JP5528572B2

JP5528572B2 - ターボ機械のロータ

Info

Publication number: JP5528572B2
Application number: JP2012543158A
Authority: JP
Inventors: ジェイマラ、ジョン
Original assignee: Siemens Westinghouse Power Corp
Current assignee: Siemens Energy Inc
Priority date: 2009-12-14
Filing date: 2010-12-02
Publication date: 2014-06-25
Anticipated expiration: 2030-12-02
Also published as: US8540488B2; US20110142654A1; JP2013513755A; KR101445631B1; CN102656339B; EP2513426B1; CN102656339A; EP2513426A2; WO2011081768A3; WO2011081768A2; KR20120107491A

Description

本発明は、米国エネルギー省によって発注された契約番号ＤＥ−ＦＣ２６−０５ＮＴ４２６４４に基づき米国政府の支援を受けてなされた。米国政府は本発明に対して一定の権利を有している。

関連出願の相互参照
本願は、参照することで全体が援用されている、「ＴＵＲＢＩＮＥＢＬＡＤＥＤＡＭＰＩＮＧＤＥＶＩＣＥＷＩＴＨＣＯＮＴＲＯＬＬＥＤＬＯＡＤＩＮＧ」と題する代理人整理番号２００９Ｐ１４０３６ＵＳの関連出願であり、それと同一出願日である。

本発明は、一般に、ターボ機械におけるタービンブレードの振動減衰に関するものであり、特に、制御された減衰力を生じる緩衝器を具備する減衰構造に関するものである。

蒸気またはガスタービンのようなターボ機械は、環状ブレード配列をなすようにロータの周囲に沿って配置された複数のロータブレードの間を流れる高温作動ガスによって駆動され、ロータブレードを介して高温作動ガスからロータ軸にエネルギーが伝達される。発電所の能力が増大するにつれて、産業用タービンエンジンを通る流量は、ますます増大し、運転条件（例えば、運転温度または圧力）はますます過酷になっている。さらに、効率を高めるため、作動ガスのエネルギーをさらに多く利用して、ロータブレードのサイズが大きくなっている。上記全ての結果として、ロータブレードが受ける様々な応力（熱、振動、曲げ、遠心力、接触、及び、捻り応力など）のレベルが増すことになる。

ブレードの様々な振動応力を制限するため、ブレードに様々な構造を与えて、ロータの回転中に発生する様々な振動を減衰させる働きをする協働構造を、複数のブレード間に形成することができる。例えば、ブレードの中間位置から延びてブレードを互いに係合する円筒形支持棒のようなブレード中間緩衝器を複数設けても良い。２つのブレード中間緩衝器が、それぞれの接触面が対向するようにしてブレードの両側の同じ高さに配置される。隣接する複数のブレードのそれぞれの緩衝器接触面は、ブレードの静止時には、わずかなギャップによって隔てられている。しかし、ブレードが全負荷で回転し、遠心力の影響下で捩れが戻ると、隣接する複数のブレードの緩衝器面は互いに接触することになる。さらに、各タービンブレードには、ブレードの外縁に配置され、ロータが回転し始めると互いに接触する前部と後部のシュラウド接触面を備えたアウタシュラウドを設けても良い。前部及び後部のシュラウド接触面と複数の緩衝器接触面におけるブレード間の係合は、それぞれの強大な遠心力下におけるブレードの強度を高めるように設計されており、さらに、それぞれの緩衝器の接触面の摩擦によって様々な振動を減衰させる働きをする。ここで、緩衝減衰の欠点としては、直径の大きいブレードでは、遠心力でブレードの捩れが戻る結果、緩衝器間に生じるそれぞれ所望の接触力の実現が困難になる場合が多いという点である。さらに、直径の大きいブレードに起因する大きい機械的負荷は、緩衝器が外側へ湾曲することを回避するために、一般に機械的安定性のためにさらに大きい緩衝構造を必要とし、その結果、部分的な領域を通る高速流域内に配置されたより大きい緩衝器による流量制限により、空力損失及び流れの非効率性が増大することになる。

本発明の態様の１つによれば、ロータディスクと複数のブレードとを具備するターボ機械のロータに減衰構造が設けられる。この減衰構造は、細長い緩衝要素を具備しており、この緩衝要素は第１のブレードに固定され、隣接する第２のブレードに向かって延びる第１の緩衝器端と、第２のブレードに少なくとも部分的に形成された協働面に近接して配置された対向する第２の緩衝器端とを備えている。この緩衝要素は、第１の緩衝器端と第２の緩衝器端との間に、この緩衝要素の少なくとも一部に沿って第１のブレードから第２のブレードへ向かう方向における半径方向内側へ延びる中心線を備えている。その協働面は、ロータの加速中に第１及び第２のブレードの捩れが戻る場合、協働面に沿った第２の緩衝器端の軸方向運動に適応すべく軸方向に延びる領域を形成する。ロータの回転運動によって、第２の緩衝器端と協働面との間に相対的な運動が生じ、第２の緩衝器端は、緩衝要素にかかる遠心力によって決まる予め定められた減衰力で協働面と摩擦係合するような位置にくる。

この減衰構造は、ブレード付根とブレード先端の間の中間位置に配置することができる。

緩衝要素の中心線は、十分に滑らかな曲線からなり、半径方向外側に向いた凹側が第１の緩衝器端から第２の緩衝器端まで延びている。

緩衝要素の中心線は、第１及び第２の直線状中心線分と、第１及び第２のブレードの中間点におけるこれら中心線分間の変曲角から構成することができ、第１の中心線分は第１の緩衝器端から中間点まで半径方向内側に向かって角度をなし、第２の中心線分は中間点から第２の緩衝器端まで半径方向外側に向かって角度をなす。

協働面は、少なくとも部分的に第２のブレードの側に形成された周方向に面する側と、第２のブレードから延びるフランジに形成された半径方向の内側に面する側とを具備することができる。周方向に面する側と半径方向の内側に面する側によって、第２の緩衝器端を収容する凹部を形成することができる。

中間点は、第１のブレードと第２のブレードの間に形成され、緩衝要素の半径方向の厚さはブレードのそれぞれから中間点にわたって漸減させても良い。

本発明の他の１つの態様によれば、ブレード中間部の減衰構造は、ロータディスクと複数のブレードとを具備するターボ機械のロータに設けられる。この減衰構造は、第１のブレードに固定され、隣接する第２のブレードに向かって延びる第１の緩衝器端と、第２のブレードの１つの側面に少なくとも部分的に形成され、軸方向に湾曲した支持面をなす協働面に近接して配置された反対側の第２の緩衝器端とを備えた、細長い緩衝要素を具備している。この緩衝要素は、第１の緩衝器端と第１及び第２のブレードの間の中間点との間に、緩衝要素の一部に沿って第１のブレードから第２のブレードへ向かう方向において半径方向内側に向かって延び、中間点から第２の緩衝器端まで半径方向外側に向かって延びる中心線を備えている。ロータの回転運動によって、第２の緩衝器端と協働面との間に相対的な運動が生じ、第２の緩衝器端は、緩衝要素にかかる遠心力によって決まる予め定められた減衰力で協働面と摩擦係合するような位置にくる。

本明細書は本発明を特定し、かつこれを明確に記載する特許請求の範囲で請求するが、本発明については、同様の参照番号で同様の要素が識別される添付図面の図に関連した下記の説明からより明確な理解が得られるであろう。

回転軸に対して垂直な平面における、本発明の実施形態の１つを示す軸流方向に見たロータの部分端面図である。緩衝器端とブレードの協働面との接触位置に関する拡大図である。図１のライン２−２で示す平面で描かれた図である。図１の実施形態の代替構成の１つを示す部分端面図である。回転軸に対して垂直な平面における、本発明の代替実施形態の１つを示すロータの部分端面図である。図４の実施形態の代替構成の１つを示す部分端面図である。

好ましい実施形態に関する下記詳細説明において、本発明の一部をなし、限定のためではなく、例証のために本発明を実施することが可能な特定の好ましい実施形態を示した、添付の図面が参照される。他の実施形態を利用することも可能であり本発明の精神及び範囲から逸脱することなく変更を加えることができる。

図１を参照すると、例えばガスまたは蒸気タービンに用いられる、ターボ機械（不図示）に用いられるロータ１０の一部が図示されている。ロータ１０は、ロータディスク１２と、ここでは第１のブレード１４ａ及び隣接する第２のブレード１４ｂとして図示されている複数のブレード１４とを具備している。複数のブレード１４は、それぞれロータディスク１２と係合したブレード付根１６からブレード端１８まで延びる半径方向に細長い構造を具備している。ブレード１４ａ、１４ｂのそれぞれは、加圧側面２０と吸込み側面２２を具備している。ロータ１０は、さらに、第１のブレード１４ａと第２のブレード１４ｂの間に延び、両ブレード１４ａ、１４ｂのブレード付根１６とブレード端１８との中間位置に配置された減衰構造２４を具備している。

減衰構造２４は細長い緩衝要素２６を具備しており、この緩衝要素は第１のブレード１４ａの吸込み側面２２に固定され、隣接する第２のブレード１４ｂの加圧側面２０に向かって延びる第１の緩衝器端２８を有する。緩衝要素２６は、さらに、第２のブレード１４ｂに付随する協働面３２に近接して配置された反対側の第２の緩衝器端３０を具備している。協働面３２は、少なくとも部分的に第２のブレード１４ｂの加圧側面２０に形成されている。

緩衝要素２６は、第１の緩衝器端２８と第１及び第２のブレード１４ａ、１４ｂの間の中間点３８との間に、緩衝要素２６の第１の部分３６に沿って第１のブレード１４ａから第２のブレード１４ｂへ向かう方向における半径方向内側に向かって延びる中心線３４を形成している。中心線３４は、中間点３８から第２の緩衝器端３０まで、緩衝要素２６の第２の部分４０に沿って半径方向外側に向かって延びている。中間点３８は、第１及び第２のブレード１４ａ、１４ｂの両方から周方向に間隔をあけて配置された緩衝要素２６のほぼ中心領域に位置する任意の点として定義される。図１に図示の実施形態の場合、中心線３４には、第１及び第２の緩衝器端２８、３０の上縁間に延びる周方向線４２から、例えば古代ローマ風アーチのように内側に湾曲し、第１の緩衝器端２８から第２の緩衝器端３０まで延びる半径方向外側に向いた凹側を備える十分に滑らかな曲線が含まれている。
さらに、中心線３４は第１及び第２のブレード１４ａ、１４ｂの重心Ｃを通っている。

さらに図１Ａを参照すると、第２の緩衝器端３０は、ロータ１０の静止時には、通常、緩衝器端面４４と協働面３２の間にわずかな緩衝ギャップＧを残す位置にある。協働面３２は周方向に面する側面４６からなり、この側面４６は、外半径方向において周方向の内側へ傾斜してもよく、同様の傾斜で周方向に面する緩衝器端面４４の部分４４ａと対面する。協働面３２には、さらに、第２のブレード１４ｂの吸込み側面２２から延びるフランジ５０に形成された半径方向内側に面する側面４８も含まれている。周方向に面する側面４６と半径方向内側に面する側面４８によって、第２の緩衝器端３０を収容するための凹部５２が形成される。周方向に面する側面４６は、緩衝要素２６の中心線３４に対してほぼ垂直になり、周方向に面する部分４４ａに対してほぼ平行になるような角度をなすのが好ましい。緩衝器端面４４の半径方向外側部分４４ｂは、フランジ５０の半径方向内側に面する側面４８に近接して配置される。

図２で明らかなように、協働面３２の周方向に面する側面４６は軸方向に延びて、緩衝器端面４４の対応する周方向に面する部分４４ａに係合する。さらに、協働面の周方向に面する側面４６と緩衝器端面４４の周方向に面する部分４４ａは、両方とも、ブレードの捩れが戻る間のこれらの部材間の相対的な運動に適応すべく軸方向の湾曲を備えるように形成することができる。

ロータ１０の加速中、緩衝器部材２６に働く遠心力によって、第２の緩衝器端３０は半径方向外側に向かって移動して、協働面３２と摩擦係合する。すなわち、ロータ１０の回転中、緩衝要素２６は第１の緩衝器端２８のまわりで旋回し、第２の緩衝器端３０が半径方向外側に向かって移動すると、緩衝器端面４４と協働面３２の傾斜した即ち角度のついた面４４ａと面４６が、それぞれ、通常は中心線３４に対しほぼ平行かまたはこれに接する方向で、重心Ｃを通って延びる方向への予め定められた力で互いに係合することになる。さらに、緩衝器端面４４の半径方向の外側部分４４ｂが、くぼみ領域を形成するフランジ５０の半径方向の内側に面する側面４８に係合して、第２の緩衝器端３０の外側への移動を制限し、第２の緩衝器端３０を凹部５２内に保持する。

さらに、第１の緩衝器端２８は、第１のブレード１４ａに固定されているので、ロータ１０の加速中に第１のブレードの捩れが戻ると、緩衝要素２６は、軸方向及び周方向に対してほぼ平行な平面内で第１のブレード１４ａと共に旋回することになる。図２に図示のように、ブレードの捩れが戻る間に緩衝要素２６が方向を示す矢印５４によって示された旋回運動をすると、第２の緩衝器端３０は矢印５６で描かれたように軸方向に弧を描いて移動する。上述のように、協働面３２の周方向に面する側面４６と緩衝器端面４４の周方向に面する部分４４ａとの軸方向における湾曲によって、ブレード１４の捩れが戻る際の第２の緩衝器端３０の移動が適正化されるか、またはガイドされる。また、遠心力によって緩衝器端面４４を協働面３２に係止する係合力が生じるまでは、緩衝器端面４４と協働面３２の間に設けられた緩衝ギャップＧによって、これらの構成部品間の相対的な運動による摩擦接触が減少する。

第２の緩衝器端３０が予め定められた最小限の減衰力で協働面３２に係合するが、この減衰力は緩衝要素２６の内向き角度と質量によって制御し得る。留意すべきは、第２の緩衝器端３０と協働面３２との接触面に減衰を生じさせるのに十分な減衰力を発生し、この減衰力が必要最低限の値を実質的に超えないように、緩衝要素２６を構成するのが好ましいという点である。この位置に過剰な力がかかると、緩衝要素２６及び協働面３２に過剰な摩耗及び応力を生じる可能性がある。

中心線３４で定義された、緩衝要素２６の湾曲によって生じる内向き角度によって、緩衝要素２６にかかる遠心力によって生じる減衰力が大きく変化する。緩衝要素２６に働く遠心力によって、緩衝要素２６が外側に曲がり、凹状の度合いが低下すると、両ブレード１４間に減衰力が生じる。中心線の曲率が大きくなると、緩衝要素２６にかかる遠心力荷重が増大し、第２の緩衝器端３０と協働面３２の間にかかる減衰力が強くなる。例えば、懸垂曲線に一致する曲率を備えた緩衝要素２６の場合、その緩衝要素２６によって、両ブレード１４間に、様々な振動の減衰に必要な減衰力より十分に大きい減衰力が生じることになる。さらに、緩衝要素２６にかかる十分な遠心力を生じさせ、加えられる力のレベルを有効に制御しながら、ブレードの振動抑制に必要な減衰力を生じさせるには、中心線３４の曲線が比較的浅くなるように構成された緩衝要素２６で十分である。

緩衝要素２６にかかる慣性荷重を最小限に抑えるか、または低減するため、緩衝要素２６は、図１で明らかなように、各緩衝器端２８、３０から中間点３８に向かって先細に延びるように形成しても良い。すなわち、緩衝要素２６の半径方向の厚さは、緩衝器端２８、３０それぞれから中間点３８に向かって漸減させても良い。さらに、先細にすると、緩衝要素２６の断面積が縮小して、空力抵抗が低減し、タービンの複数のブレード１４間を通る流れを促進し得る。

留意すべきは、第２の緩衝器端３０の軸方向移動に適応するための特定の構成が開示されているが、捩れが戻るブレードに適応し得る他の係合構造を設けることができる点である。例えば、球とくぼみの組合せ構造を設けても良く、この場合、協働面３２は、第２の緩衝器端３０に形成された球または部分的球面を収容する丸いくぼみ面として形成しても良い。

図３を参照すると、図１に示す実施形態の一変形をなす代替構成が図示されている。図１の要素に対応する図３の要素は、同じ参照番号に１００を加えて表示されている。

図３の場合、緩衝要素１２６は、第１のブレード１１４ａに固定された第１の緩衝器端１２８と、第２のブレード１１４ｂの協働面１３２に近接して支持された第２の緩衝器端１３０を具備している。緩衝要素１２６は、第１と第２の直線部１３６、１４０を備えるように形成され、緩衝要素１２６の中心線１３４は、第１の直線状中心線分１３４ａと第２の直線状中心線分１３４ｂからなる。両中心線分１３４ａ、１３４ｂは、第１と第２のブレード１１４ａ、１１４ｂ間の中間点１３８において変曲角θで交差する。第１の中心線分１３４ａは、第１の緩衝器端１２８から中間点１３８まで半径方向内側に向かって角度をなし、第２の中心線分１３４ｂは、中間点１３８から第２の緩衝器端１３０まで半径方向外側に向かって角度をなしている。

図３の構成によれば、周方向の線１４２から半径方向内側に向かって延びる緩衝要素１２６を具備する三角形状を備えた減衰構造１２４が得られる。好ましい実施形態の１つでは、第１と第２の中心線分１３４ａ及び１３４ｂは、それぞれ、周方向の線１４２から内側に向かって角度αをなしている。角度αは、約３°〜約２０°の範囲内とすることが可能であり、変曲角θが約１７８°になるように、約６°が好ましい。減衰構造１２４は、上述の減衰構造２４と同様に機能し、この場合緩衝要素１２６にかかる遠心力によって、第２の緩衝器端１３０は、ブレードの振動を減衰させるための制御された減衰力を生じる予め定められた力で協働面１３２に係合する。さらに、図２の軸方向に延びる協働面３２と同様の協働面構造を設けて、第２の緩衝器端１３０と協働面１３２との間における軸方向の相対的な運動に適応させることができる。

図４を参照すると、本発明の他の１つの実施形態が描かれており、図１の要素に対応する図４の要素は、同じ参照番号に２００を加えて表示されている。減衰構造２２４を具備するロータ２１０が図示されている。減衰構造２２４は、第１のブレード２１４ａから隣接する第２のブレード２１４ｂに向かって延びる細長い第１の緩衝要素２６０を備える緩衝要素２２６を具備している。第１の緩衝要素２６０は、第１のブレード２１４ａに固定された第１の緩衝器端２６２と、これと反対側の中間点２３８まで延びる第２の緩衝器端２６４を具備している。細長い第２の緩衝要素２６６は、第２のブレード２１４ｂから第１のブレード２１４ａに向かって延び、第２のブレード２１４ｂに固定された第１の緩衝器端２６８と、これと反対側の中間点２３８まで延びる第２の緩衝器端２７０を具備している。

第１の緩衝要素２６０の第２の緩衝器端２６４には、第１と第２のブレード２１４ａ、２１４ｂ間の中間点２３８において、第２の緩衝要素２６６の第２の緩衝器端２７０の協働面２７４に近接して配置された係合面２７２が形成されている。ロータ２１０が静止している場合、すなわち、第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６に遠心力が働いていなければ、隣接する両面２７２、２７４間に緩衝ギャップＧが形成されている。

第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６によって、第１のブレード２１４ａから中間点２３８に向かう方向において半径方向内側に向かって延び、第２のブレード２１４ｂから中間点２３８に向かう方向において半径方向内側に向かって延びる中心線２３４が形成される。第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６によって形成される中心線２３４は、十分に滑らかな曲線からなり、その凹側が、第１の緩衝要素２６０の第１の緩衝器端２６２と第２の緩衝要素２６６の第１の緩衝器端２６８の半径方向における両者の外縁間に延びる周方向の線２４２に向かって半径方向の外側に面している。

ロータ２１０が回転運動すると、第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６のそれぞれの第２の緩衝器端２６４、２７０間に相対的な運動が生じ、緩衝ギャップＧが閉じて、係合面２７２が、第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６に作用する遠心力によって決まる予め定められた減衰力で協働面２７４と摩擦係合するような位置にくる。具体的には、第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６に作用する遠心力によって、両緩衝要素２６０、２６６が半径方向外側に移動し、それらが対向して旋回して、緩衝ギャップＧを閉じる。さらに、留意すべきは、両緩衝要素２６０、２６６のそれぞれの第２の端部２６４、２７０が両ブレード２１４ａ、２１４ｂ間の位置に緩衝ギャップＧを形成するように配置されており、両第２の端部２６４、２７０は、ロータの加速中及びそれに対応してブレードの捩れが戻る間中、互いにほぼ同じ位置にとどまっているという点である。従って、係合面２７２は、ロータの加速中にブレードの捩れが戻ることには関係なく、協働面２７４に面したままであり、タービンの運転中に摩擦係合で係合するような位置にくることになる。

図５を参照すると、図４に示す実施形態の一変形を含む代替構成が図示されている。図４の要素に対応する図５の要素は、同じ参照番号に１００を加えて表示されている。

図５の場合、減衰構造３２４を具備するロータ３１０が図示されている。減衰構造３２４は、第１のブレード３１４ａから隣接する第２のブレード３１４ｂに向かって延びる細長い第１の緩衝要素３６０を備えた緩衝要素３２６を具備している。第１の緩衝要素３６０は、第１のブレード３１４ａに固定された第１の緩衝器端３６２と、これと反対側の中間点３３８まで延びる第２の緩衝器端３６４とを具備している。細長い第２の緩衝要素３６６は、第２のブレード３１４ｂから第１のブレード３１４ａに向かって延びおり、第２のブレード３１４ｂに固定された第１の緩衝器端３６８と、これと反対側の中間点３３８まで延びる第２の緩衝器端３７０とを具備している。

第１の緩衝要素３６０の第２の緩衝器端３６４には、第１と第２のブレード３１４ａ、３１４ｂ間の中間点３３８において、第２の緩衝要素３６６の第２の緩衝器端３７０の協働面３７４に近接して配置された係合面３７２が形成されている。ロータ３１０が静止している場合、すなわち、第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６に遠心力が働いていなければ、近接する両面３７２、３７４間に緩衝ギャップＧが形成される。第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６によって中心線３３４が形成され、中心線３３４は、それぞれ、第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６に沿って延びる第１の直線状中心線分３３４ａと第２の直線状中心線分３３４ｂとからなる。両中心線分３３４ａ、３３４ｂは、第１と第２のブレード３１４ａ、３１４ｂ間の中間点３３８において変曲角θをなして交差する。

図５の構成によれば、第１の緩衝要素３６０の第１の緩衝器端３６２と第２の緩衝要素３６６の第１の緩衝器端３６８の両者の半径方向の外縁間を接続する周方向の線３４２から半径方向内側に向かって延びる第１と第２の緩衝要素３６０、３６６を具備する三角形状を備えた減衰構造３２４が得られる。好ましい実施形態の１つでは、第１と第２の中心線分３３４ａ及び３３４ｂは、それぞれ、周方向の線３４２から内側に角度αをなしている。角度αは約３°〜約２０°の範囲内とすることが可能であり、ロータ３１０の静止時に変曲角θが約１７８度になるように、約６°が好ましい。減衰構造３２４は、上述の図４の減衰構造２２４のように機能し、ロータ３１０が回転運動すると、第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６にかかる遠心力が生じ、両緩衝要素３６０、３６６が半径方向外側に向かって移動する。両緩衝要素３６０、３６６が外側に移動するにつれて、それらは対向して旋回し、緩衝ギャップＧを閉じる。緩衝ギャップＧが閉じると、係合面３７２は、第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６にかかる遠心力によって決まる予め定められた減衰力で協働面３７４と摩擦係合するような配置にくる。前述の６°の角度で配置された第１及び第２の緩衝要素３６０、３６６を具備する減衰構造３２４によって、例えばブレードの捩れが戻ることによって生じ得るような、両ブレード３１４ａ、３１４ｂの運動の結果により生じるいかなる力よりも大きい約５００Ｎの力を緩衝ギャップＧに生じさせ得る。

図４及び５に関連して既述の本発明の実施形態では、第１及び第２の緩衝要素２６０、２６６（３６０、３６６）にかかるそれぞれの慣性荷重を最小限に抑えるか、または低減するため、これらの要素は、それぞれの第１及び第２のブレード２１４ａ、２１４ｂ（３１４ａ、３１４ｂ）から中間点２３８（３３８）の緩衝ギャップＧに向かって先細に延びるようにすることができる。すなわち、半径方向の厚さは、緩衝器端２６２、２６８（３６２、３６８）それぞれから中間点２３８（３３８）に向かって漸減させることができる。さらに、先細にすると、両緩衝要素２６０、２６６（３６０、３６６）の断面積が小さくなり、空力抵抗が低減し、タービンを通る複数のブレード間の流れを促進し得る。

上述の実施形態のそれぞれにおいて留意すべきは、半径方向内側に向かって延びた構成を利用して、予め定められた外側方向に向かう遠心力と、これに対応する周方向の減衰力をそれぞれの係合面に生じさせることにより、緩衝要素と協働面の間の緩衝ギャップにおける減衰力を制御するための構造が設けられるという点である。

本発明は、産業用ガスタービンに用いられ得る、高温（すなわち８５０℃）用途に合せて設計された直径の大きい冷却式タービンブレードにとりわけ適用可能である。本発明によれば、様々な空力振動の増大にさらされる直径の大きいブレードの振動減衰に必要とされる、ブレード中間部緩衝構造により制御された減衰力を加えることが可能であり、この場合、減衰構造は、内側に向かってある角度で湾曲した１つまたは複数の緩衝要素に作用する予め定められた遠心力を利用して、必要に応じて緩衝ギャップにおける力をさらに強めるか若しくは弱めることが可能になる。本発明の特定の実施形態について図示し、説明してきたが、当業者には明らかなように、本発明の精神及び範囲から逸脱することなく、さまざまな他の変更及び修正を加えても良い。従って、添付の特許請求の範囲では、本発明の範囲内にある全てのこうした変更及び修正を包含することが意図されている。

１０ロータ
１２ロータディスク
１４ブレード
１４ａ第１のブレード
１４ｂ第２のブレード
１６ブレード付根
１８ブレード端
２０ブレードの加圧側面
２２ブレードの吸込み側面
２４減衰構造
２６緩衝要素
２８第１の緩衝器端
３０第２の緩衝器端
３２協働面
３４中心線
３６緩衝要素の第１の部分
３８中間点
４０緩衝要素の第２の部分
４２周方向線
４４緩衝器端面
４４ａ緩衝器端面の周方向に面する部分
４４ｂ緩衝器端面の半径方向の外側部分
４６協働面の周方向に面する側面
４８協働面の半径方向内側に面する側面
５０フランジ
５２凹部
１１４ａ第１のブレード
１１４ｂ第２のブレード
１２４減衰構造
１２６緩衝要素
１２８第１の緩衝器端
１３０第２の緩衝器端
１３２協働面
１３４中心線
１３４ａ第１の直線状中心線分
１３４ｂ第２の直線状中心線分
１３６緩衝要素の第１の直線部
１３８中間点
１４０緩衝要素の第２の直線部
１４２周方向線
２１０ロータ
２１４ａ第１のブレード
２１４ｂ第２のブレード
２２４減衰構造
２２６緩衝要素
２３４中心線
２３８中間点
２４２周方向線
２６０第１の緩衝要素
２６２第１の緩衝要素の第１の緩衝器端
２６４第１の緩衝要素の第２の緩衝器端
２６６第２の緩衝要素
２６８第２の緩衝要素の第１の緩衝器端
２７０第２の緩衝要素の第２の緩衝器端
２７２係合面
２７４協働面
３１０ロータ
３１４ａ第１のブレード
３１４ｂ第２のブレード
３２４減衰構造
３２６緩衝要素
３３４中心線
３３４ａ第１の直線状中心線分
３３４ｂ第２の直線状中心線分
３３８中間点
３６０第１の緩衝要素
３６２第１の緩衝要素の第１の緩衝器端
３６４第１の緩衝要素の第２の緩衝器端
３６６第２の緩衝要素
３６８第２の緩衝要素の第１の緩衝器端
３７０第１の緩衝要素の第２の緩衝器端
３７２係合面
３７４協働面

Claims

ロータディスクと複数のブレードと中間部減衰構造とを具備するターボ機械のロータであって、前記中間部減衰構造は、
第１のブレード（１４ａ, １１４ａ）に固定され、隣接する第２のブレード（１４ｂ, １１４ｂ）に向かって延びる第１の緩衝器端（２８, １２８）と、前記第２のブレード（１４ｂ, １１４ｂ）の側面（２０, １２０）に少なくとも部分的に形成され軸方向に湾曲した支持面をなす協働面（３２, １３２）に近接して配置された反対側の第２の緩衝器端（３０, １３０）とを備えた細長い緩衝要素（２６, １２６）を具備し、
前記緩衝要素（２６, １２６）が、前記第１の緩衝器端（２８, １２８）と前記第１及び第２のブレード（１４ａ, １１４ａ, １４ｂ, １１４ｂ）間の中間点（３８, １３８）との間に、前記緩衝要素（２６, １２６）の一部（３６, １３６）に沿って前記第１のブレード（１４ａ, １１４ａ）から前記第２のブレード（１４ｂ, １１４ｂ）に向かう方向における半径方向内側に向かって延び、かつ前記中間点（３８, １３８）から前記第２の緩衝器端（３０, １３０）まで半径方向外側に延びる中心線（３４, １３４）を備え、
前記ロータ（１０, １１０）が回転運動すると、前記第２の緩衝器端（３０, １３０）と前記協働面（３２, １３２）の間に相対的な運動が生じ、前記第２の緩衝器端（３０, １３０）が、前記緩衝要素（２６, １２６）にかかる遠心力によって決まる予め定められた減衰力で前記協働面（３２, １３２）と摩擦係合するような位置にくるようにしてなることを特徴とする、
ターボ機械のロータ。
前記緩衝要素（２６）の中心線（３４）に十分に滑らかな曲線が含まれており、半径方向の外側に向いた凹側が前記第１の緩衝器端（２８）から前記第２の緩衝器端（３０）まで延びていることを特徴とする、請求項１に記載のターボ機械のロータ。
前記緩衝要素（１２６）の前記中心線（１３４）に、第１及び第２の直線状中心線分（１３４ａ, １３４ｂ）と、前記第１と第２のブレード（１１４ａ, １１４ｂ）間の前記中間点（１３８）における前記中心線分間の変曲角（θ）とが含まれ、前記第１の中心線分（１３４ａ）が前記第１の緩衝器端（１２８）から前記中間点（１３８）まで半径方向内側に向かって角度をなし、前記第２の中心線分（１３４ｂ）が前記中間点（１３８）から前記第２の緩衝器端（１３０）まで半径方向外側に向かって角度をなしていることを特徴とする、請求項１に記載のターボ機械のロータ。
前記協働面（３２, １３２）によって、ロータの加速中、前記第１と第２のブレード（１４ａ, １１４ａ, １４ｂ, １１４ｂ）の捩れが戻る場合、前記協働面（３２, １３２）に沿った前記第２の緩衝器端（３０, １３０）の軸方向移動に適応するための軸方向に湾曲したくぼみ領域が形成されることを特徴とする、請求項１に記載のターボ機械のロータ。
前記協働面（３２, １３２）に、前記第２のブレード（１４ｂ, １１４ｂ）の側面（２０, １２０）に少なくとも部分的に形成された周方向に面する側面（４６）と、前記第２のブレード（１４ｂ, １１４ｂ）から延びるフランジ（５０）に形成された半径方向の内側に面する側面（４８）とが含まれ、前記周方向に面する側面（４６）と前記半径方向の内側に面する側面（４８）とによって、前記第２の緩衝器端（３０, １３０）を収容するための凹部（５２）が形成されることを特徴とする、請求項４に記載のターボ機械のロータ。