JP2015194085A - steam turbine - Google Patents
steam turbine Download PDFInfo
- Publication number
- JP2015194085A JP2015194085A JP2014071305A JP2014071305A JP2015194085A JP 2015194085 A JP2015194085 A JP 2015194085A JP 2014071305 A JP2014071305 A JP 2014071305A JP 2014071305 A JP2014071305 A JP 2014071305A JP 2015194085 A JP2015194085 A JP 2015194085A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- turbine
- steam
- cylindrical component
- enlarged cylindrical
- angle
- 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.)
- Pending
Links
Images
Landscapes
- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Abstract
Description
本発明の実施形態は、蒸気タービンに関する。 Embodiments of the present invention relate to a steam turbine.
火力発電所などで用いられる蒸気タービンの熱効率の向上は、エネルギ資源の有効利用や、二酸化炭素（ＣＯ２）排出量の削減につながる重要な課題となっている。 Improving the thermal efficiency of steam turbines used in thermal power plants and the like is an important issue that leads to effective use of energy resources and reduction of carbon dioxide (CO 2 ) emissions.
蒸気タービンの熱効率の向上は、与えられたエネルギを有効に機械仕事に変換することで達成することができ、そのためには様々な内部損失を低減することが必要である。 An improvement in the thermal efficiency of a steam turbine can be achieved by effectively converting the given energy into mechanical work, which requires reducing various internal losses.
蒸気タービンの内部損失には、翼の形状に起因するプロファイル損失、蒸気の二次流れ損失、蒸気の漏洩損失、蒸気の湿り損失などに基づくタービン翼列損失、蒸気弁やクロスオーバー管に代表される翼列以外の通路における通路部損失、タービン排気室によるタービン排気損失などがある。 The internal loss of a steam turbine is typified by the turbine blade row loss based on the profile loss due to the blade shape, steam secondary flow loss, steam leakage loss, steam wetting loss, etc., steam valves and crossover pipes. There are passage portion loss in passages other than the blade row, turbine exhaust loss due to the turbine exhaust chamber, and the like.
これら損失の中で、タービン排気損失は、全内部損失の１０〜２０％を占める大きな損失である。タービン排気損失は、最終段出口から復水器入口までの間で発生する損失であり、リービング損失、フード損失、環状面積制限損失、ターンナップ損失などにさらに分類される。このうち、フード損失は、排気室から復水器までの圧力損失であり、ディフューザを含めた排気室の形式、形状、サイズに依存する。 Among these losses, the turbine exhaust loss is a large loss that accounts for 10 to 20% of the total internal loss. The turbine exhaust loss is a loss that occurs between the final stage outlet and the condenser inlet, and is further classified into a leaving loss, a hood loss, an annular area limiting loss, a turn-up loss, and the like. Of these, the hood loss is a pressure loss from the exhaust chamber to the condenser, and depends on the type, shape, and size of the exhaust chamber including the diffuser.
一般に、圧力損失は、蒸気の流速の二乗に比例して大きくなるため、許容される範囲で排気室のサイズを大きくして蒸気の流速を低減することが効果的である。しかしながら、排気室のサイズを大きくする際、製造コストや建屋の配置スペースなどからの制約を受ける。フード損失を低減させるために排気室のサイズを大きくする際にも、このような制約を受ける。そのため、限られた排気室のサイズで、圧力損失の小さい形状とすることが重要となる。 In general, the pressure loss increases in proportion to the square of the steam flow velocity. Therefore, it is effective to reduce the steam flow velocity by increasing the size of the exhaust chamber within an allowable range. However, when the size of the exhaust chamber is increased, there are restrictions from the manufacturing cost and the layout space of the building. Such restrictions are also imposed when the size of the exhaust chamber is increased in order to reduce the hood loss. Therefore, it is important to have a shape with a small pressure loss with a limited exhaust chamber size.
排気室における圧力損失を低減するためには、ディフューザにおいて、蒸気の速度を十分に減少させて静圧を回復させ、その下流における圧力損失を低減する必要がある。そのため、タービン排気損失を低減するために様々な検討がなされている。 In order to reduce the pressure loss in the exhaust chamber, it is necessary to sufficiently reduce the steam velocity in the diffuser to restore the static pressure and reduce the pressure loss downstream thereof. For this reason, various studies have been made to reduce turbine exhaust loss.
近年、製造、設置等の費用の観点から、タービンロータ軸方向における排気室の長さを短くすることが求められている。これにより、排気室の内部に配置されてディフューザを構成するベアリングコーンについても、タービンロータ軸方向における長さを短くすることが求められている。例えば、従来の蒸気タービンにおいては、タービン最終段落の動翼の直径（Ｄ）に対するタービンロータ軸方向におけるベアリングコーンの長さ（Ｌ０）の比（Ｌ０／Ｄ）が２／５を超えている。 In recent years, it has been required to shorten the length of the exhaust chamber in the turbine rotor axial direction from the viewpoint of costs for manufacturing, installation, and the like. As a result, the bearing cone that is disposed inside the exhaust chamber and forms the diffuser is also required to have a shorter length in the turbine rotor axial direction. For example, in a conventional steam turbine, the ratio (L 0 / D) of the bearing cone length (L 0 ) in the turbine rotor axial direction to the diameter (D) of the rotor blade in the final stage of the turbine exceeds 2/5. Yes.
しかし、比（Ｌ０／Ｄ）が２／５以下となるようにベアリングコーンの長さ（Ｌ０）を短くすると、ベアリングコーンの蒸気接触面（外壁面、蒸気流路側の面）が急激に拡開することから、蒸気の流れが斜流化しやすくなる。蒸気の流れが斜流化すると、ベアリングコーンを囲むように位置するスチームガイド側に蒸気の流れが偏在しやすくなり、ベアリングコーンの蒸気接触面付近、特にタービン最終段落側の蒸気接触面付近において、蒸気の流れが剥離することにより渦が発生して性能が低下しやすい。 However, when the length (L 0 ) of the bearing cone is shortened so that the ratio (L 0 / D) is 2/5 or less, the steam contact surface (outer wall surface, surface on the steam flow path side) of the bearing cone rapidly increases. Since it expands, the flow of steam is likely to flow diagonally. When the steam flow becomes diagonal, the steam flow tends to be unevenly distributed on the steam guide side that surrounds the bearing cone, and in the vicinity of the steam contact surface of the bearing cone, particularly in the vicinity of the steam contact surface on the turbine final stage side, When the flow of steam is separated, vortexes are generated and the performance is likely to deteriorate.
本発明が解決しようとする課題は、タービンロータ軸方向における排気室の長さが従来よりも短く、これによるタービン排気損失の増加も抑制された蒸気タービンを提供することである。 The problem to be solved by the present invention is to provide a steam turbine in which the length of the exhaust chamber in the axial direction of the turbine rotor is shorter than the conventional one, and the increase in turbine exhaust loss due to this is suppressed.
実施形態の蒸気タービンは、タービン最終段落の下流側に設けられ、スチームガイドと、その内側のベアリングコーンとによって形成された、前記タービン最終段落を通過した蒸気を半径方向外側に向かって排出する環状ディフューザを備える。前記ベアリングコーンは、前記タービン最終段落側に位置し、下流側に向かって拡開する入口側拡大筒状構成部と、前記入口側拡大筒状構成部の下流側に位置し、下流側に向かって拡開する中央拡大筒状構成部と、前記中央拡大筒状構成部の下流側に位置し、下流側に向かって拡開する出口側拡大筒状構成部とを有する。また、前記タービン最終段落の動翼の直径（Ｄ）に対する前記ベアリングコーンのタービンロータ軸方向の長さ（Ｌ０）の比（Ｌ０／Ｄ）は、２／５以下である。 The steam turbine according to the embodiment is provided on the downstream side of the turbine final stage, and is formed by a steam guide and a bearing cone on the inner side thereof, and discharges steam that has passed through the turbine final stage toward the radially outer side. With a diffuser. The bearing cone is positioned on the turbine final stage side and is positioned on the downstream side of the inlet-side expanded cylindrical component that expands toward the downstream side and toward the downstream side. A central enlarged cylindrical component that expands and an outlet-side enlarged cylindrical component that is located downstream of the central enlarged cylindrical component and expands toward the downstream side. The ratio (L 0 / D) of the length (L 0 ) of the bearing cone in the turbine rotor axial direction to the diameter (D) of the rotor blade in the final stage of the turbine is 2/5 or less.
以下、本発明の実施の形態について図面を参照して説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
（第１の実施の形態）
図１は、本発明に係る第１の実施の形態の蒸気タービン１０の鉛直方向の子午断面を示す図である。ここでは、蒸気タービン１０として、下方排気型の排気室を備えた複流排気型の低圧タービンを例示して説明する。また、以下において、同一の構成部分には同一の符号を付して、重複する説明を省略または簡略する。
(First embodiment)
FIG. 1 is a diagram showing a meridional section in the vertical direction of a
蒸気タービン１０において、外部ケーシング２０内には、内部ケーシング２１が備えられている。内部ケーシング２１内には、動翼２２が植設されたタービンロータ２３が貫設されている。動翼２２を周方向に複数植設されることで動翼翼列を構成し、この動翼翼列をタービンロータ軸方向に複数段備えている。タービンロータ２３は、ロータ軸受２４によって回転可能に支持されている。
In the
内部ケーシング２１の内周には、タービンロータ軸方向に動翼２２と交互になるように、ダイヤフラム２５ａ、２５ｂに支持されたノズル２６が配設されている。ノズル２６を周方向に複数植設することでノズル翼列を構成し、ノズル翼列と直下流側に位置する動翼翼列とで一つのタービン段落を構成する。なお、内部ケーシング２１は、外部ケーシング２０によって支持されている。
A
蒸気タービン１０の中央には、クロスオーバー管２７からの蒸気が導入される吸気室２８を備えている。この吸気室２８から左右のタービン段落に蒸気を分配して導入する。
In the center of the
最終のタービン段落の下流側には、外周側のスチームガイド３０と、その内周側のベアリングコーン４０とによって形成された、蒸気を半径方向外側に向かって排出する環状ディフューザ５０が形成されている。なお、ベアリングコーン４０の内部には、ロータ軸受２４などが備えられている。
On the downstream side of the final turbine stage, an
環状ディフューザ５０を備え下方排気型の排気室の下方（すなわちタービンロータ２３の下方）には、復水器（図示しない）が備えられる。 A condenser (not shown) is provided below the lower exhaust type exhaust chamber having the annular diffuser 50 (that is, below the turbine rotor 23).
なお、上記した、外部ケーシング２０、内部ケーシング２１、スチームガイド３０、ベアリングコーン４０などは、上下に２つ割り構造で構成されている。例えば、上半側および下半側のスチームガイド３０によって筒状のスチームガイド３０が構成される。同様に、上半側および下半側のベアリングコーン４０よって筒状のベアリングコーン４０が構成される。そして、筒状のスチームガイド３０と、その内側に設けられた筒状のベアリングコーン４０とによって、環状ディフューザ５０が構成される。なお、スチームガイド３０およびベアリングコーン４０における上半側および下半側の構成は同じである。
The
ここで、蒸気タービン１０の動作について説明する。
Here, the operation of the
クロスオーバー管２７を経て蒸気タービン１０内の吸気室２８に流入した蒸気は、左右のタービン段落に分岐して流れる。そして、各タービン段落のノズル２６、動翼２２を備える蒸気流路を膨張仕事をしながら通過し、タービンロータ２３を回転させる。膨張仕事をした蒸気は、流速が減じられ、静圧を回復しながら、環状ディフューザ５０を通過し、タービンロータ２３の下方に設置された復水器（図示しない）に導かれる。
The steam that flows into the
このような複流排気（ダブルフロー）型の低圧タービンを用いる場合、タービンロータ軸方向の中央から流入させた蒸気を両端部に向けて二方向に流すことで蒸気の流量を多くすることができ、単流排気（シングルフロー）型の低圧タービンの最終段動翼の環状面積も大きくすることができる。しかしながら、このように複流排気型の低圧タービンとする場合、タービンからの排気蒸気をタービンロータ軸方向にそのまま流出させることは困難であり、通常、復水器をタービンロータ２３の下方に設置するとともに排気室を下方排気型とする。
When such a double-flow exhaust (double flow) type low-pressure turbine is used, the flow rate of the steam can be increased by flowing the steam introduced from the center in the turbine rotor axial direction in two directions toward both ends, The annular area of the last stage rotor blade of the single-flow exhaust (single flow) type low-pressure turbine can also be increased. However, when a double-flow exhaust type low-pressure turbine is used in this way, it is difficult to cause the exhaust steam from the turbine to flow out as it is in the axial direction of the turbine rotor. Normally, a condenser is installed below the
次に、環状ディフューザ５０を構成するスチームガイド３０およびベアリングコーン４０の構成について詳しく説明する。なお、以下の説明では、特に断らない限り、長さはタービンロータ軸方向における長さを意味するものとする。
Next, the configuration of the
図２は、本発明に係る第１の実施の形態の蒸気タービン１０における排気室の鉛直方向の子午断面を示す図である。図３は、本発明に係る第１の実施の形態の蒸気タービン１０における排気室の上半部を拡大したときの鉛直方向の子午断面を示す図である。
FIG. 2 is a diagram showing a meridional section in the vertical direction of the exhaust chamber in the
図２および図３に示すように、最終のタービン段落の下流側には、スチームガイド３０と、その内側のベアリングコーン４０とによって形成された、最終のタービン段落を通過した蒸気を半径方向外側に向かって排出する環状ディフューザ５０が形成されている。
As shown in FIGS. 2 and 3, on the downstream side of the final turbine stage, steam that has passed through the final turbine stage formed by the
ベアリングコーン４０は、図３に示すように、入口側拡大筒状構成部４１、中央拡大筒状構成部４２、出口側拡大筒状構成部４３の３つの構成部で構成されている。なお、上記したように、ベアリングコーン４０は、一体として筒状に構成されているものではなく、半筒状の形状の上半側および下半側を組み立てることで筒状となる。また、後述するスチームガイド３０においてもベアリングコーン４０の場合と同様に、半筒状の形状の上半側および下半側を組み立てることで筒状となる。ここでは、上下に２つ割り構造で構成されるベアリングコーン４０やスチームガイド３０について、上半側および下半側を組み立てた後の筒状の構造に基づいて説明する。
As shown in FIG. 3, the bearing
ベアリングコーン４０において、入口側拡大筒状構成部４１、中央拡大筒状構成部４２、出口側拡大筒状構成部４３は、それぞれが結合されて一体的に構成されていてもよい。また、それぞれ別個に構成され、それぞれを接触させて固定することでベアリングコーン４０を構成してもよい。さらに、例えば、中央拡大筒状構成部４２と出口側拡大筒状構成部４３とを一体的に構成し、これを入口側拡大筒状構成部４１と接触させて固定することでベアリングコーン４０を構成してもよい。なお、いずれの場合においても、各接続部は、蒸気接触面側（蒸気流路側）が連続的に滑らかになるように接続されている。
In the bearing
ベアリングコーン４０における、入口側拡大筒状構成部４１、中央拡大筒状構成部４２、出口側拡大筒状構成部４３の区別は、通常、蒸気接触面の観察により行うことができる。例えば、蒸気接触面について、直線状か円弧状かの違いにより、また円弧状が連続する部分については半径の違いにより、また直線状の部分が連続する部分については角度の違いにより、各部の区別を行うことができる。また、入口側拡大筒状構成部４１と中央拡大筒状構成部４２とは、接合されていないことが多いことから、このような接合されていない部分により区別を行うことができる。また、中央拡大筒状構成部４２と出口側拡大筒状構成部４３とは、接合されていることが多いが、接合の痕跡が残ることから、この接合の痕跡により区別を行うことができる。
In the bearing
タービン最終段落の動翼２２の直径（Ｄ）に対するベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）の比（Ｌ０／Ｄ）は、２／５以下である。ここで、ベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）は、入口側拡大筒状構成部４１の最終のタービン段落側の端縁から、外部ケーシング２０の垂直壁２０ａに接触する出口側拡大筒状構成部４３の端縁までの長さである。垂直壁２０ａは、タービンロータ軸方向に垂直な方向に形成され、外部ケーシング２０のタービンロータ軸方向の端部を構成している。
The ratio (L 0 / D) of the length (L 0 ) of the bearing
比（Ｌ０／Ｄ）が２／５以下の場合、排気室が十分に小型化されたものとなり、製造、設置等の費用が低減される。比（Ｌ０／Ｄ）は、１／５程度まで低下させることができる。比（Ｌ０／Ｄ）が１／５未満となる場合、蒸気の流れが急激に半径方向外側に曲げられることから、曲がり損失が発生しやすくなる。このため、比（Ｌ０／Ｄ）は、１／５以上が好ましく、３／１０以上がより好ましい。 When the ratio (L 0 / D) is 2/5 or less, the exhaust chamber is sufficiently miniaturized, and costs for manufacturing and installation are reduced. The ratio (L 0 / D) can be reduced to about 1/5. When the ratio (L 0 / D) is less than 1/5, the steam flow is suddenly bent outward in the radial direction, and bending loss is likely to occur. For this reason, the ratio (L 0 / D) is preferably 1/5 or more, and more preferably 3/10 or more.
ここで、２／５以下という比（Ｌ０／Ｄ）の値は、後述するように入口側拡大筒状構成部４１の蒸気接触面（入口側拡大筒状構成部４１の外壁面、蒸気流路側の面）が下流側に向かって拡開するように構成されることにより、より好ましくは入口側拡大筒状構成部４１の蒸気接触面が直線的に拡開するとともにこの蒸気接触面とタービンロータ軸方向とのなす角度（θ１）が０度を超えるように構成されることにより達成される。すなわち、このように構成されることにより、比（Ｌ０／Ｄ）を２／５以下にしつつ、タービン排気損失の増加も抑制できる。なお、従来の蒸気タービンにおける比（Ｌ０／Ｄ）は、通常、５／１０以上である。
Here, the value of the ratio (L 0 / D) of 2/5 or less is the steam contact surface of the inlet side expanded cylindrical component 41 (the outer wall surface of the inlet side expanded
入口側拡大筒状構成部４１は、最終のタービン段落側に位置し、タービンロータ２３を包囲するように設けられるとともに、下流側に向かって拡開するように設けられている。ここで、入口側拡大筒状構成部４１の蒸気接触面は、通常、下流側に向かって直線的に拡開している。
The inlet side enlarged
入口側拡大筒状構成部４１の蒸気接触面とタービンロータ軸方向とのなす角度（θ１）は、０度を超え２０度以下であることが好ましい。なお、以下の説明では、特に断らない限り、構成部材の蒸気接触面とタービンロータ軸方向とのなす角度を単に構成部材の角度と記す。入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）が０度を超える場合、従来構造において渦が発生しやすい部分が入口側拡大筒状構成部４１の傾斜部分によって埋められるために、環状ディフューザ５０の全領域においてスムーズな流れが得られる。これにより、タービン排気損失が低下する。入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）は、タービン排気損失を低下させる観点から、５度以上がより好ましく、１０度以上がさらに好ましい。
The angle (θ 1 ) between the steam contact surface of the inlet side expanded
ここで、従来の比（Ｌ０／Ｄ）が２／５を超えるような十分な長さを有するベアリングコーンにおいては、タービン排気損失を低減するために、入口側拡大筒状構成部４１に相当する部分の角度（θ１）を０度にすることが好ましい。すなわち、従来のベアリングコーンにおいては、入口側拡大筒状構成部４１に相当する部分が下流側に拡開していないことが好ましい。このような場合、その長さが短くされて蒸気の流れが斜流化したとき、角度（θ１）が０度、すなわち拡開してない入口側拡大筒状構成部４１に相当する部分の蒸気接触面付近に流れの剥離が発生して、これにより発生する渦によりタービン排気損失が十分に低減されない。
Here, in the bearing cone having a sufficient length such that the conventional ratio (L 0 / D) exceeds 2/5, in order to reduce turbine exhaust loss, it corresponds to the inlet-side enlarged
ベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）と入口側拡大筒状構成部４１の長さ（Ｌ１、図３参照）との比（Ｌ１／Ｌ０）は、１／７以上１／３以下であることが好ましい。比（Ｌ１／Ｌ０）は、より好ましくは、１／６以上１／４以下である。
The ratio (L 1 / L 0 ) between the length (L 0 ) of the bearing
比（Ｌ１／Ｌ０）を１／７以上１／３以下とすることで、入口側拡大筒状構成部４１と、後述するスチームガイド３０の入口側スチームガイド３１との間で、蒸気の速度を十分に低減し、静圧を回復することができる。そのため、タービン排気損失を低減することができる。
By setting the ratio (L 1 / L 0 ) to 1/7 or more and 1/3 or less, the steam is generated between the inlet-side expanded
中央拡大筒状構成部４２は、入口側拡大筒状構成部４１に上流側が接続され、下流側に向けて断面が円弧状に拡開する拡大筒状に構成されている。換言すると、中央拡大筒状構成部４２は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図２および図３では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に広がりながら円弧状に拡開する。図３に示した断面図において、中央拡大筒状構成部４２の蒸気接触面は、半径（Ｒ２）の円弧で形成されている。
The central enlarged
出口側拡大筒状構成部４３は、中央拡大筒状構成部４２に一端側が接続され、下流側に向けて断面が円弧状に拡開する拡大筒状に構成されている。また、出口側拡大筒状構成部４３は、環状ディフューザ５０の出口を構成する部分であり、他端部は、外部ケーシング２０の垂直壁２０ａに接合されている。換言すると、出口側拡大筒状構成部４３は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図２および図３では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に広がりながら円弧状に拡開する。図３に示した断面図において、出口側拡大筒状構成部４３の蒸気接触面は、半径（Ｒ３）の円弧で形成されている。
The outlet side enlarged
ここで、出口側拡大筒状構成部４３の蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ３）は、中央拡大筒状構成部４２の蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ２）よりも大きいことが好ましい。半径（Ｒ３）を半径（Ｒ２）よりも大きく構成することで、中央拡大筒状構成部４２において半径方向外側に流れの方向が変えられた蒸気を、さらに半径方向外側に向けて緩やかに流れの方向を変えながら流すことができる。そのため、曲がり損失の発生を抑制することができる。
Here, it is preferable that the radius (R 3 ) of the arc of the steam contact surface of the outlet side enlarged
中央拡大筒状構成部４２の蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ２）は、ベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）以下であることが好ましい。また、中央拡大筒状構成部４２の蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ２）に対する出口側拡大筒状構成部４３の蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ３）の比（Ｒ３／Ｒ２）は、１．５以上であることが好ましい。比（Ｒ３／Ｒ２）は、より好ましくは、１．５以上２以下である。
The radius (R 2 ) of the arc of the steam contact surface of the central enlarged
ここで、半径（Ｒ２）の値を長さ（Ｌ０）以下とすることが好ましいのは、環状ディフューザ５０の内部で、流れの方向をタービンロータ２３の軸方向からタービンロータ２３の軸方向に垂直な方向へと完全に転向することが望ましいからである。比（Ｒ３／Ｒ２）を１．５以上とすることが好ましいのは、半径（Ｒ３）を半径（Ｒ２）よりも大きく構成する理由と同じである。
Here, it is preferable that the value of the radius (R 2 ) is equal to or less than the length (L 0 ), and the flow direction is changed from the axial direction of the
中央拡大筒状構成部４２の長さ（Ｌ２）と出口側拡大筒状構成部４３の長さ（Ｌ３）との比（Ｌ２／Ｌ３）は、中央拡大筒状構成部４２の内部で、可能な限り流れの方向をタービンロータ２３の軸方向からタービンロータ２３の軸方向に垂直な方向に近い角度まで転向させておくことが好ましいという理由から、０．６以上４以下であることが好ましい。
Length of the central enlarged
スチームガイド３０は、図３に示すように、入口側スチームガイド３１、出口側スチームガイド３２の２つの構成部で構成されている。
As shown in FIG. 3, the
入口側スチームガイド３１は、最終のタービン段落側に位置し、下流側に向けて直線的に拡開する拡大筒状に構成されている。換言すると、入口側スチームガイド３１は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図２および図３では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に直線的に拡開する。そのため、図３に示した断面図において、入口側スチームガイド３１における蒸気接触面（内壁面、蒸気流路側の面）は、タービンロータ軸方向に対して傾斜した直線状となる。
The inlet
ベアリングコーンの長さ（Ｌ０）と入口側スチームガイド３１の長さ（ＬＳ）との比（ＬＳ／Ｌ０）は、１／７以上１／３以下であることが好ましい。比（ＬＳ／Ｌ０）は、より好ましくは、１／６以上１／４以下である。
The length of the bearing cone ratio (L S / L 0) of the length (L S) of (L 0) and the inlet
比（ＬＳ／Ｌ０）を１／７以上１／３以下とすることで、入口側スチームガイド３１と、前述した入口側拡大筒状構成部４１との間で、蒸気の速度を十分に低減し、静圧を回復することができる。そのため、タービン排気損失を低減することができる。
By setting the ratio (L S / L 0 ) to 1/7 or more and 1/3 or less, the steam speed is sufficiently increased between the inlet-
入口側スチームガイド３１の角度（θＳ）は、７度以上２７度以下であることが好ましい。入口側スチームガイド３１の角度（θＳ）は、より好ましくは、１４度以上２０度以下である。
The angle (θ S ) of the inlet
角度（θＳ）を上記した範囲とすることが好ましいのは、入口側スチームガイド３１と、前述した入口側拡大筒状構成部４１との間で、蒸気の速度を十分に低減し、静圧を回復することができるからである。
It is preferable that the angle (θ S ) be in the above-described range, because the steam speed is sufficiently reduced between the inlet-
出口側スチームガイド３２は、入口側スチームガイド３１に一端側が接続され、下流側に向けて断面が円弧状に拡開する拡大筒状に構成されている。換言すると、出口側スチームガイド３２は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図２および図３では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に広がりながら円弧状に拡開する。
The outlet
図３に示した断面図において、出口側スチームガイド３２の蒸気接触面は、半径（ＲＳ）の円弧で形成されている。半径（ＲＳ）は、特に限定されるものではないが、出口側スチームガイド３２が、中央拡大筒状構成部４２および出口側拡大筒状構成部４３とともにスムーズな流路断面を形成することが望ましいという理由から、半径（Ｒ２）よりも大きく半径（Ｒ３）よりも小さい範囲で設定されることが好ましい。
In the cross-sectional view shown in FIG. 3, the steam contact surface of the outlet
また、環状ディフューザ５０の出口においては、蒸気の流れが半径方向外側の方向に流れるように、例えば、出口側スチームガイド３２の出口側の端縁は、出口側拡大筒状構成部４３の出口側の端縁と水平方向位置が同じとなるように構成されることが好ましい。すなわち、出口側スチームガイド３２の出口側の端縁のタービンロータ軸からの半径方向の距離と、出口側拡大筒状構成部４３の出口側の端縁のタービンロータ軸からの半径方向の距離とが等しく構成されることが好ましい。
Further, at the outlet of the
次に、環状ディフューザ５０内における蒸気流れについて説明する。
Next, the steam flow in the
最終のタービン段落から環状ディフューザ５０内に流入した蒸気は、入口側拡大筒状構成部４１と入口側スチームガイド３１との間に形成されるディフューザ部を減速され、静圧を回復しながら流れる。
The steam that has flowed into the
速度が低減された蒸気は、中央拡大筒状構成部４２と出口側スチームガイド３２との間に導かれ、半径方向外側に流れの方向が変えられる。この際、蒸気は減速されているため、曲がり損失の発生を小さく抑えることができる。
The steam whose velocity is reduced is guided between the central enlarged
続いて、蒸気は、出口側拡大筒状構成部４３と出口側スチームガイド３２との間に導かれ、さらに半径方向外側に向けて緩やかに流れの方向が変えられる。出口側拡大筒状構成部４３の円弧の半径（Ｒ３）は、前述したように半径（Ｒ２）よりも大きく構成されているため、曲がり損失の発生を小さく抑えることができる。また、環状ディフューザ５０の出口においては、半径方向外側の方向、換言すれば、タービンロータ２３の軸方向に垂直な方向に整流された蒸気の流れが得られる。
Subsequently, the steam is guided between the outlet side expanded
環状ディフューザ５０から流出した蒸気は、整流されているため、流れが大きく乱れることなく復水器（図示しない）に導かれる。そのため、環状ディフューザ５０と復水器との間における圧力損失の発生も抑制される。
Since the steam flowing out from the
上記したように、第１の実施の形態の蒸気タービン１０によれば、排気室の環状ディフューザ５０におけるタービン排気損失を低減することができる。さらに、環状ディフューザ５０の出口における蒸気の流れを整流することができるため、環状ディフューザ５０と復水器との間におけるタービン排気損失を低減することができる。
As described above, according to the
（第２の実施の形態）
第２の実施の形態の蒸気タービン１０は、ベアリングコーン４０の中央拡大筒状構成部４２、出口側拡大筒状構成部４３の構成以外は、第１の実施の形態の蒸気タービン１０の構成と同じであるため、ここでは、この異なる構成について主に説明する。
(Second Embodiment)
The
図４は、本発明に係る第２の実施の形態の蒸気タービン１０における排気室の上半部を拡大したときの鉛直方向の子午断面を示す図である。
FIG. 4 is a diagram showing a meridional section in the vertical direction when the upper half of the exhaust chamber in the
図４に示すように、最終のタービン段落の下流側には、スチームガイド３０と、その内側のベアリングコーン４０とによって形成された、最終のタービン段落を通過した蒸気を半径方向外側に向かって排出する環状ディフューザ５０が形成されている。
As shown in FIG. 4, on the downstream side of the final turbine stage, steam formed by a
ベアリングコーン４０は、図４に示すように、入口側拡大筒状構成部４１、中央拡大筒状構成部４２、出口側拡大筒状構成部４３の３つの構成部で構成されている。なお、入口側拡大筒状構成部４１の構成は、第１の実施の形態の蒸気タービン１０における構成と同じである。
As shown in FIG. 4, the bearing
中央拡大筒状構成部４２は、入口側拡大筒状構成部４１に上流側が接続され、下流側に向けて直線的に拡開する拡大筒状に構成されている。換言すると、中央拡大筒状構成部４２は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図４では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に直線的に拡開する。そのため、図４に示した断面図において、中央拡大筒状構成部４２における蒸気接触面は、タービンロータ軸方向に対して傾斜した直線状となる。
The central enlarged
中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）は、入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）よりも大きければよいが、通常、中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）と入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）との差（θ２−θ１）は、１０度以上が好ましく、１５度以上がより好ましい。また、タービン排気損失を抑制する観点から、差（θ２−θ１）は、３０度以下が好ましい。 Angle of the central enlarged cylindrical component 42 (theta 2) is to be larger than the angle of the inlet-side expansion tubular component 41 (theta 1), usually an angle of the central enlarged cylindrical component 42 (theta 2 ) And the angle (θ 1 ) between the inlet side expanded cylindrical component 41 (θ 2 −θ 1 ) is preferably 10 degrees or more, and more preferably 15 degrees or more. Further, from the viewpoint of suppressing turbine exhaust loss, the difference (θ 2 −θ 1 ) is preferably 30 degrees or less.
タービンロータ軸方向における中央拡大筒状構成部４２の両端部の位置（タービンロータ軸方向における位置、半径方向における位置）は、例えば、第１の実施の形態における中央拡大筒状構成部４２の両端部の位置と同様である。
The positions of both ends of the central enlarged
出口側拡大筒状構成部４３は、下流側に向けて直線的に拡開する拡大筒状に構成されている。換言すると、出口側拡大筒状構成部４３は、タービン排気方向でかつタービンロータ軸方向（図４では右方向）に行くに伴い、半径方向外側に直線的に拡開する。そのため、図４に示した断面図において、出口側拡大筒状構成部４３における蒸気接触面は、タービンロータ軸方向に対して傾斜した直線状となる。
The outlet side enlarged
出口側拡大筒状構成部４３の角度（θ３）は、中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）よりも大きくければよいが、通常、出口側拡大筒状構成部４３の角度（θ３）と中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）との差（θ３−θ２）は１０度以上が好ましく、１５度以上がより好ましい。また、タービン排気損失を抑制する観点から、差（θ３−θ２）は、３０度以下が好ましい。
The angle (θ 3 ) of the outlet side enlarged
タービンロータ軸方向における出口側拡大筒状構成部４３の両端部の位置（タービンロータ軸方向における位置、半径方向における位置）は、例えば、第１の実施の形態における出口側拡大筒状構成部４３の両端部の位置と同様である。
The positions of both end portions of the outlet-side enlarged
また、出口側拡大筒状構成部４３は、環状ディフューザの出口を構成する部分でもあり、他端部は、外部ケーシング２０の垂直壁２０ａに接合されている。
In addition, the outlet side enlarged
中央拡大筒状構成部４２の長さ（Ｌ２）と出口側拡大筒状構成部４３の長さ（Ｌ３）との比（Ｌ２／Ｌ３）は、中央拡大筒状構成部４２の内部で、可能な限り流れの方向をタービンロータ２３の軸方向からタービンロータ２３の軸方向に垂直な方向に近い角度まで転向させておくことが好ましいという理由から、０．６以上４以下であることが好ましい。
Length of the central enlarged
なお、中央拡大筒状構成部４２は、図４に示されるような全体が１つの直線的に拡開するものに限られず、２以上の直線的に拡開する部分を有するものでもよい。このような２以上の直線的に拡開する部分を有する中央拡大筒状構成部４２としては、例えば、図３に示されるような円弧状の中央拡大筒状構成部４２において、円弧上の１以上の点を直線で結んだものが挙げられる。この場合、中央拡大筒状構成部４２におけるタービン最終段落側の部分の角度（θ２）が、入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）よりも大きければよく、またこれらの差（θ２−θ１）が１０度以上であることが好ましく、１５度以上であることがより好ましく、また３０度以下であることが好ましい。
In addition, the center expansion
同様に、出口側拡大筒状構成部４３についても、図４に示されるような全体が１つの直線的に拡開するものに限られず、２以上の直線的に拡開する部分を有するものでもよい。このような２以上の直線的に拡開する部分を有する出口側拡大筒状構成部４３としては、例えば、図３に示されるような円弧状の出口側拡大筒状構成部４３において、円弧上の１以上の点を直線で結んだものが挙げられる。この場合、出口側拡大筒状構成部４３におけるタービン最終段落側の部分の角度（θ２）が、中央拡大筒状構成部４２におけるタービン最終段落側の部分の角度（θ２）よりも大きければよく、またこれらの差（θ３−θ２）が１０度以上であることが好ましく、１５度以上であることがより好ましく、また３０度以下であることが好ましい。
Similarly, the outlet side expanded
スチームガイド３０の構成は、第１の実施の形態の蒸気タービン１０における構成と同じである。
The configuration of the
次に、環状ディフューザ５０内における蒸気流れについて説明する。
Next, the steam flow in the
最終のタービン段落から環状ディフューザ５０内に流入した蒸気は、入口側拡大筒状構成部４１と入口側スチームガイド３１との間に形成されるディフューザ部を減速され、静圧を回復しながら流れる。
The steam that has flowed into the
速度が低減された蒸気は、中央拡大筒状構成部４２と出口側スチームガイド３２との間に導かれ、半径方向外側に流れの方向が変えられる。この際、蒸気は減速されているため、曲がり損失の発生を小さく抑えることができる。
The steam whose velocity is reduced is guided between the central enlarged
続いて、蒸気は、出口側拡大筒状構成部４３と出口側スチームガイド３２との間に導かれ、さらに半径方向外側に向けて緩やかに流れの方向が変えられる。そのため、曲がり損失の発生を小さく抑えることができる。また、環状ディフューザ５０の出口においては、半径方向外側の方向、換言すれば、タービンロータ２３の軸方向に垂直な方向に整流された蒸気の流れが得られる。
Subsequently, the steam is guided between the outlet side expanded
環状ディフューザ５０から流出した蒸気は、整流されているため、流れが大きく乱れることなく復水器（図示しない）に導かれる。そのため、環状ディフューザ５０と復水器との間における圧力損失の発生も抑制される。
Since the steam flowing out from the
上記したように、第２の実施の形態の蒸気タービン１０によれば、排気室の環状ディフューザ５０におけるタービン排気損失を低減することができる。さらに、環状ディフューザ５０の出口における蒸気の流れを整流することができるため、環状ディフューザ５０と復水器との間におけるタービン排気損失を低減することができる。
As described above, according to the
なお、上記した実施の形態では、蒸気タービン１０として、下方排気型の排気室を備えた複流排気型の低圧タービンを例示して説明したが、本実施の形態は、例えば、単流形の低圧タービンに適用することもできる。
In the above-described embodiment, the double-flow exhaust type low-pressure turbine provided with the lower exhaust type exhaust chamber has been described as an example of the
（タービン排気損失の評価）
次に、各部の構成とタービン排気損失との関係について、図面を参照して具体的に説明する。ここで、以下に示される１〜５の関係は、第１の実施の形態の蒸気タービン１０、すなわち中央拡大筒状構成部４２および出口側拡大筒状構成部４３が円弧状に拡開するものにおける関係を示したものである。また、６〜７の関係は、第２の実施の形態の蒸気タービン１０、すなわち中央拡大筒状構成部４２および出口側拡大筒状構成部４３が半径方向外側に直線的に拡開するものにおける関係である。なお、１〜７の関係は、いずれも実機での結果から得られた関係である。
(Evaluation of turbine exhaust loss)
Next, the relationship between the configuration of each part and the turbine exhaust loss will be specifically described with reference to the drawings. Here, the relationship of 1-5 shown below is what the
＜１．入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）と、タービン排気損失との関係＞
<1. Relationship Between Angle (θ 1 ) of Inlet Side Expanded
図５は、入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。
形態：第１の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
比（Ｒ３／Ｒ２）：２．５
ＲＳ：Ｒ２＜ＲＳ＜Ｒ３
角度（θＳ）：２５度
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the angle (θ 1 ) of the inlet side enlarged
Form: First embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
Ratio (R 3 / R 2 ): 2.5
R S : R 2 <R S <R 3
Angle (θ S ): 25 degrees
同図に示すように、角度（θ１）が０度を超えて大きくなるにつれて静圧回復量が上昇する。同図より、角度（θ１）は、５度以上が好ましく、１０度以上がより好ましい。なお、角度（θ１）が２０度を超えると、静圧回復量が急激に低下して、タービン排気損失が増加する。このため、角度（θ１）は２０度以下が好ましい。 As shown in the figure, the static pressure recovery amount increases as the angle (θ 1 ) increases beyond 0 degrees. From the figure, the angle (θ 1 ) is preferably 5 degrees or more, and more preferably 10 degrees or more. When the angle (θ 1 ) exceeds 20 degrees, the static pressure recovery amount is drastically reduced and the turbine exhaust loss is increased. For this reason, the angle (θ 1 ) is preferably 20 degrees or less.
＜２．入口側拡大筒状構成部４１の長さ（Ｌ１）とベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）との比（Ｌ０／Ｌ１）と、タービン排気損失との関係＞
<2. Relationship between the ratio (L 0 / L 1 ) between the length (L 1 ) of the inlet-side expanded
図６は、入口側拡大筒状構成部４１の長さ（Ｌ１）とベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）との比（Ｌ０／Ｌ１）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。なお、比（Ｌ０／Ｌ１）の調整は、ベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）を一定とし、ベアリングコーン４０における入口側拡大筒状構成部４１とこれ以外の部分との長さの割合を変更することにより行った。
形態：第１の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
比（Ｒ３／Ｒ２）：２．５
ＲＳ：Ｒ２＜ＲＳ＜Ｒ３
角度（θ１）：１５度
角度（θＳ）：２５度
FIG. 6 shows the relationship between the ratio (L 0 / L 1 ) between the length (L 1 ) of the inlet side enlarged
Form: First embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
Ratio (R 3 / R 2 ): 2.5
R S : R 2 <R S <R 3
Angle (θ 1 ): 15 degrees Angle (θ S ): 25 degrees
なお、同図では、比（Ｌ０／Ｌ１）で示しているため、前述した実施の形態において好ましい範囲として示した長さ（Ｌ１）と長さ（Ｌ０）との比（Ｌ１／Ｌ０）の逆数になっている。
In the figure, since the indicated
同図に示すように、比（Ｌ０／Ｌ１）が５程度で最高静圧回復量となり、そこから外れると、静圧回復量が低下し、タービン排気損失が増加している。これは、入口側拡大筒状構成部４１の長さ（Ｌ１）が短すぎると、スムーズな流れが実現できないことによる。
As shown in the figure, when the ratio (L 0 / L 1 ) is about 5, the maximum static pressure recovery amount is reached, and when the ratio deviates from this, the static pressure recovery amount decreases and the turbine exhaust loss increases. This is because if the length (L 1 ) of the inlet side expanded
ここで、通常のタービン設計基準では、最高静圧回復量から２０％低下した静圧回復量までを許容する。同図には、最高静圧回復量から２０％の低下した静圧回復量を破線で示している。そのため、比（Ｌ０／Ｌ１）を３以上７以下に設定することで、上記したタービン設計基準値以上の静圧回復量を得ることができ、タービン排気損失を低減することができる。 Here, the normal turbine design standard allows a static pressure recovery amount that is 20% lower than the maximum static pressure recovery amount. In the figure, a static pressure recovery amount that is 20% lower than the maximum static pressure recovery amount is indicated by a broken line. Therefore, by setting the ratio (L 0 / L 1 ) to 3 or more and 7 or less, it is possible to obtain a static pressure recovery amount that is equal to or greater than the turbine design reference value, and to reduce turbine exhaust loss.
＜３．中央拡大筒状構成部４２の円弧の半径（Ｒ２）と出口側拡大筒状構成部４３の円弧の半径（Ｒ３）との比（Ｒ３／Ｒ２）と、タービン排気損失との関係＞
<3. The ratio between the radius of the arc of the central enlarged cylindrical component 42 (R 2) and arc having a radius (R 3) of the outlet-side
図７は、中央拡大筒状構成部４２の円弧の半径（Ｒ２）と出口側拡大筒状構成部４３の円弧の半径（Ｒ３）との比（Ｒ３／Ｒ２）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。なお、比（Ｒ３／Ｒ２）の調整は、Ｒ２を固定し、Ｒ３を調整することにより行った。
形態：第１の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
ＲＳ：Ｒ２＜ＲＳ＜Ｒ３
角度（θ１）：１５度
角度（θＳ）：２５度
FIG. 7 shows the ratio (R 3 / R 2 ) between the radius (R 2 ) of the arc of the central enlarged
Form: First embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
R S : R 2 <R S <R 3
Angle (θ 1 ): 15 degrees Angle (θ S ): 25 degrees
同図に示すように、（Ｒ３／Ｒ２）が１．５以上の場合、タービン排気損失が減少している。（Ｒ３／Ｒ２）が１．５以上の場合、中央拡大筒状構成部４２の円弧の半径（Ｒ２）に比べて、出口側拡大筒状構成部４３の円弧の半径（Ｒ３）が十分に大きくなる。そのため、流れが緩やかに半径方向外側に曲げられ、曲がり損失が抑制されるとともに、整流効果が得られ、タービン排気損失が低下する。この結果から、（Ｒ３／Ｒ２）の値を１．５以上に設定することによって、タービン排気損失を抑制できることがわかる。
As shown in the figure, when (R 3 / R 2 ) is 1.5 or more, the turbine exhaust loss is reduced. When (R 3 / R 2 ) is 1.5 or more, the radius (R 3 ) of the arc of the outlet side expanded
＜４．入口側スチームガイド３１の長さ（ＬＳ）とベアリングコーンの長さ（Ｌ０）との比（Ｌ０／ＬＳ）と、タービン排気損失との関係＞ <4. Relationship between the ratio (L 0 / L S ) of the length (L S ) of the inlet side steam guide 31 to the length (L 0 ) of the bearing cone and the turbine exhaust loss>
図８は、入口側スチームガイド３１の長さ（ＬＳ）とベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）との比（Ｌ０／ＬＳ）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。なお、比（Ｌ０／ＬＳ）の調整は、ベアリングコーン４０の長さ（Ｌ０）を一定とし、入口側スチームガイド３１の長さ（ＬＳ）を変更することにより行った。
形態：第１の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（Ｒ３／Ｒ２）：２．５
ＲＳ：Ｒ２＜ＲＳ＜Ｒ３
角度（θ１）：１５度
角度（θＳ）：２５度
FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the ratio (L 0 / L S ) between the length (L S ) of the inlet
Form: First embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (R 3 / R 2 ): 2.5
R S : R 2 <R S <R 3
Angle (θ 1 ): 15 degrees Angle (θ S ): 25 degrees
なお、同図では、長さ（ＬＳ）と長さ（Ｌ０）との比（Ｌ０／ＬＳ）で示しているため、前述した実施の形態において好ましい範囲として示した長さ（Ｌ０）と長さ（ＬＳ）との比（ＬＳ／Ｌ０）の逆数になっている。 In the figure, since the indicated length (L S) and length (L 0) and the ratio of (L 0 / L S), a length shown as a preferred range in the foregoing embodiment (L 0 ) and the length (L S ), which is the inverse of the ratio (L S / L 0 ).
同図に示すように、（Ｌ０／ＬＳ）の値が５程度で最高静圧回復量となり、そこから外れると、静圧回復量が低下し、タービン排気損失が増加している。ここで、通常のタービン設計基準では、最高静圧回復量から２０％低下した静圧回復量までを許容する。同図には、最高静圧回復量から２０％低下した静圧回復量を破線で示している。そのため、比（Ｌ０／ＬＳ）を３以上７以下に設定することで、上記したタービン設計基準値以上の静圧回復量を得ることができ、タービン排気損失を低減することができる。 As shown in the figure, when the value of (L 0 / L S ) is about 5, the maximum static pressure recovery amount is reached, and when deviating from the value, the static pressure recovery amount decreases and the turbine exhaust loss increases. Here, the normal turbine design standard allows a static pressure recovery amount that is 20% lower than the maximum static pressure recovery amount. In the figure, the amount of static pressure recovered by 20% from the maximum amount of static pressure recovered is indicated by a broken line. Therefore, by setting the ratio (L 0 / L S ) to 3 or more and 7 or less, it is possible to obtain a static pressure recovery amount that is equal to or greater than the turbine design reference value, and to reduce turbine exhaust loss.
＜５．入口側スチームガイド３１の角度（θＳ）と、タービン排気損失との関係＞
<5. Relationship between angle (θ S ) of inlet
図９は、入口側スチームガイド３１の角度（θＳ）とタービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。
形態：第１の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
比（Ｒ３／Ｒ２）：２．５
ＲＳ：Ｒ２＜ＲＳ＜Ｒ３
角度（θ１）：１５度
FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the angle (θ S ) of the inlet
Form: First embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
Ratio (R 3 / R 2 ): 2.5
R S : R 2 <R S <R 3
Angle (θ 1 ): 15 degrees
同図に示すように、角度（θＳ）が７度以上２７度以下で最高静圧回復量となり、そこから外れると、静圧回復量が低下し、タービン排気損失が増加している。これは、入口側拡大筒状構成部４１と入口側スチームガイド３１との間に形成されるディフューザ部における流路の拡大が小さいと、蒸気が十分に減速されず、静圧が十分に回復されないことを示している。一方、ディフューザ部における流路の拡大が大きすぎると、流れが剥離して拡大損失と呼ばれる圧力損失が発生し、タービン排気損失が増加することを示している。
As shown in the figure, when the angle (θ S ) is 7 degrees or more and 27 degrees or less, the maximum static pressure recovery amount is reached. This is because if the expansion of the flow path in the diffuser portion formed between the inlet-side enlarged
ここで通常のタービン設計基準では、最高静圧回復量から２０％低下した静圧回復量までを許容する。同図には、最高静圧回復量から２０％低下した静圧回復量を破線で示している。そのため、角度（θＳ）を７度以上２７度以下の範囲に設定することで、上記したタービン設計基準値以上の静圧回復量を得ることができ、タービン排気損失を低減することができる。 Here, the normal turbine design standard allows a static pressure recovery amount that is 20% lower than the maximum static pressure recovery amount. In the figure, the amount of static pressure recovered by 20% from the maximum amount of static pressure recovered is indicated by a broken line. Therefore, by setting the angle (θ S ) in the range of 7 degrees or more and 27 degrees or less, it is possible to obtain a static pressure recovery amount equal to or greater than the turbine design reference value described above, and to reduce turbine exhaust loss.
＜６．入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）と中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）との差（θ２−θ１）と、タービン排気損失との関係＞ <6. Angle of the inlet-side expansion tubular component 41 (theta 1) and the difference between the angle (theta 2) of the central enlarged cylindrical component 42 (θ 2 -θ 1), the relationship between the turbine exhaust loss>
図１０は、入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）と中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）との差（θ２−θ１）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。なお、差（θ２−θ１）の調整は、入口側拡大筒状構成部４１の角度（θ１）を一定とし、中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）を変更することにより行った。
形態：第２の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（Ｌ２／Ｌ３）：２．４
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
角度（θ１）：１５度
角度（θ３）：６５度
角度（θＳ）：２５度
10, the angle of the inlet-side expansion tubular component 41 (theta 1) and the difference between the angle (theta 2) of the central enlarged cylindrical component 42 (θ 2 -θ 1), the relationship between the turbine exhaust loss FIG. Here, the configuration of the steam turbine is as follows. The adjustment of the difference (θ 2 −θ 1 ) is performed by changing the angle (θ 2 ) of the central enlarged
Form: Second embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (L 2 / L 3 ): 2.4
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
Angle (θ 1 ): 15 degrees Angle (θ 3 ): 65 degrees Angle (θ S ): 25 degrees
同図に示すように、差（θ２−θ１）が大きくなるにつれて静圧回復量が徐々に低下し、３０度を超えると静圧回復量が急激に低下する。このため、差（θ２−θ１）は３０度以下が好ましい。 As shown in the figure, as the difference (θ 2 −θ 1 ) increases, the static pressure recovery amount gradually decreases, and when it exceeds 30 degrees, the static pressure recovery amount decreases rapidly. For this reason, the difference (θ 2 −θ 1 ) is preferably 30 degrees or less.
＜７．中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）と出口側拡大筒状構成部４３の角度（θ３）との差（θ３−θ２）と、タービン排気損失との関係＞
<7. The difference between the angle (theta 3) of the angle (theta 2) and an outlet side enlarged
図１１は、中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）と出口側拡大筒状構成部４３の角度（θ３）との差（θ３−θ２）と、タービン排気損失との関係を示す図である。ここで、蒸気タービンの構成は、以下に示す通りである。なお、差（θ３−θ２）の調整は、中央拡大筒状構成部４２の角度（θ２）を一定とし、出口側拡大筒状構成部４３の角度（θ３）を変更することにより行った。
形態：第２の実施の形態
比（Ｌ０／Ｄ）：０．３５
比（Ｌ１／Ｌ０）：０．２６
比（Ｌ２／Ｌ３）：２．４
比（ＬＳ／Ｌ０）：０．２５
角度（θ１）：１５度
角度（θ２）：３５度
角度（θＳ）：２５度
11, the difference between the angle (theta 3) of the angle (theta 2) and an outlet side enlarged
Form: Second embodiment Ratio (L 0 / D): 0.35
The ratio (L 1 / L 0): 0.26
Ratio (L 2 / L 3 ): 2.4
Ratio (L S / L 0 ): 0.25
Angle (θ 1 ): 15 degrees Angle (θ 2 ): 35 degrees Angle (θ S ): 25 degrees
同図に示すように、差（θ３−θ２）が大きくなるにつれて静圧回復量が徐々に低下し、３０度を超えると静圧回復量が急激に低下する。このため、差（θ３−θ２）は３０度以下が好ましい。 As shown in the figure, as the difference (θ 3 −θ 2 ) increases, the static pressure recovery amount gradually decreases, and when it exceeds 30 degrees, the static pressure recovery amount decreases rapidly. For this reason, the difference (θ 3 −θ 2 ) is preferably 30 degrees or less.
以上説明した実施形態によれば、タービンロータ軸方向における排気室の長さを従来よりも短くでき、かつタービン排気損失の増加も抑制できる。 According to the embodiment described above, the length of the exhaust chamber in the turbine rotor axial direction can be made shorter than before, and an increase in turbine exhaust loss can also be suppressed.
本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。 Although several embodiments of the present invention have been described, these embodiments are presented by way of example and are not intended to limit the scope of the invention. These novel embodiments can be implemented in various other forms, and various omissions, replacements, and changes can be made without departing from the scope of the invention.
１０…蒸気タービン、２０…外部ケーシング、２０ａ…垂直壁、２１…内部ケーシング、２２…動翼、２３…タービンロータ、２４…ロータ軸受、２５ａ，２５ｂ…ダイヤフラム、２６…ノズル、２７…クロスオーバー管、２８…吸気室、３０…スチームガイド、３１…入口側スチームガイド、３２…出口側スチームガイド、４０…ベアリングコーン、４１…入口側拡大筒状構成部、４２…中央拡大筒状構成部、４３…出口側拡大筒状構成部、５０…環状ディフューザ、Ｄ…タービン最終段落の動翼の直径、Ｌ０…ベアリングコーンの長さ、Ｌ１…入口側拡大筒状構成部の長さ、Ｌ２…中央拡大筒状構成部の長さ、Ｌ３…出口側拡大筒状構成部の長さ、ＬＳ…入口側スチームガイドの長さ、Ｒ２…中央拡大筒状構成部の蒸気接触面（外壁面）の円弧の半径、Ｒ３…出口側拡大筒状構成部の蒸気接触面（外壁面）の円弧の半径、ＲＳ…出口側スチームガイドの蒸気接触面（内壁面）の円弧の半径、θ１…入口側拡大筒状構成部の角度、θ２…中央拡大筒状構成部の角度、θ３…出口側拡大筒状構成部の角度、θＳ…入口側スチームガイドの角度。
DESCRIPTION OF
Claims (12)
前記ベアリングコーンは、
前記タービン最終段落側に位置し、下流側に向かって拡開する入口側拡大筒状構成部と、
前記入口側拡大筒状構成部の下流側に位置し、下流側に向かって拡開する中央拡大筒状構成部と、
前記中央拡大筒状構成部の下流側に位置し、下流側に向かって拡開する出口側拡大筒状構成部とを有し、
前記タービン最終段落の動翼の直径（Ｄ）に対する前記ベアリングコーンのタービンロータ軸方向の長さ（Ｌ０）の比（Ｌ０／Ｄ）が２／５以下である蒸気タービン。 The steam turbine is provided with an annular diffuser that is provided on the downstream side of the final stage of the turbine, and that is formed by a steam guide and a bearing cone inside thereof, and that discharges steam that has passed through the final stage of the turbine radially outward. And
The bearing cone is
An inlet-side expanded cylindrical component located on the turbine last paragraph side and expanding toward the downstream side;
A central enlarged cylindrical component located downstream of the inlet-side enlarged cylindrical component and expanding toward the downstream side; and
An outlet side enlarged cylindrical component located downstream of the central enlarged cylindrical component and expanding toward the downstream side,
A steam turbine in which a ratio (L 0 / D) of a length (L 0 ) in the turbine rotor axial direction of the bearing cone to a diameter (D) of a moving blade in the final stage of the turbine is 2/5 or less.
前記中央拡大筒状構成部における蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ２）よりも前記出口側拡大筒状構成部における蒸気接触面の円弧の半径（Ｒ３）が大きい請求項１または２記載の蒸気タービン。 The vapor contact surfaces of the central enlarged cylindrical component and the outlet side enlarged cylindrical component are each expanded in an arc shape,
The radius (R 3 ) of the arc of the steam contact surface in the outlet side expanded cylindrical component is larger than the radius (R 2 ) of the arc of the steam contact surface in the central expanded cylindrical component. Steam turbine.
前記角度（θ２）と前記角度（θ１）との差（θ２−θ１）が３０度以下である請求項１０記載の蒸気タービン。 More than the angle (θ 1 ) between the steam contact surface of the inlet side expanded cylindrical component and the turbine rotor axial direction, the steam contact surface of the turbine final stage side portion and the turbine rotor shaft in the central enlarged cylindrical component The angle (θ 2 ) made with the direction is large,
The angle (theta 2) and the angle (theta 1) and the difference (θ 2 -θ 1) is less than 30 degrees according to claim 10, wherein the steam turbine.
前記角度（θ３）と前記角度（θ２）との差（θ３−θ２）が３０度以下である請求項１０または１１記載の蒸気タービン。 A portion on the turbine final stage side in the outlet side enlarged cylindrical component portion than an angle (θ 2 ) between a steam contact surface of the turbine final stage side portion in the central enlarged cylindrical component portion and the turbine rotor axial direction The angle (θ 3 ) between the steam contact surface of the turbine and the turbine rotor axial direction is large,
The steam turbine according to claim 10 or 11, wherein a difference (θ 3- θ 2 ) between the angle (θ 3 ) and the angle (θ 2 ) is 30 degrees or less.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2014071305A JP2015194085A (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | steam turbine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2014071305A JP2015194085A (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | steam turbine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2015194085A true JP2015194085A (en) | 2015-11-05 |
Family
ID=54433331
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2014071305A Pending JP2015194085A (en) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | steam turbine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2015194085A (en) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20200057779A (en) * | 2017-12-28 | 2020-05-26 | 미츠비시 히타치 파워 시스템즈 가부시키가이샤 | Exhaust chamber and steam turbine |
| JP2020186709A (en) * | 2019-05-17 | 2020-11-19 | 三菱重工業株式会社 | Exhaust chamber of steam turbine |
| JP2021001573A (en) * | 2019-06-21 | 2021-01-07 | 株式会社東芝 | Steam turbine |
| JP2021028476A (en) * | 2019-08-09 | 2021-02-25 | 株式会社東芝 | Turbine exhaust chamber |
| CN114508392A (en) * | 2021-12-29 | 2022-05-17 | 东方电气集团东方汽轮机有限公司 | High-pressure steam inlet chamber structure of steam turbine |
Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5965907U (en) * | 1982-10-25 | 1984-05-02 | 富士電機株式会社 | Turbine exhaust diffuser |
| JPS6157105U (en) * | 1984-09-18 | 1986-04-17 | ||
| JPH11303608A (en) * | 1998-04-24 | 1999-11-02 | Toshiba Corp | Steam turbine |
| JP2010216321A (en) * | 2009-03-16 | 2010-09-30 | Hitachi Ltd | Moving blade of steam turbine, and steam turbine using the same |
| JP2012107617A (en) * | 2010-11-16 | 2012-06-07 | General Electric Co <Ge> | Low pressure exhaust gas diffuser for steam turbine |
| JP2012202393A (en) * | 2011-03-28 | 2012-10-22 | Toshiba Corp | Steam turbine |
-
2014
- 2014-03-31 JP JP2014071305A patent/JP2015194085A/en active Pending
Patent Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5965907U (en) * | 1982-10-25 | 1984-05-02 | 富士電機株式会社 | Turbine exhaust diffuser |
| JPS6157105U (en) * | 1984-09-18 | 1986-04-17 | ||
| JPH11303608A (en) * | 1998-04-24 | 1999-11-02 | Toshiba Corp | Steam turbine |
| JP2010216321A (en) * | 2009-03-16 | 2010-09-30 | Hitachi Ltd | Moving blade of steam turbine, and steam turbine using the same |
| JP2012107617A (en) * | 2010-11-16 | 2012-06-07 | General Electric Co <Ge> | Low pressure exhaust gas diffuser for steam turbine |
| JP2012202393A (en) * | 2011-03-28 | 2012-10-22 | Toshiba Corp | Steam turbine |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR20200057779A (en) * | 2017-12-28 | 2020-05-26 | 미츠비시 히타치 파워 시스템즈 가부시키가이샤 | Exhaust chamber and steam turbine |
| KR102326915B1 (en) | 2017-12-28 | 2021-11-17 | 미츠비시 파워 가부시키가이샤 | exhaust and steam turbine |
| JP2020186709A (en) * | 2019-05-17 | 2020-11-19 | 三菱重工業株式会社 | Exhaust chamber of steam turbine |
| JP7283972B2 (en) | 2019-05-17 | 2023-05-30 | 三菱重工マリンマシナリ株式会社 | steam turbine exhaust chamber |
| JP2021001573A (en) * | 2019-06-21 | 2021-01-07 | 株式会社東芝 | Steam turbine |
| JP2021028476A (en) * | 2019-08-09 | 2021-02-25 | 株式会社東芝 | Turbine exhaust chamber |
| JP7278903B2 (en) | 2019-08-09 | 2023-05-22 | 株式会社東芝 | turbine exhaust chamber |
| CN114508392A (en) * | 2021-12-29 | 2022-05-17 | 东方电气集团东方汽轮机有限公司 | High-pressure steam inlet chamber structure of steam turbine |
| CN114508392B (en) * | 2021-12-29 | 2023-07-18 | 东方电气集团东方汽轮机有限公司 | High-pressure steam inlet chamber structure of steam turbine |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5606373B2 (en) | Steam turbine | |
| JP6017755B2 (en) | Exhaust gas diffuser | |
| JP5606473B2 (en) | Steam turbine | |
| JP6847673B2 (en) | Turbine exhaust chamber | |
| JP6352936B2 (en) | Centrifugal compressor with twisted return channel vanes | |
| JP6334258B2 (en) | Steam turbine | |
| JP2015194085A (en) | steam turbine | |
| JP5618879B2 (en) | Axial exhaust turbine | |
| JP2019100342A (en) | Centrifugal compressor | |
| JP5687641B2 (en) | Axial exhaust turbine | |
| JP2010185361A (en) | Centrifugal compressor | |
| JP2012107619A (en) | Exhaust hood diffuser | |
| JP2017061898A (en) | Steam turbine | |
| JP2016217285A (en) | Steam turbine | |
| JP2005233154A (en) | Steam turbine | |
| JP2018105221A (en) | Diffuser, turbine and gas turbine | |
| JP5677332B2 (en) | Steam turbine | |
| JP2016135998A (en) | Steam turbine | |
| JP7278903B2 (en) | turbine exhaust chamber | |
| JP6113586B2 (en) | Condenser | |
| KR101811223B1 (en) | Steam turbine | |
| JP2017031947A (en) | Low-pressure steam turbine structure | |
| JP5826706B2 (en) | Steam turbine | |
| JP2021001573A (en) | Steam turbine | |
| JP2018105220A (en) | Turbine and gas turbine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20160212 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20161122 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20161125 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20170613 |