CN104520540B - 轴流式流体机械 - Google Patents

轴流式流体机械 Download PDF

Info

Publication number
CN104520540B
CN104520540B CN201280074611.XA CN201280074611A CN104520540B CN 104520540 B CN104520540 B CN 104520540B CN 201280074611 A CN201280074611 A CN 201280074611A CN 104520540 B CN104520540 B CN 104520540B
Authority
CN
China
Prior art keywords
stream
gap
recess
cover
entrance
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN201280074611.XA
Other languages
English (en)
Other versions
CN104520540A (zh
Inventor
西岛规世
远藤彰
小林克年
山口和幸
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Power Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
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 Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd filed Critical Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
Publication of CN104520540A publication Critical patent/CN104520540A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104520540B publication Critical patent/CN104520540B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

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
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/22—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations
    • F01D5/225—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations by shrouding
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/30—Application in turbines
    • 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
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/30—Application in turbines
    • F05D2220/31—Application in turbines in steam turbines
    • 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
    • F05D2240/10—Stators
    • F05D2240/12—Fluid guiding means, e.g. vanes
    • 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
    • F05D2240/20—Rotors
    • F05D2240/24—Rotors for turbines

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
  • Sealing Using Fluids, Sealing Without Contact, And Removal Of Oil (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)

Abstract

本发明提供一种能够有效地减少由于泄漏流引起的不稳定流体力，能够抑制不稳定振动的轴流式流体机械。蒸气涡轮具有与动翼列(4)的外周部连接的环状的罩(6)、以及设置于外壳(1)的内周面(8)且收纳罩(6)的环状的凹部(12)。在罩(6)的外周面(13)与凹部(12)的底面(14)之间形成有间隙流路(15)，在罩(6)的上游侧侧面(16)与凹部(12)的上游侧侧面(17)之间形成有间隙入口流路(18)，在罩(6)的下游侧侧面(19)与凹部(12)的下游侧侧面(20)之间形成有间隙出口流路(21)。而且，在间隙入口流路(18)与间隙流路(15)之间设置有间隙入口扩大流路(22)，该间隙入口扩大流路(22)遍及整个周方向大致一样地以比凹部(12)的底面(20)向外周侧扩大并且比凹部(12)的上游侧侧面(17)向转子轴方向上游侧扩大的方式形成。

Description

轴流式流体机械
技术领域
本发明涉及轴流式涡轮等的轴流式流体机械，特别是，涉及具有动翼列的外周部的罩以及收纳该罩的外壳的内周面的凹部的轴流式流体机械。
背景技术
作为轴流式流体机械之一的轴流式涡轮(详细而言，例如蒸气涡轮、燃气轮机等)一般具备外壳、能够旋转地设置于该外壳内的转子、设置于外壳的内周侧的静翼列、以及设置于转子的外周侧且对于静翼列配置于转子轴方向下游侧的动翼列。而且，工作流体(详细而言，例如蒸气、气体等)按照静翼列、动翼列的顺序流动，工作流体的内部能量转换为转子的旋转能量。即，工作流体作用于动翼使转子旋转。
在轴流式涡轮中，有在动翼列的外周部连接有环状的罩(护罩)，收纳该罩的环状的凹部设置于外壳的内周面的轴流式涡轮。在这样的构造中，在罩的外周面和与该罩的外周面对置的凹部的底面之间形成有间隙流路，在罩的上游侧侧面和与该罩的上游侧侧面对置的凹部的上游侧侧面之间形成有间隙入口流路，在罩的下游侧侧面和与该罩的下游侧侧面对置的凹部的下游侧侧面之间形成有间隙出口流路。而且，虽然工作流体的大部分在主流路流动作用于动翼，但是工作流体的一部分可能从主流路漏出按照间隙入口流路、间隙流路、间隙出口流路的顺序流动而不作用于动翼，对于转子的旋转无用。为了抑制该泄漏流来提高涡轮效率，一般在间隙流路设置曲路密封。
但是，从吸收由于热膨胀、推力负载造成的部件的变形、位移等的观点来看，曲路密封的密封间隔(详细而言，凸片和与凸片对置的部分的间隔)有限制。因此，即使在间隙流路设置曲路密封的情况下，也产生从主流路向间隙流路的泄漏流，发生由于该泄漏流引起的不稳定振动。使用图10说明引起该不稳定振动的流体力分量。
图10是示意性地表示形成于旋转体100的外周面101(相当于上述的罩的外周面)和静止体102的内周面103(相当于上述的凹部的底面)之间的间隙流路104的旋转体径方向的剖视图。在该图10中，旋转体100由于例如制造上的公差、重力、或者旋转中的振动等的理由，对于静止体102，不在图中虚线所示的同心位置，而在图中实线所示的偏心位置。因此，间隙流路104的宽度尺寸H在周方向上变得不均匀。另外，在间隙流路104有来自主流路的泄漏流(旋转体轴方向的流动)，并且，伴随图中箭头E所示的旋转体100的旋转产生旋转流(周方向的流动)。而且，通过上述的间隙流路104的宽度尺寸H的偏差和旋转流，在间隙流路102在周方向上产生不均匀的压力分布P。该压力分布P作用于旋转体100的力能够分解成与偏心方向相反方向(图10中上方向)的力Fx和与偏心方向垂直的方向(图10中右方向)的力Fy(以下，称为不稳定流体力)。而且，不稳定流体力Fy产生旋转体100的振摆回转，在该不稳定流体力Fy比旋转体100的衰减力大的情况下，发生旋转体100的不稳定振动。特别是，在轴流式涡轮中，工作流体的旋转流分量由于静翼列增加，具有该旋转流分量的工作流体的一部分流入间隙流路，所以不稳定流体力Fy变大。
因此，例如，着眼于流入间隙流路的流体的旋转流分量对不稳定流体力造成较大的影响，提出了减少该旋转流分量的技术(例如，参照专利文献1)。在专利文献1所记载的现有技术中，在形成间隙入口流路的凹部的上游侧侧面(隔板的侧面)，沿周方向分离地设置多个导叶或者多个槽。
现有专利文献
专利文献
专利文献1：日本特开2006－104952号公报
发明内容
发明要解决的课题
然而，上述现有技术中存在如以下那样的课题。即，在上述现有技术中，为了减少流入间隙流路的流体的旋转流分量，而在形成间隙入口流路的凹部的上游侧侧面沿周方向分离地设置多个导叶或者多个槽。因此，如果不充分考虑导叶或者槽的配置、形状、以及个数，则无法充分减少流入间隙流路的流体的旋转流分量，无法有效减少不稳定流体力。若详细说明，则例如若流体的旋转流分量通过多个导叶减少而压力上升，则可能抑制向导叶的流入，避开导叶来流入间隙流路。在这样的情况下，无法充分减少旋转流分量，无法有效地减少不稳定流体力。另外，导叶或者槽沿周方向分离地设置，所以可能通过其配置、形状使流产生混乱，反而使不稳定流体力增加。另外，为了充分得到旋转流分量的减少效果需要设置许多的导叶，构造的复杂化无可避免。
本发明的目的在于，提供能够有效地减少由于泄漏流引起的不稳定流体力，能够抑制不稳定振动的轴流式流体机械。
解决课题的方案
为了实现上述目的，本发明的轴流式流体机械，具有：外壳；转子，其能够旋转地设置于上述外壳内；静翼列，其设置于上述外壳的内周侧；动翼列，其设置于上述转子的外周侧且对于上述静翼列配置于转子轴方向下游侧；环状的罩，其与上述动翼列的外周部连接；环状的凹部，其设置于上述外壳的内周面且收纳上述罩；间隙流路，其在上述罩的外周面和与上述罩的外周面对置的上述凹部的底面之间形成且设置有曲路密封；间隙入口流路，其在上述罩的上游侧侧面和与上述罩的上游侧侧面对置的上述凹部的上游侧侧面之间形成；以及间隙出口流路，其在上述罩的下游侧侧面和与上述罩的下游侧侧面对置的上述凹部的下游侧侧面之间形成，且上述轴流式流体机械具有间隙入口扩大流路，其在上述间隙入口流路与上述间隙流路之间形成，上述间隙入口扩大流路遍及整个周方向大致一样地，以比形成上述间隙流路的上述凹部的上述底面向外周侧扩大并且比形成上述间隙入口流路的上述凹部的上述上游侧侧面向转子轴方向上游侧扩大的方式形成，上述的轴流式流体机械。
本申请发明人们得到了如下的见解，即，在转子对于外壳偏心从而间隙流路的宽度尺寸在周方向上变得不均匀的情况下，如果与间隙流路的宽度尺寸的偏差对应地使流入间隙流路的流体的流量分布(周方向分布)产生偏差，则能够有效地减少不稳定流体力。本发明是基于该见解而完成的，在间隙入口流路与间隙流路之间设置间隙入口扩大流路。该间隙入口扩大流路遍及整个周方向大致一样地，以比形成间隙流路的凹部的底面向外周侧扩大并且比形成间隙入口流路的凹部的上游侧侧面向转子轴方向上游侧扩大的方式形成。而且，通过设置上述的间隙入口扩大流路，从而与不设置间隙入口扩大流路的情况相比，能够得到间隙流路的上游侧中的实际的流路长度的延长作用。而且，通过该作用，能够受到间隙流路的宽度尺寸的偏差(换言之，流路阻力的偏差)的影响，使流入间隙流路的流体的流量分布产生偏差。因此，能够有效地减少不稳定流体力，能够抑制不稳定振动。
发明的效果
根据本发明，能够有效地减少由于泄漏流引起的不稳定流体力，能够抑制不稳定振动。
附图说明
图1是表示本发明的第1实施方式中的蒸气涡轮的部分构造的转子轴方向的剖视图。
图2是图1中II部的部分放大剖视图，表示本发明的第1实施方式中的外壳的凹部的详细构造。
图3是示意性地表示本申请发明人们的流体解析所使用的间隙流路的模型的旋转体径方向的剖视图。
图4是表示本申请发明人们的流体解析的结果的图，表示入口偏流度与不稳定流体力的关系。
图5是表示现有技术中的外壳的凹部的详细构造的部分放大剖视图，表示不设置间隙入口扩大流路的情况。
图6是用于说明本发明的第1实施方式的效果的图，表示作为分别使用设置了间隙入口扩大流路的情况的模型和不设置间隙入口扩大流路的情况的模型的解析结果的间隙流路中的入口偏流度以及不稳定流体力。
图7是表示本发明的第2实施方式中的外壳的凹部的详细构造的部分放大剖视图。
图8是表示本发明的第3实施方式中的外壳的凹部的详细构造的部分放大剖视图。
图9是表示本发明的第3实施方式中的迂回部件以及支承部件的整体构造的立体图。
图10是为了说明引起不稳定振动的流体力分量而示意性地表示间隙流路的旋转体径方向的剖视图。
具体实施方式
以下，参照附图对于将本发明应用于蒸气涡轮的情况的实施方式进行说明。
图1是示意性地表示本发明的第1实施方式中的蒸气涡轮的部分构造(段落构造)的转子轴方向的剖视图。图2是图1中II部的部分放大剖视图，表示外壳的凹部的详细构造。
在这些图1以及图2中，蒸气涡轮具备大致圆筒形状的外壳(静止体)1、以及可旋转地设置于该外壳1内的转子(旋转轴)2。在外壳1的内周侧设置有静翼列3(详细而言，沿周方向排列的多个静翼)，在转子2的外周侧设置有动翼列4(详细而言，沿周方向排列的多个动翼)。在静翼列3的内周部(换言之，多个静翼的前端部)连接有环状的端壁5，在动翼列4的外周部(换言之，多个动翼的前端部)连接有环状的罩6。蒸气(工作流体)的主流路7由形成于外壳1的内周面8与端壁5的外周面9之间(详细而言，静翼之间)的流路、形成于罩6的内周面10与转子2的外周面11之间(详细而言，动翼之间)的流路等构成。而且，例如由蒸发器等生成的蒸气被导入蒸气涡轮的主流路7，沿图1中箭头C1所示的方向流动。
动翼列4对于静翼列3配置于转子轴方向下游侧(图1中右侧)，静翼列3和动翼列4的组合构成一个段落。此外，在图1中，虽然为了方便只表示1段，但是一般为了高效地回收蒸气的内部能量，而在转子轴方向上设置多段。而且，蒸气的内部能量(换言之，压力能量等)通过静翼列3转换为运动能量(换言之，速度能量)，蒸气的运动能量通过动翼列4转换为转子2的旋转能量。即，蒸气作用于动翼使转子2绕中心轴O旋转。
在外壳1的内周面8形成有收纳罩6的环状的凹部12。因此，在罩6的外周面13和与该罩6的外周面13对置的凹部12的底面14之间形成有间隙流路15。另外，在罩6的上游侧侧面16和与该罩6的上游侧侧面16对置的凹部12的上游侧侧面17之间形成有间隙入口流路18。另外，在罩6的下游侧侧面19和与该罩6的下游侧侧面19对置的凹部12的下游侧侧面20之间形成有间隙出口流路21。而且，虽然蒸气的大部分在主流路7(详细而言，罩6的内周面10与转子2的外周面11之间)流动作用于动翼，但是蒸气的一部分可能如图2中箭头C2所示从主流路7(详细而言，静翼列3的下游侧并且动翼列4的上游侧)漏出，按照间隙入口流路18、间隙流路15、以及间隙出口流路21的顺序流动不作用于动翼，对于转子2的旋转无用。为了抑制该泄漏流提高涡轮效率，而在间隙流路15设置有曲路密封。在本实施方式的曲路密封中，在罩6的外周面13中的转子轴方向中央设置有环状的凸部22，3列凸片23分别与罩6的外周面13以及凸部22对应地设置于凹部12的底面14。此外，凸部22以及凸片23的配置、个数并不局限于此。
但是，从吸收由于热膨胀、推力负载引起的部件的变形、位移等的观点来看，在曲路密封的密封间隔(详细而言，凸片23和与该凸片23对置的部分的间隔)有限制。因此，即使在间隙流路15设置了曲路密封的情况下，也产生从主流路7向间隙流路15等的泄漏流，由于该泄漏流引起的不稳定振动发生。因此，本申请发明人们对于引起不稳定振动的流体力分量(即，使用上述的图10说明的不稳定流体力)进行了流体解析。以下，进行详述。
如图3所示，本申请发明人们使用在旋转体100的外周面101(相当于上述的罩6的外周面13)与静止体102的内周面103(相当于上述的凹部12的底面14)之间形成的间隙流路104的模型，进行了流体解析。在该模型中，旋转体100的剖面中心O1对于静止体102的剖面中心O2偏心。因此，间隙流路104的宽度尺寸H在周方向上变得不均匀。具体而言，偏心侧(图3中下侧)的位置中的间隙流路104的宽度尺寸H1比较小，与偏心方向相反的一侧(图3中上侧)的位置中的间隙流路104的宽度尺寸H2比较大。另外，从间隙流路104中的静止体102的剖面中心线L，偏心侧的剖面A比较小，相反的一侧的剖面B比较大。因此，将流入间隙流路104的整个剖面的流体的总流量QT中流入偏心侧的剖面A的流体的流量设为QA，流入相反的一侧的剖面B的流体的流量设为QB(其中，QB＝QT－QA)，改变由下述的公式(1)定义的入口偏流度作为解析条件来进行流体解析。例如在流量QB与流量QA相等的情况下，入口偏流度为零，例如流量QB越比流量QA大，入口偏流度越大。
入口偏流度[％]＝{Qb×2÷(Qa+Qb)－1}×100···(1)
此外，作为其他的条件，例如将入口旋转速度(详细而言，流入间隙流路104的流体的周方向速度)改变为V1或者V2(其中，V2＝V1÷2)来进行流体解析。另外，对间隙流路104的模型准备了2个模式。在第1模型中，与本实施方式(参照上述的图2)相同，在静止体10两侧设置凸片(未图示)作为曲路密封。第2模型中，在旋转体100侧设置凸片(未图示)作为曲路密封。
图4是表示上述的流体解析的结果的图，表示入口偏流度与不稳定流体力的关系。如该图4所示，得到如下的解析结果，即，随着入口偏流度增加，即，随着以相反的一侧的剖面B与偏心侧的剖面A的大小关系对应的方式流量QB变得比流量QA大，不稳定流体力减少。此外，在变更了曲路密封的构造、入口旋转速度的情况下也得到相同的趋势。因此，本申请发明人们发现了流入间隙流路的流体的流量分布(周方向分布)对不稳定流体力造成较大的影响。本发明是基于该新的见解完成的。
返回上述的图1以及图2，从静翼列3流出的蒸气若在每个静翼间来看则存在流量分布，但是在整个周方向来看是比较均匀的流量分布。因此，流入间隙入口流路18的蒸气在整个周方向来看也为比较均匀的流量分布。而且，在例如图5所示的现有技术(即，后述的不设置间隙入口扩大流路24的情况)下，间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度比较短，所以流入间隙流路15的蒸气在整个周方向来看也为比较均匀的流量分布(即，间隙流路15中的入口偏流度变小)。因此，在转子2对于外壳1偏心且间隙流路15的宽度尺寸H在周方向上不均匀的情况下，不稳定流体力容易变高。
因此，在本实施方式中，以间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度比较长的方式，在间隙入口流路18与间隙流路15之间设置间隙入口扩大流路24。该间隙入口扩大流路24遍及整个周方向大致一样地，以比形成间隙流路15的凹部12的底面14向外周侧扩大并且比形成间隙入口流路18的凹部12的上游侧侧面17向转子轴方向上游侧扩大的方式形成。
若详细说明，则间隙入口扩大流路24由流路壁面25a、25b、25c、25d形成。流路壁面(外周侧侧面)25a比凹部12的底面14位于靠外周侧且与转子轴方向大致平行地延伸。流路壁面(下游侧侧面)25b在凹部12的底面14与流路壁面25a之间连续地形成且与转子径方向大致平行地延伸。流路壁面(上游侧侧面)25c比凹部12的上游侧面17位于靠转子轴方向上游侧且与转子径方向大致平行地延伸。流路壁面(内周侧侧面)25d在凹部12的上游侧侧面17与流路壁面25c之间连续地形成且以对于转子轴方向稍倾斜的方式延伸。
另外，间隙入口扩大流路24的转子径方向的扩大尺寸Da(详细而言，从凹部12的底面14到流路壁面25a的转子径方向的尺寸)以及转子轴方向的扩大尺寸Db(详细而言，从凹部12的上游侧侧面17到流路壁面25c的转子轴方向的尺寸)比间隙流路15的宽度尺寸H(详细而言，从罩6的外周面13到凹部12的底面14的转子径方向的尺寸)大。另外，间隙入口扩大流路24的转子径方向扩大尺寸Da比转子轴方向扩大尺寸Db大。
在这样的本实施方式中，通过设置上述的间隙入口扩大流路24，从而与不设置间隙入口扩大流路24的情况相比，能够得到间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度的延长作用。即，相对于在不设置间隙入口扩大流路24的情况下，成为如图5中箭头C3所示的流动，在设置了间隙入口扩大流路24的情况下，成为图2中箭头C4所示的迂回流动，所以能够得到实际的流路长度的延长作用。
作为第1比较例，假定间隙入口扩大流路仅以比凹部12的底面14向外周侧扩大的方式形成的情况(换言之，转子轴方向扩大尺寸Db＝0的情况)。在该第1比较例中，即使增大转子径方向扩大尺寸Da，也无法产生充分迂回的流动，得不到实际的流路长度的延长作用。作为第2比较例，假定间隙入口扩大流路仅以比凹部12的上游侧侧面17向转子轴方向上游侧扩大的方式形成的情况(换言之，转子径方向扩大尺寸Da＝0的情况)。在该第2比较例中，即使增大转子轴方向扩大尺寸Db，也无法产生充分迂回的流动，得不到实际的流路长度的延长作用。另外，在这些比较例中，也需要考虑外壳1的强度上的问题。对于此，在本实施方式中，间隙入口扩大流路24以比凹部12的底面14向外周侧扩大并且比凹部12的上游侧侧面17向转子轴方向上游侧扩大的方式形成，所以能够产生充分迂回的流动，得到实际的流路长度的延长作用。另外，间隙入口扩大流路24在整个周方向上几乎均匀地形成，所以与如专利文献1记载的导叶、槽那样沿周方向分离地设置的情况不同，不会使流动产生混乱。
另外，在本实施方式中，特别是，间隙入口扩大流路24的转子径方向扩大尺寸Da以及转子轴方向扩大尺寸Db比间隙流路15的宽度尺寸H大。因此，能够产生充分迂回的流动，容易得到实际的流路长度的延长作用。另外，间隙入口扩大流路24的转子径方向扩大尺寸Da比转子轴方向扩大尺寸Db大，所以能够有效地产生迂回流动。若详细说明，则从静翼列3流出并流入间隙入口流路18的蒸气具有旋转流分量，通过离心力的效果容易流向转子径方向外侧。因此，与增大转子轴方向扩大尺寸Da相比，增大转子轴方向扩大尺寸Db的一方能够有效产生迂回流动。
另外，在本实施方式中，在罩6的上游侧侧面17设置突出部26。由此，使流入间隙入口流路18的蒸气转向转子轴方向上游侧，所以能够促进上述的迂回流动。另外，在本实施方式中，突出部26的前端面以其转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠的方式定位。即，形成间隙入口扩大流路24的流路壁面25b、形成间隙流路15的底面14比突出部26的前端面位于靠转子轴方向下游侧。由此，能够抑制来自间隙入口流路18的蒸气流向转子径方向外侧而与凹部12的底面14碰撞流入间隙流路15(换言之，抑制从间隙入口流路18直奔向间隙流路15的流动)，能够促进间隙入口扩大流路24中的迂回流动。
如以上那样在本实施方式中，能够利用间隙入口扩大流路24产生迂回流动，能够得到间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度的延长作用。而且，通过该作用，能够接受间隙流路15的宽度尺寸H的偏差的影响，从而使流入间隙流路15的蒸气的流量分布产生偏差。即，即使流入间隙入口流路18的蒸气的流量分布均匀，也能够在到流入间隙流路15为止的期间受到间隙流路15的宽度尺寸H的偏差(换言之，流路阻力的偏差)的影响，使流量分布产生偏差(换言之，能够增大间隙流路15中的入口偏流度)。因此，能够有效减少不稳定流体力，能够抑制不稳定振动。
使用流体解析的结果对这样的本实施方式的效果进行说明。本申请发明人们使用如本实施方式那样设置间隙入口扩大流路24的情况的模型和如现有技术那样不设置间隙入口扩大流路24的情况的模型进行了流体解析。此外，作为解析条件，间隙入口流路18的入口中的流体条件准备了2个模式。条件1中，流入间隙入口流路18的流体的流量分布的偏差比较小，条件2中，流入间隙入口流路18的流体的流量分布的偏差比较大。
图6是表示作为上述的流体解析的结果的间隙流路中的入口偏流度以及不稳定流体力的图。如该图6所示，在条件1中，相对于在不设置间隙入口扩大流路24的情况下入口偏流度为1.6％，不稳定流体力为F1，在设置间隙入口扩大流路24的情况下入口偏流度增加到2.4％，不稳定流体力减少到F2(详细而言，减少F1的约17％)。在条件2中，相对于在不设置间隙入口扩大流路24的情况下入口偏流度为3.9％，不稳定流体力F3，在设置间隙入口扩大流路24的情况下入口偏流度增加到4.0％，不稳定流体力减少到F4(详细而言，减少F3的约30％)。从这样的解析结果也可知，通过设置间隙入口扩大流路24，能够增加间隙流路15中的入口偏流度，能够有效地减少不稳定流体力。
通过图7对本发明的第2实施方式进行说明。图7是表示本实施方式中的外壳的凹部的详细构造的部分放大剖视图。此外，在本实施方式中，与上述第1实施方式同等的部分附相同的符号，适当地省略说明。
在本实施方式中，形成间隙入口扩大流路24A的流路壁面(外周侧侧面)25a以朝向转子轴方向下游侧向外周侧倾斜(换言之，径尺寸扩大)的方式形成。由此，能够促进图7中箭头C5所示的迂回流动。若详细说明，则从静翼列3流出并流入间隙入口流路18的蒸气具有旋转流分量，通过离心力的效果容易流向转子径方向外侧。而且，来自间隙入口流路18的蒸气与流路壁面25a碰撞，而转向转子轴方向下游侧。通过该作用，能够促进迂回流动。
在这样构成的本实施方式中，通过流路壁面25a的倾斜，与上述第1实施方式相比，能够进一步促进间隙入口扩大流路24A中的迂回流动，能够提高间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度的延长作用。由此，能够增加间隙流路15中的入口偏流度，能够进一步减少不稳定流体力。因此，能够抑制不稳定振动。
此外，在上述第1以及第2实施方式中，以在罩6的外周面13设置凸部22，分别与罩6的外周面13以及凸部22对应地在凹部12的底面14设置多列的凸片23作为曲路密封的情况为例进行了说明，但是并不局限于此，能够在不脱离本发明的主旨以及技术思想的范围内进行各种变形。即，例如也可以在凹部12的底面14设置凸部22，分别与凹部12的底面14以及凸部22对应地在罩6的外周面13设置多列的凸片23。另外，例如也可以不在罩6的外周面13或者凹部12的底面14设置凸部22。另外，例如也可以在凹部12的底面14与罩6的外周面13双方设置凸片。即使在这些变形例中，也能够得到上述相同的效果。
另外，在上述第1以及第2实施方式中，以为了促进间隙入口扩大流路24中的迂回流动，而在罩6的上游侧侧面16设置突出部26，该突出部26的前端面的转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠的情况为例进行了说明，但是并不局限于此，能够在不脱离本发明的主旨以及技术思想的范围内进行各种变形。即，虽然实际的流路长度的延长作用多少减少，但是例如突出部26的前端面也可以比间隙入口扩大流路24位于靠转子轴方向下游侧。另外，例如也可以不在罩6的上游侧侧面16设置突出部26。此外，不在罩6的上游侧侧面16设置突出部26的情况下，虽然罩6的上游侧侧面26优选以其转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠的方式定位，但是也可以比间隙入口扩大流路24位于靠转子轴方向下游侧。即使在这些变形例中，也能够减少由于泄漏流引起的不稳定流体力，能够抑制不稳定振动。
利用图8以及图9对本发明的第3实施方式进行说明。图8是表示本实施方式中的外壳的凹部的详细构造的部分放大剖视图。图9是表示本实施方式中的迂回部件以及支承部件的整体构造的立体图。此外，在本实施方式中，与上述第1实施方式同等的部分附相同的符号，适当地省略说明。
在本实施方式中，在流路入口扩大流路24配置环状的迂回部件27。迂回部件27是圆锥台状的筒体，以朝向转子轴方向上游侧向外周侧倾斜的方式形成。而且，在迂回部件27的外周面沿周方向分离地设置有多个支承部件(大致棒状的部件)28，经由这些支承部件28，迂回部件27安装于外壳1。由此，能够促进图8中箭头C6所示的迂回流动。若详细说明，则从静翼列3流出并流入间隙入口流路18的蒸气具有旋转流分量，通过离心力的效果容易流向转子径方向外侧。而且，若与迂回部件27的内周面碰撞，则转向转子轴方向上游侧。而且，在迂回部件27的内周面与流路壁面25d之间流向转子轴方向上游侧后，在迂回部件27的外周面与流路壁面25b之间流向转子轴方向下游侧(迂回流动)。
另外，在本实施方式中，在罩6的上游侧侧面17设置突出部26。由此，因为使流入间隙入口流路18的蒸气转向转子轴方向上游侧，所以能够促进上述的迂回流动。另外，在本实施方式中，突出部26的前端面以其转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠的方式定位，并且比迂回部件27的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向上游侧。由此，能够抑制从间隙入口流路18直奔向间隙流路15的流动，促进间隙入口扩大流路中的迂回流动。
此外，迂回部件27既可以由一部件构成，或者，也可以由在周方向上被分割的多个部件构成。另外，迂回部件27、支承部件28、以及外壳1之间例如通过焊接、螺栓等连结，但是连结方法并不局限于此。
另外，在本实施方式中，作为曲路密封，在凹部12的底面14设置有凸部22，3列凸片23分别与凹部12的底面14以及凸部22对应地设置于罩6的外周面13。此外，凸部22以及凸片23的配置、个数并不局限于此。另外，迂回部件27与最上游侧的凸片23之间的间隔考虑由于热膨胀、推力负载引起的部件的变形、位移，而优选与间隙流路15的宽度尺寸H相同程度或者其以上。
在如以上那样构成的本实施方式中，通过设置迂回部件27，从而与上述第1实施方式相比，能够进一步促进间隙入口扩大流路24A中的迂回流动，能够提高间隙流路15的上游侧中的实际的流路长度的延长作用。由此，能够增加间隙流路15中的入口偏流度，能够进一步减少不稳定流体力。因此，能够抑制不稳定振动。
此外，在上述第3实施方式中，以在凹部12的底面14设置凸部22，分别与凹部12的底面14以及凸部22对应地在罩6的外周面13设置多列的凸片23作为曲路密封的情况为例进行了说明，但是并不局限于此，能够在不脱离本发明的主旨以及技术思想的范围内进行各种变形。即，例如也可以在罩6的外周面13设置凸部22，分别与罩6的外周面13以及凸部22对应地在凹部12的底面14设置多列的凸片23。另外，例如也可以不在罩6的外周面13或者凹部12的底面14设置凸部22。另外，例如也可以在凹部12的底面14与罩6的外周面13双方设置凸片。即使在这些变形例中，也能够得到上述相同的效果。
另外，在上述第3实施方式中，以为了促进间隙入口扩大流路24中的迂回流动，而在罩6的上游侧侧面16设置突出部26，该突出部26的前端面的转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠，并且突出部26的前端面比迂回部件27的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向上游侧的情况为例进行了说明，但是并不局限于此，能够在不脱离本发明的主旨以及技术思想的范围内进行各种变形。即，虽然实际的流路长度的延长作用多少减少，但是例如突出部26的前端面也可以比间隙入口扩大流路24位于靠转子轴方向下游侧。另外，例如突出部26的前端面也可以比迂回部件27的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向下游侧。另外，也可以不在例如罩6的上游侧侧面16设置突出部26。此外，在罩6的上游侧侧面16不设置突出部26的情况下，罩6的上游侧侧面26优选其转子轴方向位置与间隙入口扩大流路24的转子轴方向位置重叠的方式定位，并且比迂回部件27的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向上游侧。但是，罩6的上游侧侧面26既可以比间隙入口扩大流路24位于靠转子轴方向下游侧，也可以比迂回部件27的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向下游侧。即使在这些变形例中，也能够减少由于泄漏流引起的不稳定流体力，能够抑制不稳定振动。
此外，以上，作为本发明的应用对象，以作为轴流式涡轮之一的蒸气涡轮为例进行了说明，但是并不局限于此，也可以应用于燃气轮机等。另外，也可以应用于轴流式压缩机。这些情况下也能够得到与上述相同的效果。
符号说明
1-外壳，2-转子，3-静翼列，4-动翼列，6-罩，8-外壳的内周面，12-凹部，13-罩的外周面，14-凹部的底面，15-间隙流路，16-罩的上游侧侧面，17-凹部的上游侧侧面，18-间隙入口流路，19-罩的下游侧侧面，20-凹部的下游侧侧面，21-间隙出口流路，22-凸部，23-凸片，24、24A-间隙入口扩大流路，25a、25b、25c、25d-流路壁面，26-突出部，27-迂回部件。

Claims (9)

1.一种轴流式流体机械，其具有：
外壳；
转子，其能够旋转地设置于所述外壳内；
静翼列，其设置于所述外壳的内周侧；
动翼列，其设置于所述转子的外周侧，对于所述静翼列配置于转子轴方向下游侧；
环状的罩，其与所述动翼列的外周部连接；
环状的凹部，其设置于所述外壳的内周面，且收纳所述罩；
间隙流路，其在所述罩的外周面和与所述罩的外周面对置的所述凹部的底面之间形成，且设置有曲路密封；
间隙入口流路，其在所述罩的上游侧侧面和与所述罩的上游侧侧面对置的所述凹部的上游侧侧面之间形成；
间隙出口流路，其在所述罩的下游侧侧面和与所述罩的下游侧侧面对置的所述凹部的下游侧侧面之间形成，上述轴流式流体机械的特征在于，
具有间隙入口扩大流路，其位于所述间隙入口流路与所述间隙流路之间且形成在所述曲路密封的上游侧，
所述间隙入口扩大流路遍及整个周方向大致一样地，以比形成具有所述曲路密封的所述间隙流路的所述凹部的所述底面向外周侧扩大并且比形成所述间隙入口流路的所述凹部的所述上游侧侧面向转子轴方向上游侧扩大的方式形成。
2.根据权利要求1所述的轴流式流体机械，其特征在于，
从形成所述间隙流路的所述凹部的所述底面的所述间隙入口扩大流路的转子径方向的扩大尺寸Da比从所述罩的所述外周面到所述凹部的所述底面的所述间隙流路的宽度尺寸H大。
3.根据权利要求1所述的轴流式流体机械，其特征在于，
从形成所述间隙入口流路的所述凹部的所述上游侧侧面的所述间隙入口扩大流路的转子轴方向的扩大尺寸Db比从所述罩的所述外周面到所述凹部的所述底面的所述间隙流路的宽度尺寸H大。
4.根据权利要求1所述的轴流式流体机械，其特征在于，
在所述罩的上游侧侧面设置突出部。
5.根据权利要求4所述的轴流式流体机械，其特征在于，
所述突出部的前端面以其转子轴方向位置与所述间隙入口扩大流路的转子轴方向位置重叠的方式定位。
6.根据权利要求1所述的轴流式流体机械，其特征在于，
比形成所述间隙流路的所述凹部的所述底面位于靠外周侧来形成所述间隙入口扩大流路的流路壁面以朝向转子轴方向下游侧向外周侧倾斜的方式形成。
7.根据权利要求1所述的轴流式流体机械，其特征在于，
为了促进所述间隙入口扩大流路内的迂回流动，而在所述间隙入口扩大流路内设置环状的迂回部件。
8.根据权利要求7所述的轴流式流体机械，其特征在于，
所述迂回部件是圆锥台状的筒体，以朝向转子轴方向上游侧向外周侧倾斜的方式形成。
9.根据权利要求7所述的轴流式流体机械，其特征在于，
在所述罩的上游侧侧面设置突出部，
所述突出部的前端面以其转子轴方向位置与所述间隙入口扩大流路的转子轴方向位置重叠的方式定位，并且比所述迂回部件的转子轴方向下游侧的端部位于靠转子轴方向上游侧。
CN201280074611.XA 2012-07-11 2012-07-11 轴流式流体机械 Expired - Fee Related CN104520540B (zh)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2012/067748 WO2014010052A1 (ja) 2012-07-11 2012-07-11 軸流流体機械

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104520540A CN104520540A (zh) 2015-04-15
CN104520540B true CN104520540B (zh) 2016-08-24

Family

ID=49915554

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201280074611.XA Expired - Fee Related CN104520540B (zh) 2012-07-11 2012-07-11 轴流式流体机械

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20150260042A1 (zh)
EP (1) EP2878771B1 (zh)
JP (1) JP5972374B2 (zh)
CN (1) CN104520540B (zh)
WO (1) WO2014010052A1 (zh)

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112015006063B4 (de) * 2015-01-27 2023-01-19 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Rotationsmaschine
DE102015206384A1 (de) 2015-04-09 2016-10-13 Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg Deckbandanordnung einer Schaufelreihe von Stator- oder Rotorschaufeln
JP6772136B2 (ja) * 2015-07-17 2020-10-21 株式会社荏原製作所 非接触環状シール及びこれを備える回転機械
JP6209200B2 (ja) 2015-12-09 2017-10-04 三菱日立パワーシステムズ株式会社 ステップシール，シール構造，ターボ機械及びステップシールの製造方法
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
JP6638938B2 (ja) * 2016-03-25 2020-02-05 三菱日立パワーシステムズ株式会社 回転機械
JP6436187B2 (ja) * 2016-12-26 2018-12-12 富士電機株式会社 タービン
JP6706585B2 (ja) * 2017-02-23 2020-06-10 三菱重工業株式会社 軸流回転機械
JP6930896B2 (ja) * 2017-10-31 2021-09-01 三菱重工業株式会社 タービン及び動翼
US11459912B2 (en) * 2018-07-13 2022-10-04 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Flow guide, steam turbine, inside member, and method for manufacturing flow guide
CN114483223B (zh) * 2021-12-27 2023-07-18 东方电气集团东方汽轮机有限公司 一种汽轮机筒形缸的温度平衡结构

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3897169A (en) * 1973-04-19 1975-07-29 Gen Electric Leakage control structure
JPS6081202U (ja) * 1983-11-10 1985-06-05 三菱重工業株式会社 軸流タ−ビン
JPS61223201A (ja) * 1985-03-27 1986-10-03 Mitsubishi Heavy Ind Ltd タ−ビンの可変シ−ル構造
JP2006104952A (ja) 2004-09-30 2006-04-20 Toshiba Corp 流体機械の旋回流防止装置
DE102006015530A1 (de) * 2006-03-31 2007-10-04 Alstom Technology Ltd. Turbomaschine
JP2009047043A (ja) * 2007-08-17 2009-03-05 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 軸流タービン
EP2083149A1 (de) * 2008-01-28 2009-07-29 ABB Turbo Systems AG Abgasturbine
JP5172424B2 (ja) * 2008-03-28 2013-03-27 株式会社東芝 軸流タービン
JP2011080452A (ja) * 2009-10-09 2011-04-21 Mitsubishi Heavy Ind Ltd タービン
US9291061B2 (en) * 2012-04-13 2016-03-22 General Electric Company Turbomachine blade tip shroud with parallel casing configuration

Also Published As

Publication number Publication date
US20150260042A1 (en) 2015-09-17
EP2878771A1 (en) 2015-06-03
JP5972374B2 (ja) 2016-08-17
JPWO2014010052A1 (ja) 2016-06-20
EP2878771B1 (en) 2017-10-11
CN104520540A (zh) 2015-04-15
WO2014010052A1 (ja) 2014-01-16
EP2878771A4 (en) 2016-01-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN104520540B (zh) 轴流式流体机械
CN111441828B (zh) 一种带预旋喷嘴和导流盘的发动机涡轮盘腔结构
CN104903547B (zh) 旋转流体机械
JP6283351B2 (ja) らせん形およびらせん形−円筒形混合パターンを有する高減衰ラビリンスシール
RU2628135C2 (ru) Газотурбинный двигатель
EP1957800B1 (en) Impeller for a centrifugal compressor
EP1926915B1 (en) Stationary seal ring for a centrifugal compressor
CN103835804B (zh) 增压器
JP2001516420A (ja) 蒸気タービンおよび蒸気タービン用翼
WO2012053024A1 (ja) 遷音速翼
CN104520536B (zh) 燃气轮机
CN106949245A (zh) 一种自止旋收敛型旋转密封结构
JP2008240725A5 (zh)
KR101939520B1 (ko) 터빈
JP6712873B2 (ja) シール構造及びターボ機械
US11255345B2 (en) Method and arrangement to minimize noise and excitation of structures due to cavity acoustic modes
EP2634376A2 (en) Turbo-machinery sealing arrangement
US10480480B2 (en) Hydraulic turbine
CN103032171A (zh) 排气扩散器
Zhang et al. A CFD study on the dynamic coefficients of labyrinth seals
CN203584475U (zh) 涡轮流道封严结构以及航空发动机涡轮结构
KR102486265B1 (ko) 고 효율 축류 터빈의 개량구조
JP2013177816A (ja) 軸流ターボ機械
CN107208807B (zh) 旋转机械
JP6192008B2 (ja) 回転機械

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20160824

Termination date: 20190711

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee