja) 回転機械翼、回転機械及びダンパ装置
JP2009215897A (ja) ガスタービンエンジン
WO2013115361A1 (ja) シール構造及びこれを備えた回転機械
JP7351784B2 (ja) 遠心回転機械

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 20770774

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 20770774

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1