JPS62225703A - Steam turbine - Google Patents
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- Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の目的）
（産業上の利用分野）
本発明は蒸気タービンに係り、特に高圧タービンおよび
中圧タービンのタービン羽根植設部の冷に１構造を改良
した蒸気タービン関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Object of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention relates to a steam turbine, and more particularly to a steam turbine having an improved structure for cooling the turbine blade mounting portion of a high-pressure turbine and an intermediate-pressure turbine. related.
（従来の技術）
近年、化石燃料の枯渇から、蒸気タービン発電プラン１
〜においては、発電効率の向上を図るため再熱然気ター
ビンが採用されるようになっている。(Conventional technology) In recent years, due to the depletion of fossil fuels, steam turbine power generation plan 1
In order to improve power generation efficiency, reheating natural air turbines are being adopted.
一方、蒸気タービンの性能に影響を与える要因どしては
数多くあるが、一般に主然気の温爪、圧力、再熱蒸気温
度が高い方がタービン効率が高いため、最近の手業用人
型火力タービンにＪ５いては再熱蒸気温度が５６６°Ｃ
とされているが、将来的には５９３℃にまで上げる計画
が持たれている。On the other hand, although there are many factors that affect the performance of steam turbines, in general, the higher the main air temperature, pressure, and reheated steam temperature, the higher the turbine efficiency. In the turbine J5, the reheat steam temperature is 566°C.
However, there are plans to raise the temperature to 593 degrees Celsius in the future.
しかしながら、上記のような大型の再熱蒸気タービンに
おいては次のような問題がある。However, the above-mentioned large reheat steam turbine has the following problems.
サイ１わら、第１の問題点としてタービン材わｌの強度
の点が挙げられる。現在１史用されているり−ビン材料
は、使用温度が４００℃以上になると、その強度が急速
に低下してくる。タービン羽根、シュラウド、テノン、
タービン羽根および羽根車の植込部等にはタービンの回
転により生じる遠心力が掛る。その結果、回転部は材料
強度の点で厳しい状態におかれており、信頼性のうえで
間４題がある。The first problem with size 1 straw is the strength of the turbine material. The strength of the bottle materials currently in use rapidly decreases when the operating temperature exceeds 400°C. Turbine blades, shrouds, tenons,
Centrifugal force generated by the rotation of the turbine is applied to the turbine blades, the implanted portion of the impeller, and the like. As a result, the rotating part is under severe conditions in terms of material strength, and there are four problems in terms of reliability.
第２の問題点としては、タービンロータの経年的な曲り
が挙げられる。このタービンロータの曲りについては、
材料の周方向クリープ特性の不均一、残゛留応力、起動
停止時に生じる熱応力等が原因と考えられるが、これら
はいずれもタービンロータの表面温度が異常に高くなる
ことに起因している。A second problem is the curvature of the turbine rotor over time. Regarding the bending of this turbine rotor,
The causes are thought to be non-uniform circumferential creep characteristics of the material, residual stress, thermal stress generated during startup and shutdown, etc., all of which are caused by the abnormally high surface temperature of the turbine rotor.
このようにタービンロータに曲りが生じると、シュラウ
ドとチップフィン間のクリアランス、ノズルラビリンス
とタービンロータ闇のクリアランス、グランドパツキン
のクリアランス、ノズルダイヤフラムとタービンロータ
羽根車間の軸方向クリアランス等が初Ｆｌｌ設定値と大
きく違ってくる。When the turbine rotor is bent in this way, the clearance between the shroud and the tip fin, the clearance between the nozzle labyrinth and the turbine rotor, the clearance between the gland packing, the axial clearance between the nozzle diaphragm and the turbine rotor impeller, etc. will change to the initial Fll setting value. It's very different.
その結果、蒸気タービンの性能低下を招くばかりでなく
、信頼性の面での問題が生じる。As a result, not only the performance of the steam turbine is degraded, but also reliability problems arise.
蒸気タービンの構造のなかでも、特に高温蒸気下におか
れる部分としては再熱蒸気タービンの初段、２段の近傍
であり、上記の問題が集中的に生じることになる。その
ため、再熱蒸気タービンでは、タービン羽根および羽根
車の羽根植込部やタービンロータの厳しい応力状１忠を
緩和したり、タービンロータの曲りを防止するためにタ
ービンロータの冷却が行なわれて、いる。In the structure of a steam turbine, the parts that are exposed to high-temperature steam are near the first and second stages of the reheat steam turbine, and the above problems occur intensively. Therefore, in reheat steam turbines, the turbine rotor is cooled in order to alleviate the severe stress on the turbine blades, the impeller blade implants, and the turbine rotor, and to prevent the turbine rotor from bending. There is.
従来の再熱蒸気タービンにつき、第７図イｆいし第１０
図を参照して説明する。For conventional reheat steam turbines, Figures 7-10
This will be explained with reference to the figures.
第７図は従来の再熱蒸気タービンの初段部近傍のｒＩｌ
ＩＩＦｉ面を示しており、再熱タービンケーシング１に
ノズルダイヤフラム外輪２が環状に固設され、このノズ
ルダイヤフラム外輪２とノズルダイヤフラム内輪４との
間にノズル３が設けられている。Figure 7 shows rIl near the first stage of a conventional reheat steam turbine.
A nozzle diaphragm outer ring 2 is annularly fixed to the reheat turbine casing 1, and a nozzle 3 is provided between the nozzle diaphragm outer ring 2 and the nozzle diaphragm inner ring 4.
このノズル３の蒸気流出側には、タービンロータ５に植
込まれたタービン羽根６が環状に配設されている。また
、前記ノズルダイヤフラム内輪４のタービンロータ５に
面した内側にはノズルラビリンス７が環状に付設されて
いる。On the steam outflow side of this nozzle 3, turbine blades 6 embedded in a turbine rotor 5 are arranged in an annular manner. Further, a nozzle labyrinth 7 is annularly attached to the inner side of the nozzle diaphragm inner ring 4 facing the turbine rotor 5.
ここで、高圧タービンの途中段落から抽出された冷却蒸
気８は、前記再熱タービンケーシング１に付設された冷
」Ｊ蒸気管９を通って再熱蒸気タービン内に導入される
ようになっており、調整孔１０を通って再熱蒸気１１を
合流して温度、圧力が調整されるようになっている。さ
らに、この冷却蒸気８は、タービンロータ５の間隙およ
びノズルダイヤフラム内輪４と羽根車１２との間を通り
、その一部は羽根車１２に設けられたバランスホール１
３を通って次段へ流入し、また他の一部は羽根車１２に
設けられたプラットフォーム１４とノズルダイヤフラム
内輪４との間を通って再熱蒸気通路部へ流出される。Here, cooling steam 8 extracted from an intermediate stage of the high-pressure turbine is introduced into the reheat steam turbine through a cold J steam pipe 9 attached to the reheat turbine casing 1. , and the reheated steam 11 passes through the adjustment hole 10 and joins the reheated steam 11 to adjust the temperature and pressure. Furthermore, this cooling steam 8 passes through the gap between the turbine rotor 5 and between the nozzle diaphragm inner ring 4 and the impeller 12, and a part of it passes through the balance hole 1 provided in the impeller 12.
3 to the next stage, and the other part passes between the platform 14 provided on the impeller 12 and the nozzle diaphragm inner ring 4 and flows out to the reheat steam passage.
第８図は、従来□の高圧・再熱一体型タービン主要部の
縦断面を示ずもので、高圧部と再熱部とが一体化され、
高圧蒸気と再熱蒸気とが対向した蒸気の流れを右する対
向流型タービンであって、次のＪ、うな構造となってい
る。Figure 8 does not show a vertical cross section of the main part of the conventional □ high pressure/reheat integrated turbine; the high pressure part and the reheat part are integrated.
It is a counter-flow turbine in which high-pressure steam and reheated steam flow in opposite directions, and has the following J-shaped structure.
まず、高圧蒸気が流入する高圧タービン側は、タービン
ケーシング２１にノズルボックス２２が固設されており
、このノズルボックス２２の蒸気出口に、タービンロー
タ２３に植込まれた高圧初段のタービン羽根２４が環状
に配設されている。First, on the high-pressure turbine side into which high-pressure steam flows, a nozzle box 22 is fixed to a turbine casing 21, and a high-pressure first-stage turbine blade 24 embedded in a turbine rotor 23 is installed at the steam outlet of this nozzle box 22. They are arranged in a ring.
前記ノズルボックス２２のノズル口のタービンロータ軸
方向逆側には、グランドパツキンヘッド２５が前記ター
ビンケーシング２１に環状に固設されている。A gland packing head 25 is annularly fixed to the turbine casing 21 on the opposite side of the nozzle opening of the nozzle box 22 in the axial direction of the turbine rotor.
次に、再熱蒸気が流入する再熱タービン側は、前記ター
ビンケーシング２１にノズルダイヤフラム外輪２６が環
状に固設されており、このノズルダイヤフラム外輪２６
とノズルダイヤフラム内輪２８との間にノズル２７が設
けられている。また、前記ノズルダイヤフラム内輪２８
は、前記グランドパツキンヘッド２５とｌ［ｊｌ ８２
されており、このグランドパツキンヘッド２５とノズル
ダイヤフラム内輪２８のタービンロータ２３に面した内
側においてグランドパツキンヘッド２５にはグランドパ
ツキン２９が、ノズルダイヤフラム内輪２８にはノズル
ラビリンス３０がそれぞれ環状に付設されている。Next, on the reheat turbine side into which reheat steam flows, a nozzle diaphragm outer ring 26 is fixedly fixed to the turbine casing 21 in an annular manner.
A nozzle 27 is provided between the nozzle diaphragm inner ring 28 and the nozzle diaphragm inner ring 28 . Further, the nozzle diaphragm inner ring 28
is the ground packing head 25 and l[jl 82
A gland packing 29 is attached to the gland packing head 25 and a nozzle labyrinth 30 is attached to the nozzle diaphragm inner ring 28 in an annular shape on the inner side of the gland packing head 25 and the nozzle diaphragm inner ring 28 facing the turbine rotor 23. There is.
さらに前記ノズル２７の蒸気流出側には、タービンロー
タ２３に植込まれたタービン羽根３１が環状に付設され
ている。そして前記ノズルボックス２２から流出する高
圧主蒸気３２の一部が前記高圧初段のタービン羽根２４
通過後分流されて、高圧初段羽根車３３に設けられたバ
ランスホール３４ａに案内される。このバランスホール
３４ａを通った蒸気やノズルボックス２２の出口からの
漏洩蒸気などが冷却蒸気３５となり、前記タービンロー
タ２３とグランドラビリンス２９やノズルラビリンス３
０との間隙を通り、再熱タービンに流入する。この冷却
蒸気３５は、タービンロータ２３の表面を冷却した後、
前記ノズルダイヤフラム内輪２８と羽根車３６との間を
通過する。さらに、その一部は羽根車３６にＲＱ４ノら
れたバランスホール３４を通って次段のタービン段落へ
流入し、他の一部は羽根車３６に設けられたプラットフ
ォーム３７とノズルダイヤフラム内輪２８との間を通っ
て再熱然気３８の通路部へ流出する。Further, on the steam outflow side of the nozzle 27, a turbine blade 31 embedded in the turbine rotor 23 is annularly attached. A portion of the high pressure main steam 32 flowing out from the nozzle box 22 is transferred to the high pressure first stage turbine blade 24.
After passing, it is divided and guided to the balance hole 34a provided in the high-pressure first-stage impeller 33. The steam passing through the balance hole 34a and the steam leaking from the outlet of the nozzle box 22 become the cooling steam 35, which connects the turbine rotor 23, the grand labyrinth 29, and the nozzle labyrinth 3.
0 and flows into the reheat turbine. After this cooling steam 35 cools the surface of the turbine rotor 23,
It passes between the nozzle diaphragm inner ring 28 and the impeller 36. Further, a part of it flows into the next turbine stage through the balance hole 34 formed in the impeller 36, and the other part flows between the platform 37 provided in the impeller 36 and the nozzle diaphragm inner ring 28. The reheated air 38 flows out through the gap into the passage section of the reheated air 38.
前記冷却蒸気通路部についてさらに詳細を説明すると、
第７図および第８図に示した従来技術の再熱タービンに
おけるノズルダイヘアフラム内輪とタービン羽根車との
間隙Ｓと、タービンロータ中心からの１ｒ径Ｒとの関係
を第９図に示している。Further details regarding the cooling steam passage section are as follows:
FIG. 9 shows the relationship between the gap S between the nozzle die hair phragm inner ring and the turbine impeller in the conventional reheat turbine shown in FIGS. 7 and 8, and the 1r diameter R from the turbine rotor center. There is.
ただし、ノズルダイヤフラム内輪の内側半径をＲＡとし
、羽根植込部のタービンロータ中心からの半径をＲ８と
し、ノズルダイヤフラム内輪の内側にＪ３ける前記間隙
をＳ、とし、羽根植込δ（１における間隙を８８とする
。そして第９図にお（〕る縦軸はノズルダイヤフラム内
輪の内側における間隙（１ムＳＡで無次元化しである。However, the inner radius of the nozzle diaphragm inner ring is RA, the radius from the turbine rotor center of the blade implantation part is R8, the gap at J3 inside the nozzle diaphragm inner ring is S, and the blade implantation δ (gap at 1 is 88.The vertical axis in FIG. 9 is the gap (1 mm SA) inside the nozzle diaphragm inner ring.
また、再熱タービンの前記間隙Ｓの値は、第９図におけ
る斜線部の値を採っている。したがって、従来技術の再
熱蒸気タービンにＪ５いては、タービンロータ中心から
の半径１（の値が大きくなるにつれて間隙Ｓの値は大き
くなり、成る位置から間隙Ｓの値は羽根植込部にＪ５け
る間隙ＳＢの値と同じになっている。Further, the value of the gap S of the reheat turbine is the value shown in the shaded area in FIG. Therefore, in the reheat steam turbine of the prior art, the value of the gap S increases as the radius 1 (from the center of the turbine rotor) increases. The value is the same as the value of the gap SB.
次に冷却蒸気通路部の環状面積について考察すると、環
状面積は、Ａ＝２・π・Ｒ−８の式で表わされる。従来
技術の再熱蒸気タービンでは、前記半径Ｒの値が最小と
なるノズルダイヤフラム内輪内側の半径ＲＡの付近にお
いて間隙Ｓは最小となっている。その結果、ノズルダイ
ヤフラム内輪内側において＋）ｉＪ記環状而面Ａは最小
となる。逆に羽根植込部付近では、ノズルダイヤフラム
内輪と羽根車との間隙ＳＢが最大となり、前記半径Ｒの
（１０も最大どなるので、環状面積Ａも最大となる。Next, considering the annular area of the cooling steam passage section, the annular area is expressed by the formula A=2.pi.R-8. In the conventional reheat steam turbine, the gap S is minimum near the radius RA inside the inner ring of the nozzle diaphragm, where the value of the radius R is minimum. As a result, the +)iJ annular surface A becomes the minimum inside the inner ring of the nozzle diaphragm. On the contrary, near the blade implantation part, the gap SB between the inner ring of the nozzle diaphragm and the impeller becomes maximum, and since the radius R (10) also reaches its maximum, the annular area A also becomes maximum.
したがって、従来技術の再熱タービンにおいてノズルダ
イヤフラム内輪と羽根車との間隙を流れる冷却蒸気流速
ＶＲとの関係についてみると第３図に示す分布となって
おり、ノズルダイヤフラム内輪内側付近において冷却蒸
気の流速は最大となり、羽根植込部において最小となっ
ている。Therefore, in the reheat turbine of the prior art, when looking at the relationship between the cooling steam flow velocity VR flowing through the gap between the nozzle diaphragm inner ring and the impeller, the distribution is shown in Figure 3. The flow velocity is maximum and minimum at the vane implantation area.
次に、ロータ表面の熱伝達率にいついて考察する。第１
０図に承りグラフは、実験的に検証した羽根車表面にお
ける熱伝達率と回転レイノズル数Ｒｅとの関係を示して
いる。なお、パラメータとして、羽根車表面を半径方向
に流れる冷ｆＪＩ蒸気流速ｖＲを採っている。第１０図
にみられるグラフにす、冷却蒸気流速■１が一定の場合
、回転レイノズル数ＲＧが大きいほど熱伝達率αの値が
大きくなっていること、また、回転レイノズル数Ｒｅが
一定の場合、冷却蒸気流速■８が速いほど熱伝達率αの
値が大きくなっていることがわかる。Next, the heat transfer coefficient of the rotor surface will be considered. 1st
The graph shown in Figure 0 shows the experimentally verified relationship between the heat transfer coefficient on the impeller surface and the rotating Ray nozzle number Re. Note that the cold fJI steam flow rate vR flowing in the radial direction on the impeller surface is used as a parameter. The graph shown in Figure 10 shows that when the cooling steam flow rate ■1 is constant, the larger the rotating Ray nozzle number RG is, the larger the value of the heat transfer coefficient α is, and when the rotating Ray nozzle number Re is constant , it can be seen that the faster the cooling steam flow rate (■8), the larger the value of the heat transfer coefficient α.
ここで、従来技術の再熱蒸気タービンにおける第１段羽
根車表面の熱１云達率についてみると、第４図に示され
るようになってる。すなわち、ノズルダイヤフラム内輪
内側に相当する前記半径ＲＡの位置で熱伝達率は最大と
なり、羽根植込部に相当する前記半径１（８の位置で熱
伝達率は最小となる。これは回転レイノズル＠Ｒｅが一
定の状態で、冷却蒸気流速ｖＩｉが羽根植込部に近づく
につれて遅くなるためである。この熱伝達率が小さいほ
ど羽根車表面から冷ｆＪＩ蒸気によって奪われる熱量は
小さくなり、冷却蒸気による冷却効果が低くなるので、
羽根車表面温度も下がりにくくなる。Here, if we look at the heat transfer rate on the surface of the first stage impeller in the conventional reheat steam turbine, it is as shown in FIG. That is, the heat transfer coefficient is maximum at the position of the radius RA, which corresponds to the inside of the inner ring of the nozzle diaphragm, and the heat transfer coefficient is minimum at the position of the radius RA, which corresponds to the vane implantation part. This is because, when Re is constant, the cooling steam flow velocity vIi becomes slower as it approaches the blade implantation part.The smaller this heat transfer coefficient is, the smaller the amount of heat removed from the impeller surface by the cold fJI steam, and As the cooling effect is reduced,
The impeller surface temperature also becomes less likely to drop.
一方、羽根車の温度分布は、元来再熱蒸気通路部に近い
ほど高くなっているので、従来技術にＪ３ルフる再熱蒸
気タービン第１段羽根車表面温度分布は、第５図に示さ
れるように羽根植込部に近づくほど表面温度は高くなり
、羽根植込部においては羽根車の温度が５００℃以上に
なっている。On the other hand, since the temperature distribution of the impeller is originally higher as it gets closer to the reheat steam passage, the surface temperature distribution of the first stage impeller of the reheat steam turbine according to the conventional technology is shown in Figure 5. As shown in the figure, the surface temperature becomes higher as the impeller gets closer to the blade implantation part, and the temperature of the impeller in the blade implantation part is 500°C or higher.
（発明が解決しようとする問題点）
ところが、現在ではタービンプラント効率を上げるため
に５６６℃となっている再熱蒸気温度を５９３℃にまで
上げる計画がある。この場合、再熱タービンの第１段羽
根車の羽根植込部温度は５５０℃以上になると予想され
る。(Problems to be Solved by the Invention) However, there is currently a plan to raise the reheat steam temperature from 566°C to 593°C in order to increase turbine plant efficiency. In this case, the temperature of the blade implantation portion of the first stage impeller of the reheat turbine is expected to be 550° C. or higher.
このように羽根植込部温度が５５０℃以上になると、材
料自体が強度上もたなくなり、重大な事故につながる。When the temperature of the blade implantation portion exceeds 550° C., the material itself loses its strength, leading to a serious accident.
したがって、従来の再熱蒸気タービンでは、冷却蒸気流
量を増加させて羽根植込部の温度を低下させることが必
要となる。Therefore, in conventional reheat steam turbines, it is necessary to increase the cooling steam flow rate to lower the temperature of the blade implant.
しかし、過度の冷却を行なうと、逆にタービンプラント
効率を下げることになり、また過小冷却を行なうと羽根
植込部の温度が高くなり過ぎ、材料が強度的にもたなく
なって重大事故を招くという恐れがある。However, excessive cooling will conversely reduce the efficiency of the turbine plant, while undercooling will cause the temperature of the blade implant to become too high, causing the material to lose its strength and lead to a serious accident. There is a fear that.
本発明ｔよ上述した事情を考慮してなされたもので、羽
根植込部における冷却蒸気流速をノズルダイヤフラム外
輪の内側にＪ３ける冷却蒸気流速以上に保って、羽根中
の冷却効果を高め、蒸気タービンの信頼性を向上させて
タービン効率を高めた蒸気タービンを提供することを目
的とする。The present invention has been made in consideration of the above-mentioned circumstances, and the cooling steam flow rate in the blade implantation part is maintained at a level higher than the cooling steam flow rate in the inner ring of the nozzle diaphragm outer ring to enhance the cooling effect in the blade. The purpose of the present invention is to provide a steam turbine with improved turbine reliability and improved turbine efficiency.
（問題点を解決するための手ｆＵ）
本発明に係る蒸気タービンは、タービン羽根をＩｊｌｉ
段したタービンロータ羽根車に相対するノズルダイヤフ
ラム内輪の面上で上記タービンロータ羽根車の羽根植込
部に相当する位置に、タービンロータ羽根車とノズルダ
イヤフラム内輪との軸方向間隔を狭める間隙調整部材を
配設したことを特徴とするものである。(Measures for solving the problem fU) The steam turbine according to the present invention has turbine blades Ijli
A gap adjustment member for narrowing the axial distance between the turbine rotor impeller and the nozzle diaphragm inner ring, located on the surface of the nozzle diaphragm inner ring facing the stepped turbine rotor impeller at a position corresponding to the blade implantation part of the turbine rotor impeller. It is characterized by the fact that it is equipped with.
（作用）
上記の構成により、羽根植込部における冷却蒸気の流速
がノズルダイヤフラム内輪内側にお【プる冷却蒸気流速
と同等ないしそれ以上に速められ、これにより羽根車の
冷却効果が高められて羽根植込部の温度が下げられ、羽
根植込部における材料強度を保証して信頼性が高められ
る。また冷却蒸気流量を減らしたり、主蒸気温度をより
高くすることにより、タービンプラント効率を一層上げ
、信頼性の高い高効率の蒸気タービンとすることができ
る。(Function) With the above configuration, the flow rate of the cooling steam in the blade implantation part is increased to be equal to or higher than the flow rate of the cooling steam flowing inside the inner ring of the nozzle diaphragm, thereby increasing the cooling effect of the impeller. The temperature of the blade implant is lowered, ensuring material strength at the blade implant and increasing reliability. Furthermore, by reducing the cooling steam flow rate or increasing the main steam temperature, the turbine plant efficiency can be further increased, resulting in a highly reliable and highly efficient steam turbine.
（実施例）
以下、本発明の一実施例を第１図ないし第５図を参照し
て説明する。(Example) An example of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 5.
第１図は本発明にＪ、る蒸気タービンのタービン段落の
一例の縦断面を示り°もので、タービンケーシング４１
にノズルダイヤフラム外輪４２が環状に固設されており
、このノズルダイレフラム外輪４２とノズルダイヤフラ
ム内輪４４との間にノズル４３が介装されている。FIG. 1 shows a longitudinal section of an example of a turbine stage of a steam turbine according to the present invention, in which a turbine casing 41
A nozzle diaphragm outer ring 42 is annularly fixed to the nozzle diaphragm outer ring 42, and a nozzle 43 is interposed between the nozzle diaphragm outer ring 42 and the nozzle diaphragm inner ring 44.
前記ノズル４３の蒸気流出側には、タービン［ｌ−ツタ
４５植込まれたタービン羽根４６が環状に多数配設され
ている。また前記ノズルダイヤフラム内輪４４のタービ
ンロータ４５に面した内側にはノズルラビリンス４７が
環状に付設されている。On the steam outflow side of the nozzle 43, a large number of turbine blades 46 in which a turbine [L-vine 45 is embedded] is arranged in an annular manner. Further, a nozzle labyrinth 47 is annularly attached to the inner side of the nozzle diaphragm inner ring 44 facing the turbine rotor 45.
冷却蒸気４８は、ノズルラごリンス４７とタービンロー
タ４５との間隙、およびノズルダイ１７フラム内輪４４
と羽根車５０との間隙を通り、その一部は羽根車５０に
設けられたバランスボール５１を通って次段のタービン
段落に流入し、他の一部は羽根車５０に設けられたプラ
ットフォーム５２とノズルダイヤフラム内輪４４との間
隙を通って主蒸気４９の通路部へ流出される。The cooling steam 48 flows through the gap between the nozzle rinse 47 and the turbine rotor 45, and the nozzle die 17 flamm inner ring 44.
A part of the flow passes through the gap between the impeller 50 and the impeller 50, and a part of it flows into the next turbine stage through the balance ball 51 provided on the impeller 50, and the other part flows into the platform 52 provided in the impeller 50. The steam flows out through the gap between the nozzle diaphragm inner ring 44 and the main steam 49 passage.
上記の構成については従来の再熱蒸気タービンの揚台と
同様である。本発明においては、タービンロータ羽根車
５０に相対するノズルダイ１７フラム内輪４４の面上ぐ
上記タービンロータ羽根車５０の羽根植込部に相当する
位置にタービンロータ羽根車５０とノズルダイヤフラム
内輪４４との軸方向間隔を狭める間隙調整部材６０が配
設されている。The above configuration is similar to that of a conventional reheat steam turbine platform. In the present invention, the turbine rotor impeller 50 and the nozzle diaphragm inner ring 44 are placed at a position corresponding to the blade implantation portion of the turbine rotor impeller 50 above the surface of the nozzle die 17 flamm inner ring 44 facing the turbine rotor impeller 50. A gap adjusting member 60 is provided to narrow the axial distance.
第１図に示す実施例にＪ３いては、間隙調整部材６０と
して羽根車５０のタービン羽根４６の植込部に相対づる
ようにラビリンスパツキンＧＯａがノズルダイヤフラム
内＋１２４４に環状に設【）られている。In the embodiment J3 shown in FIG. 1, a labyrinth packing GOa is provided in an annular manner within the nozzle diaphragm +1244 so as to face the implanted portion of the turbine blade 46 of the impeller 50 as a gap adjustment member 60. .
このラビリンスパツキン６０ａは、前記ノズルラビリン
ス４７と同様にノズルダイヤフラム内輪４７Ｉに嵌込溝
６１が形成され、ラビリンスパツキン６０ａの基部６０
ｂかまわし込む形式により１■込溝６１に嵌込まれて取
付けられている。第２図は第１図のＩ［−ＩＩ線に沿う
矢視図であり、この図からもわかるようにラビリンスパ
ツキン６０ａは周方向で６等分割されいる。しかし、こ
の分割数は適宜選択することができる。Like the nozzle labyrinth 47, this labyrinth packing 60a has a fitting groove 61 formed in the nozzle diaphragm inner ring 47I, and a base 60 of the labyrinth packing 60a.
It is installed by being fitted into the 1-in groove 61 using a screw-in method. FIG. 2 is a view along the line I[-II in FIG. 1, and as can be seen from this figure, the labyrinth packing 60a is divided into six equal parts in the circumferential direction. However, this number of divisions can be selected as appropriate.
上記ラビリンスパツキン６０ａの歯先と羽根車５０との
間のうどリンス間隙Ｓ、は、タービン起動時や停止時に
おけるタービンロータ４５とケーシング４１どの伸びの
差をｙ；出して７＃以上とされる。The rinsing gap S between the tip of the teeth of the labyrinth packing 60a and the impeller 50 is set to be 7# or more, which is the difference in elongation between the turbine rotor 45 and the casing 41 when the turbine is started or stopped. .
従来においては、前記羽根植込部における間隙３Ｂか３
０ ｒｕｍ ／：ｒいし６０Ｍ程度であるのに対し、本
実施例にＪ３１）る上記間隙は従来の１／３ないし１／
８どなる。したがって、間隙Ｓ、を通過する蒸気流速は
従来の３倍から８１８程度♀くなる。Conventionally, the gap 3B or 3 in the blade implantation portion
0 rum/:r or about 60M, whereas the gap J31) in this embodiment is 1/3 to 1/3 that of the conventional one.
8. Howl. Therefore, the steam flow rate passing through the gap S increases from three times that of the conventional method to about 818♀.
第３図に上記実施例にＪ３Ｇ″ｊる一例の羽根車表面の
冷却蒸気流速と半径との関係を示している。この図に示
されるように、従来のものと較べ本実施例では、前記ラ
ビリンスパツキン６０ａが設ＧＪられている部分の半径
Ｒ、（＝ｊ近から急激に冷却蒸気流速ＶＲが速くなって
いる。その結果、第４図に示されるように、羽根車表面
の熱伝達率し前記半径Ｒ，（１近から急激に大きい値と
なり、従来のものに比し遥かに大ぎくなる。FIG. 3 shows the relationship between the cooling steam flow rate and the radius on the impeller surface of an example of the above embodiment.As shown in this figure, compared to the conventional one, this embodiment The radius R of the part where the labyrinth packing 60a is installed, (=j), the cooling steam flow rate VR suddenly increases.As a result, as shown in FIG. 4, the heat transfer coefficient on the impeller surface However, the radius R becomes a rapidly large value from near 1, and is much larger than that of the conventional one.
これにより羽根１■表面から冷月１蒸気によって奪われ
る熱ａは、前記ラビリンスパツキン６０ａが設けられて
いる半径ＲＬ付近から急激に大きくなるので、第５図に
示されるように羽根車５０の表面温度は従来に較べ前記
半径Ｒ，（Ｊ近から低くなり、羽根植込部に相当する前
記半径ＲＢの位置における羽根車表面温匪はかなり低く
なる。As a result, the heat a removed from the surface of the impeller 1 by the steam from the impeller 50 rapidly increases from around the radius RL where the labyrinth packing 60a is provided. The temperature becomes lower near the radii R, (J) than in the past, and the impeller surface temperature at the position of the radius RB corresponding to the blade implantation portion becomes considerably lower.
その結果として、羽根植込部における羽根材やロータ材
の温度が従来に比して低下し、これにより羽根植込部に
おける材料の強度上の問題が解消され、信頼性を大幅に
向上することができる。As a result, the temperature of the blade material and rotor material in the blade implantation area is lower than before, which solves problems with the strength of the materials in the blade implantation area, significantly improving reliability. I can do it.
さらに、上記実施例において、羽根植込部の温度を従来
と同じレベルにまで上げることが許されるならば、冷／
Ｊｌ蒸気むｌを大幅に減らすことが可能となり、タービ
ンプラント効率を従来技術に比して若しく向上すること
ができる。また、冷却蒸気量を従来と同じにしたまま再
熱蒸気温度を高くすることが可能であり、これにＪ：っ
てｂｆｕｌ様にタービンプラント効率を高めることがで
きる。Furthermore, in the above embodiment, if it is allowed to raise the temperature of the blade embedded part to the same level as in the past,
It becomes possible to significantly reduce the amount of Jl steam, and the turbine plant efficiency can be improved slightly compared to the conventional technology. In addition, it is possible to increase the reheating steam temperature while keeping the amount of cooling steam the same as before, and it is possible to increase the turbine plant efficiency like J: bful.
第６図は、本発明における間隙調整部材６０を第１図な
いし第５図に示したラビリンスパツキン６０ａに代えて
間隙調整板６０Ｃを用いた場合の実施例を示づ゛もので
、これによっても上記実施例と同様な効果をもたらりこ
とができる。なＪ３、第６図に４３いて他の構成は第１
図ないし第５図に示した実施例と同様であるので、同一
部分には同一符号を（＝Ｊしてその説明は省Ｉ８する。FIG. 6 shows an embodiment in which a gap adjusting plate 60C is used in place of the labyrinth packing 60a shown in FIGS. 1 to 5 as the gap adjusting member 60 of the present invention. The same effects as in the above embodiment can be achieved. J3, 43 in Figure 6 and other configurations are 1st
Since it is similar to the embodiment shown in the figures to FIG. 5, the same parts are denoted by the same reference numerals (=J) and the explanation thereof will be omitted.
以上説明したＪ：うに本発明は、ターごン羽根を植設し
たタービンロータ羽根車に相当するノズルダイヤフラム
内輪の面」−で上記タービンロータ羽根車の羽根植込部
に相当する位置に、タービンロータ羽根車とノズルダイ
１７フラム内輪との軸方向間隔を狭める間隙調整部材を
配設したので、羽根植込部にお１プる冷却蒸気の流速を
ノズルダイヤフラム内輪の内側にＪ３ける冷却蒸気流速
と同等ないしはそれぞれ以上に速めることができ、これ
により羽根車の冷ｕ１効果を高め、タービン羽根植込部
の温度が低下してタービン羽根植込部の材料強度を保証
して信頼性を高めることかできる。その結果、従来の蒸
気タービンに較べより信頼度の高い然気タービンを提供
ゴることができるぽかりでなく、冷７Ｊ１ 、Ｗ気ωを
減らしたり、主蒸気温度をより高くすることもでき、高
効率にの蒸気タービンを１ｐｉることが可能であるなど
の種々優れた効果がある。J: Sea urchin described above, the present invention provides a turbine blade at a position corresponding to the blade implantation portion of the turbine rotor impeller on the surface of the inner ring of the nozzle diaphragm corresponding to the turbine rotor impeller in which the targon blades are implanted. Since a gap adjustment member is provided to narrow the axial distance between the rotor impeller and the inner ring of the nozzle diaphragm, the flow rate of the cooling steam flowing into the blade embedded part can be adjusted to the flow rate of the cooling steam flowing into the inner ring of the nozzle diaphragm. It is possible to speed up the speed by the same level or faster, thereby increasing the cooling effect of the impeller, lowering the temperature of the turbine blade embedded part, ensuring the material strength of the turbine blade embedded part, and increasing reliability. can. As a result, we can not only provide a natural air turbine with higher reliability than conventional steam turbines, but also reduce the cold 7J1, W air ω and increase the main steam temperature. There are various excellent effects such as the possibility of increasing the efficiency of a steam turbine to 1 pi.
第１図は本発明に係る蒸気タービンにＪ３けるタービン
段落の一実施例を示す！断面図、第２図は第１図のＩＩ
−ＩＩ線に沿う矢視断面図、第３図は羽根車表面の冷
却蒸気流速とタービンロータ中心からの半径との関係を
示ずグラフ、第４図は羽根車表面の熱伝達率とタービン
ロータ中心からの半径との関係を示づグラフ、第５図は
羽根車表面温度とタービンロータ中心からの半径との関
係を示すグラフ、第６図は本発明の他の実施例を示すタ
ービン段落の縦断面図、第７−は従来の再熱タービンの
初段近傍の縦断面図、第８図は従来の高圧・再熱一体型
タービンの主要部の縦断面図、第９図は従来の再熱ター
ビンのノズルダイヤフラム内輪とタービン羽根車との間
隙と、タービンロータ中心からの半径との関係を示すグ
ラフ、第１０図は羽根車表面における熱伝達率と回転レ
イノズル数との関係を示すグラフである。
３．２７．４３・・・ノズル、４．２８．４４・・・ノ
ズルダイヤフラム内輪、５，２３．４５・・・タービン
ロータ、８．３５．４８・・・冷却蒸気、１２゜３６．
５０・・・羽根車、６０・・・間隙調整部材、６０ａ・
・・ラビリンスパツキン、６０．ｃ・・・間隙Ｏｉｌ整
板、６１・・・１■込溝。
■
蔓 ｌ 因
嘉２已
％
半径（Ａ’）
第３ 回
半径（Ｒ）
半径（Ｒ）
羊６ 固
第７圓
＄ ６ 図
半 掻 （尺）
羊θ図FIG. 1 shows an embodiment of the turbine stage in J3 of the steam turbine according to the present invention! Cross-sectional view, Figure 2 is II of Figure 1
3 is a graph showing the relationship between the cooling steam flow velocity on the impeller surface and the radius from the center of the turbine rotor, and FIG. 4 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient on the impeller surface and the turbine rotor. FIG. 5 is a graph showing the relationship between the impeller surface temperature and the radius from the center of the turbine rotor, and FIG. 6 is a graph showing the relationship between the impeller surface temperature and the radius from the center of the turbine rotor. Longitudinal cross-sectional view, No. 7 is a vertical cross-sectional view of the vicinity of the first stage of a conventional reheat turbine, FIG. 8 is a vertical cross-sectional view of the main part of a conventional high-pressure/reheat integrated turbine, and FIG. A graph showing the relationship between the gap between the inner ring of the turbine nozzle diaphragm and the turbine impeller and the radius from the center of the turbine rotor. Figure 10 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient on the impeller surface and the number of rotating Ray nozzles. . 3.27.43... Nozzle, 4.28.44... Nozzle diaphragm inner ring, 5, 23.45... Turbine rotor, 8.35.48... Cooling steam, 12° 36.
50... Impeller, 60... Gap adjustment member, 60a.
...Labyrinth Spatsukin, 60. c...Gap oil adjustment plate, 61...1■ groove. ■ Vine l Inaka 2 㷲% Radius (A') 3rd radius (R) Radius (R) Sheep 6 Hard 7th round $ 6 Diagram and a half (shaku) Sheep θ diagram
Claims (1)
対するノズルダイヤフラム内輪の面上で上記タービンロ
ータ羽根車の羽根植込部に相当する位置に、タービンロ
ータ羽根車とノズルダイヤフラム内輪との軸方向間隔を
狭める間隙調整部材を配設したことを特徴とする蒸気タ
ービン。 ２、前記間隙調整部材を、複数本の歯を有するラビリン
スパッキンで構成し、前記歯が前記タービンロータ羽根
車の方向に向けて環状に配設した特許請求の範囲第１項
に記載の蒸気タービン。 ３、前記間隙調整部材を、環状の板材で構成した特許請
求の範囲第１項に記載の蒸気タービン。[Scope of Claims] 1. On the surface of the inner ring of the nozzle diaphragm facing the turbine rotor impeller in which the turbine blades are installed, the turbine rotor impeller and the nozzle are placed at a position corresponding to the blade implantation part of the turbine rotor impeller. A steam turbine characterized in that a gap adjustment member is provided to narrow the axial distance between the diaphragm inner ring and the diaphragm inner ring. 2. The steam turbine according to claim 1, wherein the gap adjustment member is constituted by a labyrinth packing having a plurality of teeth, and the teeth are arranged in an annular shape toward the turbine rotor impeller. . 3. The steam turbine according to claim 1, wherein the gap adjustment member is formed of an annular plate material.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7168686A JPS62225703A (en) | 1986-03-28 | 1986-03-28 | Steam turbine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7168686A JPS62225703A (en) | 1986-03-28 | 1986-03-28 | Steam turbine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62225703A true JPS62225703A (en) | 1987-10-03 |
Family
ID=13467686
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP7168686A Pending JPS62225703A (en) | 1986-03-28 | 1986-03-28 | Steam turbine |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS62225703A (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7086233B2 (en) | 2003-11-26 | 2006-08-08 | Siemens Power Generation, Inc. | Blade tip clearance control |
| JP2007120321A (en) * | 2005-10-25 | 2007-05-17 | Toshiba Corp | Steam turbine nozzle and steam turbine |
| US7708518B2 (en) | 2005-06-23 | 2010-05-04 | Siemens Energy, Inc. | Turbine blade tip clearance control |
| JP2012057584A (en) * | 2010-09-13 | 2012-03-22 | Hitachi Ltd | Steam turbine |
-
1986
- 1986-03-28 JP JP7168686A patent/JPS62225703A/en active Pending
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7086233B2 (en) | 2003-11-26 | 2006-08-08 | Siemens Power Generation, Inc. | Blade tip clearance control |
| US7708518B2 (en) | 2005-06-23 | 2010-05-04 | Siemens Energy, Inc. | Turbine blade tip clearance control |
| JP2007120321A (en) * | 2005-10-25 | 2007-05-17 | Toshiba Corp | Steam turbine nozzle and steam turbine |
| JP2012057584A (en) * | 2010-09-13 | 2012-03-22 | Hitachi Ltd | Steam turbine |
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