WO2010001656A1 - ガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービン - Google Patents

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WO2010001656A1
WO2010001656A1 PCT/JP2009/057984 JP2009057984W WO2010001656A1 WO 2010001656 A1 WO2010001656 A1 WO 2010001656A1 JP 2009057984 W JP2009057984 W JP 2009057984W WO 2010001656 A1 WO2010001656 A1 WO 2010001656A1
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WO
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rotor
turbine
passage
cooling air
cavity
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PCT/JP2009/057984
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English (en)
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Inventor
啓太 高村
橋本　真也
由里　雅則
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三菱重工業株式会社
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Publication date
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    • 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
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/06—Fluid supply conduits to nozzles or the like
    • F01D9/065—Fluid supply or removal conduits traversing the working fluid flow, e.g. for lubrication-, cooling-, or sealing fluids
    • 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
    • F01D11/001—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages for sealing space between stator blade and rotor
    • 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
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/08—Heating, heat-insulating or cooling means
    • F01D5/081—Cooling fluid being directed on the side of the rotor disc or at the roots of the blades
    • 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
    • F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
    • F01D5/08—Heating, heat-insulating or cooling means
    • F01D5/085—Heating, heat-insulating or cooling means cooling fluid circulating inside the rotor
    • F01D5/087—Heating, heat-insulating or cooling means cooling fluid circulating inside the rotor in the radial passages of the rotor disc
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/12—Cooling of plants
    • F02C7/16—Cooling of plants characterised by cooling medium
    • F02C7/18—Cooling of plants characterised by cooling medium the medium being gaseous, e.g. air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C7/00—Features, components parts, details or accessories, not provided for in, or of interest apart form groups F02C1/00 - F02C6/00; Air intakes for jet-propulsion plants
    • F02C7/28—Arrangement of seals

Definitions

  • the present invention relates to a cooling air supply structure for a gas turbine that supplies cooling air to turbine blades, and a gas turbine.
  • the gas turbine is composed of a compressor, a combustor, and a turbine.
  • the compressor compresses the air taken in from the air intake to produce high-temperature and high-pressure compressed air.
  • the combustor generates high-temperature and high-pressure combustion gas by supplying fuel to the compressed air and burning it.
  • the turbine is configured by alternately arranging a plurality of turbine stationary blades and turbine rotor blades in a casing, and the turbine rotor blades are driven by the combustion gas supplied to the exhaust passage to connect the generator. The rotor is rotated.
  • the combustion gas that has driven the turbine is converted into a static pressure by the diffuser and then released to the atmosphere.
  • the combustion gas acting on the plurality of turbine blades reaches 1500 ° C., and the turbine blades may be heated and damaged. Cooled by supplying to the moving blades.
  • Some conventional gas turbines take out air from a compressor and supply this air as cooling air to turbine blades.
  • Such a conventional gas turbine cooling air supply structure is provided with an introduction passage extending in the radial direction of the rotor inside the turbine vane.
  • the introduction passage is connected to an external pipe connected to the compressor on the outer peripheral side of the turbine stationary blade, and is connected to the air passage on the inner peripheral side of the turbine stationary blade.
  • the air passage is provided facing the rotor side and with the discharge port directed in the rotation direction of the rotor.
  • a rotor cavity is provided on the rotor side in a space surrounded by the disk and the rotor radially inward from the stationary blade.
  • the rotor cavity is formed with an opening for introducing moving blade cooling air toward the outer diameter direction of the rotor, and the turbine motion of the subsequent stage of the turbine stationary blade via a pressure increasing passage extending in the radial direction of the rotor. It is connected to a cooling passage provided inside the blade. Then, the cooling air led from the compressor to the introduction passage of the turbine vane through the external pipe is given a swirl flow by being discharged by the air passage with a velocity component in the same direction as the rotation of the rotor, and the rotor The air is fed into the cavity while the relative speed with respect to the peripheral speed is reduced, and is supplied to the cooling passage through the pressure increase passage.
  • a seal member that prevents leakage of cooling air into the casing is provided between the inner peripheral side of the turbine stationary blade and the outer peripheral surface of the rotor (see, for example, Patent Documents 1 and 2).
  • JP-T-2002-517652 gazette JP 2000-310127 A
  • the opening of the cavity is formed on the outer peripheral surface of the rotor, and the discharge port of the air passage is provided on the inner peripheral side of the turbine vane facing the outer peripheral surface of the rotor. ing.
  • the discharge port of the air passage is farther in the radial direction from the central axis that is the rotation center of the rotor than the connection port to the boosting passage in the cavity. For this reason, the rotation of the rotor causes the pressure at the position of the connection port of the pressure increase passage to be lower than the position of the discharge port of the air passage.
  • the pressure acting on the seal member is increased and the differential pressure is increased, so that the cooling air leaks to the combustion gas side and the thermal efficiency of the gas turbine is reduced.
  • the present invention has been made in view of the above, and provides a cooling air supply structure for a gas turbine and a gas turbine capable of reducing leakage of cooling air passing through the cavity to the combustion gas side. Objective.
  • cooling air supply structure for a gas turbine of the present invention fuel is supplied to the compressed air compressed by the compressor and burned, and the generated combustion gas is supplied to the turbine casing of the turbine.
  • a cooling air supply structure for a gas turbine that is provided in a gas turbine that obtains rotational power of the rotor and supplies cooling air to the turbine rotor blades of the turbine, provided in the interior of the turbine vane fixed in the turbine casing
  • the turbine casing in a manner communicating with the introduction passage, an introduction passage communicating with the inside and outside of the turbine casing, a rotor cavity having a space provided on the rotor side and having an opening along a circumferential direction of the rotor, and the introduction passage.
  • a cooling air outlet is provided at the inner periphery of the blade and faces the opening of the rotor cavity, and a swirler is provided at the outlet.
  • a cooling passage and a pressure increasing passage communicating with the cooling cavity to the cooling passage, and a discharge port of the nozzle and a connection port of the rotor cavity to the pressure increasing passage are radially formed from the central axis of the rotor. It is characterized by being arranged with the same distance.
  • the seal member is constituted by a brush seal.
  • fuel is supplied to the compressed air compressed by the compressor and burned by the combustor, and the generated combustion gas is sent to the turbine casing of the turbine to rotate the rotor.
  • an introduction passage provided inside a turbine stationary blade fixed in the turbine casing and communicating between the inside and the outside of the turbine casing, and provided on the rotor side along the circumferential direction of the rotor
  • a rotor cavity that forms a space having an opening, and is provided in an inner peripheral portion of the turbine vane in a manner communicating with the introduction passage, and a cooling air discharge port is directed to the opening of the rotor cavity and is directed to the discharge port.
  • the connection port to the boosting passage is arranged with a radial distance from the central axis of the rotor.
  • the gas turbine of the present invention is characterized in that the seal member is constituted by a brush seal.
  • the nozzle discharge port and the connection port of the pressure increasing passage are arranged at equal distances from the central axis of the rotor in the radial direction, the cooling immediately after being discharged from the nozzle discharge port It is possible to make the pressure of the air coincide with the pressure of the cooling air sent from the connection port to the pressure increasing passage.
  • the differential pressure applied to the upstream seal member can be reduced, leakage of cooling air into the turbine casing can be prevented, and a reduction in heat exchange of the gas turbine can be suppressed.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a gas turbine according to the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram showing the turbine internal structure of the embodiment of the gas turbine shown in FIG.
  • FIG. 3 is a pressure change diagram of the cooling air of the gas turbine shown in FIG.
  • FIG. 4 is a schematic configuration diagram showing a turbine internal structure of a conventional example in a gas turbine.
  • the gas turbine cooling air supply structure and gas turbine supply the extracted air taken out from the intermediate stage of the compressor to the moving blade as cooling blade cooling air for the turbine through the turbine stationary blade.
  • the gas turbine includes a compressor 1, a combustor 2, and a turbine 3.
  • the compressor 1 has an air intake port 11 for taking in air, a plurality of compressor vanes 13 and compressor blades 14 are alternately arranged in a compressor casing 12, and a bleed manifold 15 is provided on the outside thereof. It has been.
  • the combustor 2 supplies fuel to the compressed air compressed by the compressor 1 and ignites it with a burner to produce high-temperature and high-pressure combustion gas.
  • a plurality of turbine stationary blades 32 and turbine rotor blades 33 are alternately arranged in a turbine casing 31.
  • An exhaust chamber 34 having an exhaust diffuser 34 a continuous with the turbine 3 is provided on the rear side of the turbine casing 31. Further, the rotor 4 is disposed so as to penetrate through the center of the compressor 1, the combustor 2, the turbine 3, and the exhaust chamber 34.
  • the rotor 4 has an end portion on the compressor 1 side supported by a bearing portion 41, while an end portion on the exhaust chamber 34 side is supported by a bearing portion 42, and is provided so as to be rotatable about its own central axis S. It has been.
  • a plurality of disks (fixing members) are fixed to the rotor 4, the rotor blades 14 and 33 are connected to each other, and a drive shaft of a generator (not shown) is connected to the end on the exhaust chamber 34 side. ing.
  • the air taken in from the air intake port 11 of the compressor 1 passes through the plurality of compressor stationary blades 13 and the compressor moving blades 14 and is compressed to become high-temperature and high-pressure compressed air, and the combustor 2
  • the fuel is burned by supplying a predetermined fuel to the compressed air.
  • the high-temperature and high-pressure combustion gas generated in the combustor 2 passes through the plurality of turbine stationary blades 32 and the turbine rotor blades 33 constituting the turbine 3 to rotationally drive the rotor 4. Electric power is generated by applying rotational power to the generator connected to.
  • the exhaust gas that rotationally drives the rotor 4 is converted to static pressure by the exhaust diffuser 34a in the exhaust chamber 34 and then released to the atmosphere.
  • an introduction passage 324 is provided in the turbine stationary blade 32.
  • the introduction passage 324 is formed of a tubular body provided inside the stationary blade 321 so as to extend along the stationary blade 321 in the radial direction of the rotor 4 (direction of arrow A shown in FIG. 2).
  • the introduction passage 324 introduces cooling air from the outside of the turbine casing 31 by communicating with the external pipe 5 outside the turbine casing 31.
  • the introduction passage 324 passes through the inner shroud 322 of the stationary blade 321.
  • a retaining ring 323 formed in an annular shape along the circumferential direction of the rotor 4 is provided on the inner peripheral portion of the turbine stationary blade 321.
  • a stationary blade cavity 325 forming a space is formed inside the holding ring 323, and an end portion of the introduction passage 324 is disposed in the stationary blade cavity 325. That is, the stationary blade cavity 325 communicates with the introduction passage 324.
  • the cooling air supplied to the stationary blade cavity 325 is on a plane parallel to the rotor center axis S from the tips of the plurality of nozzles 326 provided at the lower portion (inner side in the rotor radial direction) of the stationary blade cavity 325, In addition, a swirling flow is blown toward the rotor cavity 334 in a direction having a certain angle with respect to the rotor center axis S.
  • the turbine rotor blade 33 fixed to the rotor 4 side includes a plurality of rotor blades 331.
  • the moving blade 331 is attached in an annular shape along the outer peripheral surface of the disk (fixing member) 333.
  • the adjacent disks 333 are stacked in the extending direction of the central axis S of the rotor 4 (in the direction of arrow B shown in FIG. 2) and fastened with a spindle bolt (not shown), so that the rotor 4 is integrated as a whole. Is forming.
  • a plate-like arm portion 333a is projected from the disk 333 located on the downstream side toward the upstream side in the axial direction of the rotor 4 (left side as viewed from the front in FIG. 2).
  • a seal portion 328 is provided between the inner peripheral end surface 323 a of the holding ring 323.
  • the rotor cavity 334 is disposed on the inner side in the rotor radial direction from the arm portion 333a, and is formed by being surrounded by the plate-like arm portion 333b protruding from the mutually facing surfaces of the adjacent disks 333 and the arm portion 333a.
  • These arm portions 333 a and 333 b are formed in an annular shape along the circumferential direction of the rotor 4.
  • a seal portion 329 is provided in a gap between the arm portion 333 b protruding from the disk 333 located on the upstream side and the inner peripheral end surface 323 b of the holding ring 323, and the cooling air leaks to the upstream combustion chamber cavity 351. Is preventing.
  • a seal member 335 closes between the opposing tips of the pair of arm portions 333 b protruding from the upstream and downstream disks 333.
  • the space of the rotor cavity 334 including the facing surface of the adjacent disk 333 and having the opening 334 a facing the upstream side along the circumferential direction of the rotor 4 is annularly defined along the circumferential direction of the rotor 4. ing.
  • a purge hole 323c for purging the cooling air in the stationary vane cavity 325 toward the upstream combustion chamber cavity 351 is formed in the lower wall surface of the holding ring 323 (the side closer to the center of the rotor 4). ing.
  • the purge hole 323 c plays a role of preventing the combustion gas on the combustion gas (gas path) side from flowing backward to the upstream combustion chamber cavity 351 by continuously blowing out a small amount of cooling air.
  • the downstream disk 333 forming the rotor cavities 334 is annularly arranged in a sectional view cut by a plane perpendicular to the rotor axial direction.
  • a plurality of cooling passages 336 and pressure increase passages 337 are formed.
  • the cooling passage 336 is formed along the extending direction of the central axis S of the rotor 4 inside the disk 333, and is disposed on the outer side in the radial direction of the rotor 4 with respect to the rotor cavity 334, and the moving blade 331 at the moving blade bottom 331a.
  • the pressure increasing passage 337 extends in the radial direction of the rotor 4 and communicates with the cooling passage 336 on the downstream side of the pressure increasing passage 337.
  • the upstream side of the pressure increasing passage 337 communicates with the rotor cavity 334 via the connection port 337a. Therefore, the cooling air in the rotor cavity 334 is introduced from the connection port 337a of the pressure increasing passage 337 into the pressure increasing passage 337 formed in the disk 333, flows in the cooling passage 336, and flows from the blade bottom 331a to the moving blade 331. Then, after cooling the inner wall and the like of the moving blade 331, it is discharged into the combustion gas.
  • the nozzle 326 disposed on the inner side in the radial direction of the retaining ring 323 of the turbine stationary blade 321 is disposed to face the opening 334 a of the rotor cavity 334.
  • the nozzle 326 has a plurality of discharge ports 326 a along the circumferential direction of the rotor 4, and the discharge ports 326 a are provided in parallel to the rotor axis toward the opening 334 a of the rotor cavity 334.
  • a swirler 327 is provided at the discharge port 326 a of the nozzle 326. The swirler 327 guides the cooling air toward the rotation direction of the rotor 4 and gives a swirl flow to the cooling air so that the cooling air easily moves to the rotor cavity 334 side.
  • the nozzle 326 provided with the swirler 327 is annularly arranged around the central axis S of the rotor 4 so that the cooling air is blown at a certain angle in the rotation direction of the rotor 4 with respect to the central axis S of the rotor 4. .
  • the discharge port 326 a of the nozzle 326 is within the range of the inlet cross section of the opening 334 a of the rotor cavity 334, and the discharge port 326 a of the nozzle 326 and the connection port 337 a of the pressure increase passage 337 have a radius from the central axis S of the rotor 4. They are arranged with the same distance in the direction.
  • the type of the nozzle 326 may be either a tubular nozzle or a wing type nozzle.
  • the seal portion 328 is provided between the inner peripheral end surface 323a of the retaining ring 323 of the turbine stationary blade 321 and the outer peripheral surface of the arm portion 333a. Further, a seal portion 329 is disposed between the arm portion 333 b protruding from the upstream disk 333 and the inner peripheral end surface 323 b of the holding ring 323. The presence of these seal portions 328 and 329 prevents the cooling air from leaking into the downstream combustion chamber cavity 352 and the upstream combustion chamber cavity 351, thereby avoiding a decrease in the thermal efficiency of the gas turbine.
  • the seal portion 328 is composed of a brush seal 328a and a labyrinth seal 328b, and the seal portion 329 is composed of a brush seal, but is not limited to this type.
  • a leaf seal may be used instead of the brush seal, and other seal types may be used.
  • cooling air supply structure configured in this way, a part of the compressed air compressed by the compressor 1 is extracted from the extraction manifold 15 of the compressor casing 12 by the external pipe 5, and this compressed air is used as cooling air for turbine static It is fed into the introduction passage 324 of the blade 321.
  • the cooling air is discharged from the discharge port 326 a of the nozzle 326 through the stationary blade cavity 325.
  • the cooling air discharged from the nozzle 326 is discharged with the same tangential speed component as the rotation direction of the rotor 4, thereby reducing the relative speed difference with the rotor 4.
  • connection port 337a By matching the speed component of the discharged cooling air in the rotor rotation direction with the peripheral speed at the connection port 337a, pressure loss is suppressed when the cooling air is introduced from the connection port 337a to the pressure increase passage 337. it can.
  • the cooling air sent into the rotor cavity 334 is pressurized by the pumping action of the centrifugal force in the pressure increasing passage 337, supplied to the cooling passage 336, and released from the blade bottom 331a to the turbine blade 331. In this way, the turbine blade 33 is cooled by the cooling air supplied to the turbine blade 33.
  • the pressure change is displayed on the downstream side of the pressure increase passage 337 (P3), in the cooling passage 336 (P4), and the moving blade
  • the combustion gas (P5) in the vicinity of 331, the upstream side of the seal part 329 (P6), and the downstream side of the seal part 329 (P7: upstream side combustion cavity 351) were targeted.
  • a change in pressure can be calculated from the principle of a free vortex that rotates and flows. At other locations, the pressure change is calculated from the pressure loss of the fluid.
  • Expression 1 is an expression showing a relative pressure change at the comparison position 2 with respect to the reference position 1.
  • connection port 337a shows the change in pressure at the connection port 337a (comparison position P2) located at the downstream end of the cooling air flow in the rotor cavity 334, with the pressure at the discharge port 326a (reference position P1) as the reference pressure. Indicated. Further, the pressure in the rotor cavity 334 (connection port 337a (P2)) is indicated as a reference pressure.
  • the horizontal axis displays each target position, and the vertical axis indicates the pressure.
  • the solid line indicates the case of the present invention, and the dotted line indicates the case of the conventional example.
  • the position of the connection port 337 a of the pressure increasing passage 337 in the rotor cavity 334 is smaller than the position of the nozzle discharge port 326 a by the distance from the rotation center of the rotor 4 ( The inner side of the rotor radial direction).
  • the structure shown in FIG. 4 is basically the same as the structure shown in FIG. 2, except that the shape of the nozzle 326, the discharge direction of the discharge port 326a, and the relative position of the discharge port 326a and the rotor cavity 334 are different. This is different from the case of the present invention shown in FIG. Therefore, the same reference numerals are used in FIGS. 2 and 4 for the configuration of each common part, and detailed description thereof is omitted.
  • the distances from the rotor rotation center of the discharge port 326a (P1) and the connection port 337a (P2) of the nozzle 326 are set to be the same.
  • the pressure is the same according to Equation 1, and as shown by the solid line in FIG. 3, there is almost no pressure change from the discharge port 326a (P1) to the connection port 337a (P2), and the pressure is almost constant.
  • the discharge port 326a (P1) has a longer distance from the rotor rotation center than the connection port 337a (P2).
  • the pressure of P2) is lower than the discharge port 326a (P1). This is shown in FIG.
  • the pressure in the rotor cavity 334 is considered to be the same pressure at any place as long as the distance from the center of rotation does not change, and there is no problem.
  • the cooling air that has flowed into the pressure increase passage 337 from the connection port 337a is pressurized in the pressure increase passage 337. That is, the pressure increasing passage 337 is a flow path radially disposed in the disk 333, and the cooling air flowing in from the connection port 337a (P2) receives a centrifugal force and is boosted by its pumping action. Further, when the cooling air flows in the cooling passage 336 and flows into the moving blade 331 from the moving blade blade bottom 331a, the pressure is slightly reduced due to pressure loss. The cooling air supplied into the moving blade 331 is discharged into the combustion gas (P5) after cooling the inside of the moving blade 331.
  • the pressure in the rotor cavity 334 is uniquely determined from the pressure on the combustion gas side (P5) at the end of the rotor blade 331 from which the cooling air is discharged. That is, the pressure of the rotor cavity 334 can be calculated by adding the pressure loss of the cooling air passage to the pressure of the combustion gas flow.
  • the pressure of the combustion gas (P5) in the vicinity of the moving blade 331 is lower than the downstream side (P7) of the seal portion 329 because the combustion gas passes through the stationary blade 321 and the moving blade 331 and a pressure loss occurs.
  • the same concept can be applied to the present invention and the conventional example. Therefore, the pressure change from the connection port 337a (P2) of the pressure increasing passage 337 to the combustion gas side (P5) in the vicinity of the moving blade 331 through the moving blade 331, as shown by the solid line in FIG. Same pressure change.
  • the pressure in the vicinity of the discharge port 326a of the nozzle 326 is different between the present invention and the conventional example, and leakage of cooling air to the combustion gas side becomes a problem.
  • the discharge port 326a (P1) of the nozzle 326 and the rotor cavity 334 are at the same distance from the rotation center of the rotor 4, and no differential pressure is generated between them.
  • the rotation radius r is different as described above, a pressure difference is generated. That is, since the position of the seal portion 329 is close to the discharge port 326a of the nozzle 326, in the conventional example, the pressure in the discharge port 326a (P1) is higher than the pressure in the rotor cavity 334 (connection port 337a (P2)).
  • the pressure of the discharge port 326a (P1) of the nozzle 326 is relatively higher than that in the rotor cavity 334 (connection port 337a (P2)).
  • the upstream side (P6) of the seal portion 329 in the vicinity also shows substantially the same pressure. Therefore, a relatively large differential pressure is generated between the upstream combustion gas cavity 351 (P7) and the upstream side (P6) of the seal portion 329, and the cooling air may leak through the seal portion 329.
  • the discharge port 326a (P1) of the nozzle 326 and the connection port 337a (P2) to the pressure increase passage 337 of the rotor cavity 334 are provided.
  • the cooling air at the nozzle 326 is adjusted so that the speed component in the rotor rotation direction of the cooling air immediately after being discharged from the discharge port 326a (P1) of the nozzle 326 matches the peripheral speed of the connection port 337a (P2). Is selected, the pressure loss of the cooling air at the connection port 337a (P2) can be minimized. As a result, the pressure change of the cooling air from the rotor cavity 334 to the rotor blade 331 can be stabilized, and the reliability of the cooling performance can be improved.
  • the cooling air in the stationary vane cavity 325 is purged to the upstream combustion chamber cavity 351 little by little via the purge hole 323c provided in the holding ring 323, and is discharged from the combustion gas (gas path) side. Prevents backflow of combustion gas.
  • the differential pressure at the seal portion 329 pressure difference between the upstream combustion chamber cavity 351 (P7) and the upstream side (P6) of the seal portion 329) is large as in the prior art, the seal portion 329
  • the cooling air in the rotor cavity 334 leaks from the seal portion 329 to the upstream combustion chamber cavity 351, and the amount of cooling air supplied to the moving blades decreases. The rotor blades cannot be cooled sufficiently.
  • the discharge port 326a (P1) of the nozzle 326 and the connection port 337a (P2) to the pressure increase passage 337 of the rotor cavity 334 are arranged in the radial direction from the central axis S of the rotor 4. Therefore, the differential pressure is not generated between the upstream combustion chamber cavity 351 (P7) and the upstream side (P6) of the seal portion 329, and the pressures can be made substantially the same.
  • the present invention it is possible to minimize the leakage of the cooling air amount to the combustion gas side, to stably supply the cooling air to the moving blade, and to prevent the thermal efficiency of the gas turbine from being lowered.
  • the cooling air supply structure of the gas turbine may be applied to the turbine blades 33 of all stages of the turbine 3, but for the turbine blades 33 of a predetermined stage to be cooled. It may be applied.
  • the nozzle outlet and the connection port of the pressure increasing passage are arranged at equal distances from the central axis of the rotor in the radial direction, immediately after being discharged from the nozzle outlet. It is possible to make the pressure of the cooling air coincide with the pressure of the cooling air sent from the connection port to the pressure increasing passage. As a result, since the differential pressure applied to the upstream seal member can be reduced, leakage of cooling air into the turbine casing can be prevented, and a reduction in heat exchange of the gas turbine can be suppressed.
  • the cooling air supply structure for a gas turbine and the gas turbine according to the present invention are useful for supplying cooling air to a turbine rotor blade, and in particular, when supplying cooling air to a rotor blade, It is suitable for providing a device that suppresses air leakage.

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Abstract

　この発明は、タービンケーシング（３１）内に固定されたタービン静翼（３２）に内設されタービンケーシングの内外を連通する導入通路（３２４）と、ロータ側に設けられ該ロータの周方向に沿う開口を有したロータキャビティ（３３４）と、導入通路に連通する態様でタービン静翼の内周部に設けられロータキャビティの開口に吐出口（３２６ａ）を向け、かつ吐出口にスワラー（３２７）を有したノズル（３２６）と、タービン静翼とロータ側との間に設けられたブラシシール（３２８ａ）と、ロータに固定されて該ロータと共に回転し、かつタービン動翼（３３）を固定するディスク（３３３）の内部に設けられた冷却通路（３３６）と、冷却通路にロータキャビティを連通する昇圧通路（３３７）とを備え、ノズルの吐出口とロータキャビティの前記昇圧通路への接続口（３３７ａ）とを、ロータの中心軸線から半径方向に等距離（ｒ）で配置する。

Description

ガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービン
　本発明は、タービン動翼に冷却空気を供給するガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービンに関するものである。
　ガスタービンは、圧縮機と燃焼器とタービンとにより構成されている。圧縮機は、空気取入口から取り込まれた空気を圧縮させることで高温・高圧の圧縮空気とする。燃焼器は、圧縮空気に対して燃料を供給して燃焼させることで高温・高圧の燃焼ガスとする。タービンは、ケーシング内に複数のタービン静翼およびタービン動翼が交互に配設されて構成されており、排気通路に供給された燃焼ガスによりタービン動翼が駆動されることで発電機の連結されたロータを回転駆動する。そして、タービンを駆動した燃焼ガスは、ディフューザにより静圧に変換されてから大気に放出される。このように構成されるガスタービンにおいては、複数のタービン動翼に作用する燃焼ガスが１５００℃にも達し、タービン動翼を加熱して破損させてしまうおそれがあることから、冷却空気を各タービン動翼に供給して冷却している。
　従来のガスタービンでは、圧縮機から空気を取り出し、この空気を冷却空気としてタービン動翼に供給するものがある。このような従来のガスタービンの冷却空気供給構造は、タービン静翼の内部でロータの半径方向に延在する導入通路が設けられている。この導入通路は、タービン静翼の外周側にて圧縮機に繋がる外部配管に接続され、タービン静翼の内周側にて空気通路に接続されている。空気通路は、ロータ側に向き、かつロータの回転方向に吐出口を向けて設けられている。また、静翼より半径方向内側のディスクとロータとに囲まれた空間のロータ側には、ロータキャビティが設けられている。ロータキャビティは、ロータの外径方向に向けて動翼冷却用空気を導入する開口が形成されていると共に、ロータの半径方向に延在する昇圧通路を介して前記タービン静翼の後段のタービン動翼の内部に設けられた冷却通路に接続されている。そして、圧縮機から外部配管を通じてタービン静翼の導入通路に導かれた冷却空気は、空気通路によりロータの回転と同じ方向の速度成分を持って吐出されることで旋回流を与えられると共に、ロータ周速との相対速度が減少されつつキャビティ内に送り込まれ、昇圧通路を介して冷却通路に供給される。なお、タービン静翼の内周側とロータの外周面との間には、ケーシング内への冷却空気の漏洩を防止するシール部材が設けられている（例えば、特許文献１、２参照）。
特表２００２－５１７６５２号公報 特開２０００－３１０１２７号公報
　上述した従来のガスタービンの冷却空気供給構造では、キャビティの開口がロータの外周面に形成されており、このロータの外周面に向くタービン静翼の内周側に空気通路の吐出口が設けられている。このような構成では、空気通路の吐出口が、キャビティ内の昇圧通路への接続口よりも、ロータの回転中心となる中心軸線から半径方向への距離が遠い。このため、ロータの回転により、空気通路の吐出口の位置よりも昇圧通路の接続口の位置での圧力が低くなる。この結果、シール部材に作用する圧力が大きくなり差圧が大きくなるため、燃焼ガス側への冷却空気の漏洩が生じ、ガスタービンの熱効率の低下を招くことになる。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、キャビティ内を通過する冷却空気の燃焼ガス側への漏洩を低減することのできるガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービンを提供することを目的とする。
　上記の目的を達成するために、本発明のガスタービンの冷却空気供給構造では、圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼させ、発生した燃焼ガスをタービンのタービンケーシングに送ってロータの回転動力を得るガスタービンに設けられ、前記タービンのタービン動翼に冷却空気を供給するガスタービンの冷却空気供給構造において、前記タービンケーシング内に固定されたタービン静翼の内部に設けられて前記タービンケーシングの内外を連通する導入通路と、前記ロータ側に設けられて該ロータの周方向に沿う開口を有した空間を成すロータキャビティと、前記導入通路に連通する態様で前記タービン静翼の内周部に設けられて前記ロータキャビティの開口に冷却空気の吐出口を向け、かつ前記吐出口にスワラーを有したノズルと、前記タービン静翼と前記ロータ側との間に設けられたシール部材と、前記ロータに固定されて該ロータと共に回転し、かつ前記タービン動翼を固定する固定部材の内部に設けられた冷却通路と、前記冷却通路に前記ロータキャビティを連通する昇圧通路とを備え、前記ノズルの吐出口と前記ロータキャビティの前記昇圧通路への接続口とを、前記ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置したことを特徴とする。
　また、本発明のガスタービンの冷却空気供給構造では、前記シール部材がブラシシールから構成されていることを特徴とする。
　上記の目的を達成するために、本発明のガスタービンでは、圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼させ、発生した燃焼ガスをタービンのタービンケーシングに送ってロータの回転動力を得るガスタービンにおいて、前記タービンケーシング内に固定されたタービン静翼の内部に設けられて前記タービンケーシングの内外を連通する導入通路と、前記ロータ側に設けられて該ロータの周方向に沿う開口を有した空間を成すロータキャビティと、前記導入通路に連通する態様で前記タービン静翼の内周部に設けられて前記ロータキャビティの開口に冷却空気の吐出口を向け、かつ前記吐出口にスワラーを有したノズルと、前記タービン静翼と前記ロータ側との間に設けられたシール部材と、前記ロータに固定されて該ロータと共に回転し、かつ前記タービン動翼を固定する固定部材の内部に設けられた冷却通路と、前記冷却通路に前記ロータキャビティを連通する昇圧通路とを備え、前記ノズルの吐出口と前記ロータキャビティの前記昇圧通路への接続口とを、前記ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置したことを特徴とする。
　また、本発明のガスタービンでは、前記シール部材がブラシシールから構成されていることを特徴とする。
　本発明によれば、ノズルの吐出口と、昇圧通路の接続口とが、ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置されているため、ノズルの吐出口から吐出された直後の冷却空気の圧力と、接続口から昇圧通路に送られる冷却空気の圧力とを一致させることが可能になる。この結果、上流側のシール部材に掛かる差圧を低減できるため、タービンケーシング内への冷却空気の漏洩を防ぐことができ、ガスタービンの熱交換の低下を抑制できる。
図１は、本発明に係るガスタービンを示す概略構成図である。 図２は、図１に示したガスタービンにおける実施例のタービン内部構造をあらわす概略構成図である。 図３は、図１に示したガスタービンの冷却空気の圧力変化図である。 図４は、ガスタービンにおける従来例のタービン内部構造をあらわす概略構成図である。
　以下に添付図面を参照して、本発明に係るガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービンの好適な実施例を詳細に説明する。なお、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。
　本実施例のガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービンは、圧縮機の中間段から取り出した抽気空気をタービンの動翼用冷却空気として動翼に供給する際に、タービン静翼を介して供給するものである。ガスタービンは、図１に示すように、圧縮機１と燃焼器２とタービン３とにより構成されている。圧縮機１は、空気を取り込む空気取入口１１を有し、圧縮機ケーシング１２内に複数の圧縮機静翼１３と圧縮機動翼１４とが交互に配設され、その外側に抽気マニホールド１５が設けられている。燃焼器２は、圧縮機１で圧縮された圧縮空気に対して燃料を供給し、バーナで点火することで高温・高圧の燃焼ガスとするものである。タービン３は、タービンケーシング３１内に複数のタービン静翼３２とタービン動翼３３とが交互に配設されている。
　タービンケーシング３１の後側には、タービン３に連続する排気ディフューザ３４ａを有した排気室３４が設けられている。また、圧縮機１、燃焼器２、タービン３および排気室３４の中心部を貫通するようにロータ４が配置されている。ロータ４は、圧縮機１側の端部が軸受部４１により支持されている一方、排気室３４側の端部が軸受部４２により支持されて、自身の中心軸線Ｓを中心として回転自在に設けられている。そして、このロータ４に複数のディスク（固定部材）が固定され、各動翼１４，３３が連結されると共に、排気室３４側の端部に発電機（図示せず）の駆動軸が連結されている。
　従って、圧縮機１の空気取入口１１から取り込まれた空気が、複数の圧縮機静翼１３と圧縮機動翼１４とを通過して圧縮されることで高温・高圧の圧縮空気となり、燃焼器２にて、この圧縮空気に対して所定の燃料を供給することで燃焼させる。そして、この燃焼器２で生成された高温・高圧の燃焼ガスが、タービン３を構成する複数のタービン静翼３２とタービン動翼３３とを通過することでロータ４を回転駆動し、このロータ４に連結された発電機に回転動力を付与することで発電を行う。そして、ロータ４を回転駆動した排気ガスは排気室３４の排気ディフューザ３４ａで静圧に変換されてから大気に放出される。
　このように構成されたガスタービンでは、図１に示すように、圧縮機１で圧縮した圧縮空気の一部を圧縮機ケーシング１２の中間段の抽気マニホールド１５から外部配管５によって抽気し、この圧縮空気（抽気空気）を冷却空気としてタービンケーシング３１の内部に送り込むようにしている。なお、外部配管５に外部クーラ５１を設けても良い。そして、タービンケーシング３１の内部に送り込まれた冷却空気は、タービン動翼３３に供給される。以下、タービン動翼３３に冷却空気を供給する冷却空気供給構造について説明する。
　図２に示すように、タービン静翼３２には、導入通路３２４が設けられている。導入通路３２４は、静翼３２１の内部で該静翼３２１に沿ってロータ４の半径方向（図２に示す矢印Ａ方向）に延在して設けられた管状体からなる。導入通路３２４は、タービンケーシング３１の外部で外部配管５に連通することでタービンケーシング３１の外部から冷却空気を導入するものである。この導入通路３２４は、静翼３２１の内側シュラウド３２２を貫通している。さらに、タービン静翼３２１の内周部には、ロータ４の周方向に沿って環状に形成された保持環３２３が設けられている。保持環３２３の内部には、空間を成す静翼キャビティ３２５が形成され、この静翼キャビティ３２５内に導入通路３２４の端部が配設されている。すなわち、静翼キャビティ３２５は、導入通路３２４に連通している。静翼キャビティ３２５に供給された冷却空気は、静翼キャビティ３２５の下部（ロータ径方向の内側）に設けられた複数のノズル３２６の先端から、ロータ中心軸線Ｓと平行な平面上であって、かつロータ中心軸線Ｓに対して一定の角度をもたせた方向に、旋回流となってロータキャビティ３３４に向かって吹出している。
　ロータ４側に固定されたタービン動翼３３は、複数の動翼３３１によって構成されている。動翼３３１は、ディスク（固定部材）３３３の外周面に沿って環状に取り付けられている。また、互いに隣接するディスク３３３は、ロータ４の中心軸線Ｓの延在方向（図２に示す矢印Ｂ方向）に積層され、スピンドルボルト（図示せず）で締結されて、全体として一体のロータ４を形成している。
　そして、タービン静翼３２の保持環３２３（内周部）が対向する部位には、静止部材である保持環３２３と回転部材であるディスク３３３との隙間から、冷却空気が下流側燃焼室キャビティ３５２へ流失することを防止するため、下流側に位置するディスク３３３からロータ４の軸方向の上流側（図２の正面視で左側）に向けて板片状のアーム部３３３ａを張り出し、アーム部３３３ａと保持環３２３の内周端面３２３ａとの間にシール部３２８を設けている。さらに、前記ロータキャビティ３３４は、アーム部３３３ａよりロータ半径方向の内側に配置され、隣接するディスク３３３の相互の対向面から突出する板片状のアーム部３３３ｂと上記アーム部３３３ａによって囲まれて形成されている。これらアーム部３３３ａ，３３３ｂは、ロータ４の周方向に沿って環状に形成されている。なお、上流側に位置するディスク３３３から張り出したアーム部３３３ｂと保持環３２３の内周端面３２３ｂとの隙間には、シール部３２９が設けられ、冷却空気が上流側燃焼室キャビティ３５１へ漏洩するのを防止している。また、上流側および下流側のディスク３３３より張り出した一対のアーム部３３３ｂの対向する先端の間がシール部材３３５で閉塞されている。これにより、隣接するディスク３３３の対向面を含み、ロータ４の周方向に沿って上流側に向く開口３３４ａを有したロータキャビティ３３４の空間が、ロータ４の周方向に沿って環状に画成されている。
　なお、保持環３２３の下部壁面（ロータ４の中心に近い側）には、静翼キャビティ３２５内の冷却空気を上流側燃焼室キャビティ３５１側に向けてパージするためのパージ孔３２３ｃが穿設されている。このパージ孔３２３ｃは、連続的に少量の冷却空気を吹き出すことにより、燃焼ガス（ガスパス）側の燃焼ガスが上流側燃焼室キャビティ３５１に逆流するのを防止する役割を果たしている。
　さらに、冷却空気をロータキャビティ３３４からそれぞれの動翼３３１に供給するため、ロータキャビティ３３４を形成する下流側のディスク３３３には、ロータ軸方向に垂直な面で切った断面視で、環状に配置された複数の冷却通路３３６および昇圧通路３３７が形成されている。冷却通路３３６は、ディスク３３３の内部でロータ４の中心軸線Ｓの延在方向に沿って形成され、ロータキャビティ３３４よりもロータ４の半径方向の外側に配置され、動翼翼底３３１ａで動翼３３１に連通している。昇圧通路３３７は、ロータ４の半径方向に延在して設けられており、昇圧通路３３７の下流側で冷却通路３３６に連通している。昇圧通路３３７の上流側は接続口３３７ａを介してロータキャビティ３３４に連通している。従って、ロータキャビティ３３４内の冷却空気は、昇圧通路３３７の接続口３３７ａからディスク３３３内に穿設された昇圧通路３３７に導入され、冷却通路３３６を流動して、動翼翼底３３１ａから動翼３３１内に供給され、動翼３３１の内壁等を冷却後、燃焼ガス中に放出される。
　タービン静翼３２１の保持環３２３の半径方向の内側に配設されたノズル３２６は、上記ロータキャビティ３３４の開口３３４ａに対向して配置されている。ノズル３２６は、ロータ４の周方向に沿って複数の吐出口３２６ａを有し、この吐出口３２６ａがロータキャビティ３３４の開口３３４ａに向けてロータ軸線と平行に設けられている。また、ノズル３２６の吐出口３２６ａには、スワラー３２７が設けられている。スワラー３２７は、冷却空気をロータ４の回転方向に向けて案内し、冷却空気に旋回流を与えて冷却空気がロータキャビティ３３４側へ乗り移り易くするものである。スワラー３２７を備えるノズル３２６は、ロータ４の中心軸線Ｓに対してロータ４の回転方向に一定の角度を持って冷却空気が吹き出すように、ロータ４の中心軸線Ｓ廻りに環状に配置されている。ノズル３２６の吐出口３２６ａは、ロータキャビティ３３４の開口３３４ａの入口断面の範囲内にあって、ノズル３２６の吐出口３２６ａと、昇圧通路３３７の接続口３３７ａとは、ロータ４の中心軸線Ｓから半径方向への距離を揃えて配置されている。ノズル３２６の形式は、管状ノズルまたは翼型ノズルのいずれの形式でもよい。
　また、タービン静翼３２１の保持環３２３の内周端面３２３ａと、アーム部３３３ａの外周面との間には、前述のようにシール部３２８が設けられている。また、上流側のディスク３３３から張り出したアーム部３３３ｂと保持環３２３の内周端面３２３ｂとの間には、シール部３２９が配置されている。これらシール部３２８，３２９の存在により、下流側燃焼室キャビティ３５２および上流側燃焼室キャビティ３５１へ冷却空気が漏洩するのを防止して、ガスタービンの熱効率の低下を回避している。なお、シール部３２８は、ブラシシール３２８ａおよびラビリンスシール３２８ｂから構成され、シール部３２９はブラシシールから構成されているが、この形式に限られるものではない。また、ブラシシールの代わりにリーフシールを用いてもよく、その他のシール形式を用いても構わない。
　このように構成された冷却空気供給構造では、圧縮機１で圧縮された圧縮空気の一部が圧縮機ケーシング１２の抽気マニホールド１５から外部配管５によって抽気され、この圧縮空気が冷却空気としてタービン静翼３２１の導入通路３２４に送り込まれる。冷却空気は、静翼キャビティ３２５を経てノズル３２６の吐出口３２６ａから吐出される。上述のように、ノズル３２６から吐出された冷却空気は、ロータ４の回転方向と同じ接線方向の速度成分を持って吐出されることで、ロータ４との相対速度差が減少される。吐出した冷却空気の速度成分のうちロータ回転方向の速度成分を、接続口３３７ａでの周速と一致させることにより、冷却空気が接続口３３７ａから昇圧通路３３７へ導入される際に圧力損失を抑制できる。ロータキャビティ３３４の内部に送り込まれた冷却空気は、昇圧通路３３７にて遠心力のポンピング作用で昇圧されて冷却通路３３６に供給され、動翼翼底３３１ａからタービン動翼３３１に開放される。このようにしてタービン動翼３３に供給された冷却空気によってタービン動翼３３が冷却されることになる。
　次に、ノズル３２６から吹き出した冷却空気の吐出口３２６ａから動翼３３１までの圧力変化について、図２～図４に基づき以下に説明する。
　圧力変化の表示箇所は、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）、昇圧通路３３７の接続口３３７ａ（Ｐ２）の他に、昇圧通路３３７下流側（Ｐ３）、冷却通路３３６内（Ｐ４）、動翼３３１近傍の燃焼ガス（Ｐ５）、シール部３２９上流側（Ｐ６）、およびシール部３２９下流側（Ｐ７：上流側燃焼キャビティ３５１）を対象とした。ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）からロータキャビティ３３４内（Ｐ２）までの間では、回転流動する自由渦の原理から圧力変化を算出できる。その他の場所は、流体の圧力損失から圧力変化を算出する。
　一般に回転流動する流体の自由渦の原理を用いて流体圧力の変化を計算する場合、回転中心からの距離ｒと流体圧力（静圧）との関係は、下記の数１式で示される。
（数１）Ｐ２／Ｐ１＝｛１＋〔（ｋ－１）／ｋ〕｝×〔（ｒ２×Ｖθ２）２／２ＲＴ１〕×〔（１／ｒ１）２－（１／ｒ２）２〕（ｋ／１－ｋ）
　ここで、Ｐは圧力（静圧）、ｒは回転半径、Ｖθは接線方向の流体の速度成分、Ｔは流体温度、Ｒは気体定数、ｋは比熱比を示す。数１式は、基準位置１に対する比較位置２における相対的な圧力変化を示す式である。
　図２において、ノズル３２６の吐出口３２６ａを基準位置Ｐ１とし、吐出口３２６ａから吐出した冷却空気がロータキャビティ３３４内を流動して、各昇圧通路３３７の接続口３３７ａ（比較位置Ｐ２）に到達すると想定した場合、接続口３３７ａ（比較位置Ｐ２）の吐出口３２６ａ（基準位置Ｐ１）に対する圧力変化は、数１式により算出できる。数１式で示されるように、比較位置の回転半径（ロータ回転中心からの距離ｒ）によって圧力が変わる。吐出口３２６ａ（基準位置Ｐ１）の圧力を基準圧力として、ロータキャビティ３３４内の冷却空気流の下流端に位置する接続口３３７ａ（比較位置Ｐ２）における圧力の変化を示したものが、図３に示される。また、ロータキャビティ３３４内（接続口３３７ａ（Ｐ２））の圧力を基準圧力と表示している。
　図３では、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）、昇圧通路３３７の接続口３３７ａ（Ｐ２）、昇圧通路３３７下流側（Ｐ３）、冷却通路３３６内（Ｐ４）、動翼３３１近傍の燃焼ガス（Ｐ５）、シール部３２９上流側（Ｐ６：シール部３２９付近のロータキャビティ側）、およびシール部３２９下流側（Ｐ７：上流側燃焼室キャビティ３５１）を表示し、各位置での相対的な圧力変化を示している。横軸は、上記の各対象位置を表示し、縦軸は圧力を示す。圧力変化図で、実線は本発明の場合を示し、点線は従来例の場合を示す。ここで、従来例とは、図４に示すように、ロータキャビティ３３４内の昇圧通路３３７の接続口３３７ａの位置が、ロータ４の回転中心からの距離で、ノズル吐出口３２６ａの位置より小さい（ロータ半径方向の内側）場合をいう。なお、図４に示す構造は、基本的に図２に示す構造と同じであるが、ノズル３２６の形状、吐出口３２６ａの吐出方向および吐出口３２６ａとロータキャビティ３３４の相対位置が異なる点が、図２に示す本発明の場合と相違する。従って、共通する各部の構成は、図２と図４では同じ符号を使用し、詳細な説明は省略している。
　図３に示すように、本発明の場合では、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）、接続口３３７ａ（Ｐ２）のロータ回転中心からの距離を同じと設定している。この場合、数１式によれば同一の圧力となり、図３の実線で示すように、吐出口３２６ａ（Ｐ１）から接続口３３７ａ（Ｐ２）への圧力変化はほとんどなく、ほぼ一定となる。一方、図４に示す従来例の場合は、接続口３３７ａ（Ｐ２）より吐出口３２６ａ（Ｐ１）の方が、ロータ回転中心からの距離が長いため、数１式によれば、接続口３３７ａ（Ｐ２）の圧力は、吐出口３２６ａ（Ｐ１）より低くなる。これを図３に示したものが、点線で示す圧力変化である。なお、冷却空気が、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）からロータキャビティ３３４内の接続口３３７ａ（Ｐ２）に至るまでの過程では、流動する冷却空気の旋回速度（ロータ接線方向の速度成分）と接続口３３７ａ（Ｐ２）の周速を一致させることにより、圧力損失はほとんど発生しない。従って、ロータキャビティ３３４内の圧力は、回転中心からの距離が変わらない限り、いずれの場所も同じ圧力と考えて支障がない。
　昇圧通路３３７の接続口３３７ａ（Ｐ２）より昇圧通路３３７に流入した冷却空気の動翼３３１までの圧力変化は、冷却空気流の圧力損失で決定されるため、本発明と従来例との間で違いはない。
　接続口３３７ａより昇圧通路３３７に流入した冷却空気は、昇圧通路３３７内において昇圧される。即ち、昇圧通路３３７は、ディスク３３３内で半径方向に放射状に配置された流路であり、接続口３３７ａ（Ｐ２）から流入した冷却空気は遠心力を受けてそのポンピング作用により昇圧される。さらに、冷却空気は冷却通路３３６内を流動し、動翼翼底３３１ａから動翼３３１内に流入する際に、圧力損失により若干圧力が低下する。動翼３３１内に供給された冷却空気は、動翼３３１の内部を冷却後、燃焼ガス（Ｐ５）中に放出される。一方、ロータキャビティ３３４の圧力は、冷却空気が放出される動翼３３１の末端の燃焼ガス側（Ｐ５）の圧力から一義的に決定される。即ち、燃焼ガス流の圧力に冷却空気通路の圧力損失分を加算することにより、ロータキャビティ３３４の圧力は算出できる。なお、動翼３３１近傍の燃焼ガス（Ｐ５）の圧力は、静翼３２１および動翼３３１を燃焼ガスが通過して圧力損失が生ずるので、シール部３２９下流側（Ｐ７）よりも低くなる。以上の説明は、本発明も従来例も同じ考え方を適用できる。従って、昇圧通路３３７の接続口３３７ａ（Ｐ２）より動翼３３１を経て動翼３３１近傍の燃焼ガス側（Ｐ５）までの圧力変化は、図３の実線で示すように、本発明も従来例も同じ圧力変化となる。
　次に、本発明と従来例では、ノズル３２６の吐出口３２６ａ近傍での圧力が異なっており、冷却空気の燃焼ガス側への漏洩が問題となる。
　図２に示す本発明の場合、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）とロータキャビティ３３４とはロータ４の回転中心から同じ距離にあり、両者の間には差圧が生じない。一方、図４に示す従来例では、上記のように回転半径ｒが異なるため、圧力差が生ずる。即ち、シール部３２９の位置がノズル３２６の吐出口３２６ａに近接しているため、従来例においては、ロータキャビティ３３４内（接続口３３７ａ（Ｐ２））の圧力より吐出口３２６ａ（Ｐ１）での圧力が相対的に高くなると、近接するシール部３２９上流側（Ｐ６）の圧力もロータキャビティ３３４内（接続口３３７ａ（Ｐ２））の圧力より高くなる。一方、上流側燃焼室キャビティ３５１側の圧力は燃焼ガス側から決定されるため、吐出口３２６ａ（Ｐ１）廻りの圧力変動の影響を受けることはない。つまり、吐出口３２６ａ（Ｐ１）での圧力が高くなると、シール部３２９前後の差圧が大きくなり、ロータキャビティ３３４側から燃焼ガス側へ冷却空気が漏洩し易くなる。図３の点線で示す従来例の圧力変化では、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）の圧力は、ロータキャビティ３３４内（接続口３３７ａ（Ｐ２））に比較して相対的に高い圧力となり、その近傍にあるシール部３２９の上流側（Ｐ６）も、ほぼ同じ圧力を示す。従って、上流側燃焼ガスキャビティ３５１（Ｐ７）とシール部３２９の上流側（Ｐ６）との間には比較的大きな差圧が生じ、シール部３２９を介して冷却空気が漏洩する可能性がある。
　本発明の場合は、この漏洩の問題を解決する方法を提供するものであり、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）と、ロータキャビティ３３４の昇圧通路３３７への接続口３３７ａ（Ｐ２）とを、前記ロータ４の中心軸線Ｓから半径方向への距離を揃えて配置することにより、図３の実線で示すように、上流側燃焼室キャビティ３５１（Ｐ７）とシール部３２９の上流側（Ｐ６）との間で差圧を生じさせないため、冷却空気の漏洩が少なく、ガスタービンの熱効率が向上する。また、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）から吐出された直後の冷却空気のロータ回転方向の速度成分と、接続口３３７ａ（Ｐ２）の周速とが一致するように、ノズル３２６での冷却空気の吹き出し条件を選定することにより、接続口３３７ａ（Ｐ２）での冷却空気の圧力損失を最小にすることができる。その結果、ロータキャビティ３３４から動翼３３１までの冷却空気の圧力変化を安定化させることができ、冷却性能の信頼性を向上できる。
　また、前述のように、保持環３２３に設けたパージ孔３２３ｃを介して、静翼キャビティ３２５内の冷却空気を少量ずつ上流側燃焼室キャビティ３５１へパージして、燃焼ガス（ガスパス）側からの燃焼ガスの逆流を防止している。従来技術のように、シール部３２９での差圧（上流側燃焼室キャビティ３５１（Ｐ７）とシール部３２９の上流側（Ｐ６）との間の圧力差）が大きい場合には、シール部３２９でのシールの破損又は劣化が生じた場合には、シール部３２９から上流側燃焼室キャビティ３５１に、ロータキャビティ３３４内の冷却空気が漏洩し、動翼へ供給される冷却空気量が減少して、動翼の冷却が十分に行えない。一方、本発明では、上述のように、ノズル３２６の吐出口３２６ａ（Ｐ１）とロータキャビティ３３４の昇圧通路３３７への接続口３３７ａ（Ｐ２）とを、前記ロータ４の中心軸線Ｓから半径方向への距離を揃えて配置するため、上流側燃焼室キャビティ３５１（Ｐ７）とシール部３２９の上流側（Ｐ６）との間で差圧を生じさせず、ほぼ同じ圧力とすることが出来る。そのため、シール部３２９が破損又は劣化した場合でも、ロータキャビティ３３４内の冷却空気が、シール部３２９を介して上流側燃焼室キャビティ３５１へ流出する事態を回避でき、燃焼ガス側へのパージ空気流を安定させることができる。
　本発明により、燃焼ガス側への冷却空気量の漏洩を最小限に抑えて、動翼への冷却空気の安定供給が可能となり、ガスタービンの熱効率の低下を防止できる。
　なお、上述した実施例において、ガスタービンの冷却空気供給構造は、タービン３の全ての段のタービン動翼３３に適用しても良いが、冷却対象となる所定段のタービン動翼３３に対して適用しても良い。
　本実施の形態によれば、ノズルの吐出口と、昇圧通路の接続口とが、ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置されているため、ノズルの吐出口から吐出された直後の冷却空気の圧力と、接続口から昇圧通路に送られる冷却空気の圧力とを一致させることが可能になる。この結果、上流側のシール部材に掛かる差圧を低減できるため、タービンケーシング内への冷却空気の漏洩を防ぐことができ、ガスタービンの熱交換の低下を抑制できる。
　以上のように、本発明に係るガスタービンの冷却空気供給構造およびガスタービンは、タービン動翼に冷却空気を供給することに有用であり、特に、動翼に冷却空気を供給する際に、冷却空気の漏洩を抑制する装置を提供する場合に適している。
　１　圧縮機
　１１　空気取入口
　１２　圧縮機ケーシング
　１３　圧縮機静翼
　１４　圧縮機動翼
　１５　抽気マニホールド
　２　燃焼器
　３　タービン
　３１　タービンケーシング
　３２　タービン静翼
　３２１　静翼
　３２２　内側シュラウド
　３２３　保持環
　３２４　導入通路
　３２５　静翼キャビティ
　３２６　ノズル
　３２７　スワラー
　３２８　シール部
　３２８ａ　ブラシシール（シール部材）
　３２８ｂ　ラビリンスシール
　３２９　シール部
　３３　タービン動翼
　３３１　動翼
　３３１ａ　動翼翼底
　３３２　プラネットホーム
　３３３　ディスク（固定部材）
　３３３ａ，３３３ｂ　アーム部
　３３４　ロータキャビティ
　３３４ａ　開口
　３３５　シール部材
　３３６　冷却通路
　３３７　昇圧通路
　３３７ａ　接続口
　３４　排気室
　３４ａ　排気ディフューザ
　３５１　上流側燃焼室キャビティ
　３５２　下流側燃焼室キャビティ
　４　ロータ
　４１，４２　軸受部
　５　外部配管
　５１　外部クーラ
　Ｓ　中心軸線

Claims (4)

  1. 　圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼させ、発生した燃焼ガスをタービンのタービンケーシングに送ってロータの回転動力を得るガスタービンに設けられ、前記タービンのタービン動翼に冷却空気を供給するガスタービンの冷却空気供給構造において、
    　前記タービンケーシング内に固定されたタービン静翼の内部に設けられて前記タービンケーシングの内外を連通する導入通路と、
    　前記ロータ側に設けられて該ロータの周方向に沿う開口を有した空間を成すロータキャビティと、
    　前記導入通路に連通する態様で前記タービン静翼の内周部に設けられて前記ロータキャビティの開口に冷却空気の吐出口を向け、かつ前記吐出口にスワラーを有したノズルと、
    　前記タービン静翼と前記ロータ側との間に設けられたシール部材と、
    　前記ロータに固定されて該ロータと共に回転し、かつ前記タービン動翼を固定する固定部材の内部に設けられた冷却通路と、
    　前記冷却通路に前記ロータキャビティを連通する昇圧通路と
    　を備え、前記ノズルの吐出口と前記ロータキャビティの前記昇圧通路への接続口とを、前記ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置したことを特徴とするガスタービンの冷却空気供給構造。
  2. 　前記シール部材がブラシシールから構成されていることを特徴とする請求項１に記載のガスタービンの冷却空気供給構造。
  3. 　圧縮機で圧縮した圧縮空気に燃焼器で燃料を供給して燃焼させ、発生した燃焼ガスをタービンのタービンケーシングに送ってロータの回転動力を得るガスタービンにおいて、
    　前記タービンケーシング内に固定されたタービン静翼の内部に設けられて前記タービンケーシングの内外を連通する導入通路と、
    　前記ロータ側に設けられて該ロータの周方向に沿う開口を有した空間を成すロータキャビティと、
    　前記導入通路に連通する態様で前記タービン静翼の内周部に設けられて前記ロータキャビティの開口に冷却空気の吐出口を向け、かつ前記吐出口にスワラーを有したノズルと、
    　前記タービン静翼と前記ロータ側との間に設けられたシール部材と、
    　前記ロータに固定されて該ロータと共に回転し、かつ前記タービン動翼を固定する固定部材の内部に設けられた冷却通路と、
    　前記冷却通路に前記ロータキャビティを連通する昇圧通路と
    　を備え、前記ノズルの吐出口と前記ロータキャビティの前記昇圧通路への接続口とを、前記ロータの中心軸線から半径方向への距離を揃えて配置したことを特徴とするガスタービン。
  4. 　前記シール部材がブラシシールから構成されていることを特徴とする請求項３に記載のガスタービン。
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