本发明涉及蒸汽轮机及燃气轮机等轴流式涡轮机。

轴流式涡轮机通过使工作流体通过定叶而使其增速并使其偏转到涡轮机转子的旋转方向，利用具有旋转方向的速度分量的流体对动叶施加动能而使涡轮机转子旋转。由于引起驱动此类涡轮机转子的工作流体的流动，因而，涡轮机的一级入口部与该级出口部相比处于高压，与此相应，在涡轮机转子的径向测得的一级出口流道的高度也比该级入口流道的高度高。因此，在各级的定叶环带外周部，通常，从一级的入口向出口其流道高度都单调地增高(参照专利文献1-日本特开2003-27901号公报)。
对于一般的涡轮机，如上所述，由于向一级出口定叶环带外周部的流道高度单调地增高，因而，通过了定叶的流体具有径向向外的速度分量。然而，今后，为了进一步提高性能，估计涡轮机的叶片将更长，动叶外周部的圆周速度有可能越来越高。按照现有的设计状态，在不将轴的长度加长而加长叶片的情况下，定叶环带外周部的倾斜角度将变得更陡，从而使流出了定叶的流体的径向向外的速度分量增加。其结果，流入动叶的流体的相对于动叶的相对速度有可能超过声速，因为易于产生动叶的冲击波损失等重要原因，导致涡轮机效率反而降低。

本发明的目的在于提供一种轴流式涡轮机，它可以抑制流入动叶的流体相对于动叶的相对速度并提高涡轮机的级效率。
为了实现上述发明目的，本发明的轴流式涡轮机具有多级由定叶和与该定叶的工作流体流动方向的下游测相对的动叶构成的级，其特征是，定叶按下述方式形成：构成与前一级的动叶相比具有叶片长度更长的动叶的级的定叶的外周部与含有涡轮机中心轴的面的交线至少包含该定叶的出口部并具有与涡轮机中心轴平行的流道直径相同部分。
根据本发明，可以抑制流入动叶的流体相对于动叶的相对速度并提高涡轮机的级效率。

图1是表示一般的轴流式涡轮机的涡轮机的一级部分的基本结构的剖面图。
图2是表示相对于动叶的工作流体的对动叶的相对流入速度向动叶的叶片长度方向变化的曲线图。
图3是在涡轮机的一级中对动叶的相对流入速度在动叶的前端侧达到超音速的原理的说明图。
图4是表示本发明的一个实施例的轴流式涡轮机的重要部位结构的剖面图。
图5是表示本发明的一个实施例的轴流式涡轮机的对动叶的相对流入速度的示意图。
图6是设有连接盖的动叶前端部的放大图。
图7是表示本发明的一种轴流式涡轮机的比较例的剖面图。
图8是以喉部与间距之比表示本发明的一个变形例的轴流式涡轮机的定叶的叶片长度的形状变化的曲线图。
图9是本发明的一个变形例的轴流式涡轮机的定叶的剖面图。
图10是表示本发明的一个变形例的轴流式涡轮机的对动叶的相对流入速度的示意图。
图11是表示在定叶动叶之间的静压力在叶片长度方向上的变化的曲线图。
图12是表示动叶内周一侧的对动叶的相对流入速度的示意图。
图13是表示相对动叶的工作流体对动叶的相对流入速度向动叶的叶片长度方向的变化的曲线图。
图14是表示抑制工作流体向动叶内周一侧以超音速流入的其它变形例的定叶的结构图。
图15是表示本发明的轴流式涡轮机的又一变形例的重要部位结构的剖面图。
图16是表示本发明的再一变形例的轴流式涡轮机的定叶动叶之间的静压力在叶片长度方向的变化的曲线图。

首先，用图1说明一般的轴流式涡轮机的涡轮机一级部分的基本结构。如图1所示，轴流式涡轮机的涡轮机一级位于工作流体的流动方向上游侧(以下简称为上游侧)的高压部P0和下游侧的低压部p1之间。涡轮机一级由分别在外壳(未图示)内呈环状安装的外周侧隔板6和内周侧隔板7之间固定设置的定叶41，及设置在绕中心轴21旋转的涡轮机转子15上的动叶42构成，并在工作流体流动方向设置多级。在各级中，动叶42与定叶41的工作流体的流动方向的下游侧(以下简称为下游侧)相对。
采用这样的结构，借助于压力差P0-p1引起工作流体的流动20，工作流体的流动20在通过定叶41时被增速，并偏转到涡轮机的圆周方向。通过定叶41并具有圆周方向的速度分量的流体对动叶42赋予能量而使涡轮机转子15旋转。
由于在一级入口部比该级出口部的压力高，且工作流体的比容积小，因而，一级入口流道高度H1比该级出口流道高度H2小。因此，定叶41(严格地讲为其外周侧隔板6的内周面)按如下方式做成：定叶41的外周部和包含涡轮机中心轴21的面(子午面)的交线，亦即外径线4从前级的动叶出口部到该级的动叶入口部的级流道高度呈直线性(或单调)地增高。因此，在一般的轴流式涡轮机中，尤其是在长叶片的级中，定叶41的出口外周部(外径线4上的定叶后缘部的点或定叶外周端后缘部)3的半径R1比动叶42的入口外周部(动叶外周端前缘部)11的半径R2小。通常，当流入动叶42的外周端(流道有效范围内的外周部)的流体的以声速去除动叶42的入口外周部11的旋转圆周速度的动叶外周端圆周速度的马赫数超过1.0时，则流入动叶42的工作流体的对动叶42的相对速度有可能达到超音速。当动叶外周端的圆周速度的马赫数超过1.7时，则相对动叶42的工作流体的对动叶的相对速度完全达到超音速。
图2是表示相对动叶的工作流体的相对马赫数(对动叶的相对流入速度)向动叶的叶片长度方向的变化的曲线图。
叶片长度长的动叶外周端圆周速度的马赫数超过1.0的级的对动叶的相对流入速度如虚线所示，在动叶的根部附近和前端部附近容易超过1.0，对于动叶的根部附近和前端部附近来说，有时也有相对速度达到了超音速的工作流体流入。当对动叶的相对流入速度达到超音速时，由于在动叶的上游测流动受到抑制，因而不能以动叶的喉部(在圆周方向上相邻的动叶彼此间的最小距离)决定流量，则不能实现工作流体按设计的流动。另外，在动叶前缘上游形成的脱离冲击波因与叶片表面边界层的干涉而产生很大损失。尤其是在动叶前端侧，由于环带面积大，致使工作流体流量大，因而，由于工作流体以超音速流入导致的性能降低的比例要比动叶根部附近更大。如上所述，在一般的涡轮机级中，当设计成长的叶片时，由于对动叶的工作流体的相对流入速度达到超音速，所以有可能使级性能显著降低。
下面，用图3说明如上所述的图1所示的涡轮机级中对动叶的相对流入速度在动叶前端一侧达到超音速的原理。
图3中，流出在圆周方向由相邻的定叶41a、41b形成的流道的工作流体，在定叶出口外周部3具有流速C1。流速C1由圆周方向的速度分量，即旋转速度Ct1和轴向速度分量，即轴流速度Cx1及涡轮机径向向外(与纸面垂直并指向面前的方向)的速度分量，即半径速度Cr1(未图示)构成。另一方面，以流速C1通过了定叶41a、41b的流体以流速C2流入动叶42a、42b的外周侧前缘11。设流速C2的旋转速度分量为Ct2。
在此，在旋转速度Ct1、Ct2中，根据定叶和动叶之间的角动量守恒定律，使用定叶外周后缘半径R1和动叶外周前缘半径R2，则下式(1)成立。
R1×Ct1＝R2×Ct2              式(1)在图1所示的轴流式涡轮机中，由于R1＜R2                    式(2)从式(1)和式(2)，可导出下式(3)Ct1＞Ct2                      式(3)这样，动叶42a、42b的入口的旋转速度Ct2则比定叶41a、41b的出口的旋转速度Ct1小。
另一方面，在动叶前端侧由于动叶42a、42b的圆周速度U大，因而，如图3所示，相对动叶42a、42b的工作流体的相对流入速度W2，则具有与流速C2相反、向着与动叶42a、42b的旋转方向相反方向的速度分量。因此，流速C2的圆周方向速度分量Ct2越小，则对动叶的相对流入速度W2越大。
若考虑以上关系，由定叶41a、41b赋予的旋转速度Ct1在以涡轮机径向向外的速度分量扩大直径并流入动叶42a、42b时，就如式(3)说明的那样，根据角动量守衡原理，至此之前由于已减速到Ct2(＜Ct1)，因而，对动叶的相对流入速度W2增大而达到超音速。即，在将叶片加长的情况下，通过了定叶41的外周部的工作流体如果具有涡轮机径向向外的速度分量，那么，这将成为对动叶的相对流入速度W2达到超音速并导致涡轮机级效率显著降低的原因之一。
根据以上的原理，对本发明的轴流式涡轮机的实施例说明如下。
图4是表示本发明的一个实施例的轴流式涡轮机的重要部位结构的剖面图。该图中对于与先前各图中同样的部分相当之处标上相同的标号而省略其说明。
在本实施例中，如图4所示，将定叶41及其隔板6做成：定叶外径线4至少含有该定叶41的出口部(出口外周部3)，并且定叶外径线4具有与涡轮机中心轴21平行的流道直径相同部分60。具体的是，若将从定叶出口外周部3沿定叶外径线4朝向上游侧在任意距离d的位置的点定义为轴向中间部5，则在从轴向中间部5到定叶出口外周部3的区间构成恒定半径R3的圆筒状的环状流道。即，在本实施例中，在同一个涡轮机级中，如下式(4)成立。
R1＝R3             式(4)另外，定叶41及其隔板6做成：在流道直径相同部分60的上游侧具有定叶外径线4在朝向工作流体流动方向的下游侧向涡轮机半径方向外周侧倾斜的流道直径扩大部分61。在本实施例中，流道直径扩大部分61与流道直径相同部分60圆滑地连接。
除此之外，流道直径相同部分60的涡轮机半径方向高度(即定叶外周后缘半径R1)与同一级的动叶42的流道有效范围外周部的涡轮机半径方向高度基本相等。在本实施例中，由于动叶42在圆周方向在其前端具有与相邻的其它动叶连接用的连接盖12，因而，动叶42的流道有效范围外周部则决定了连接盖12的内周面的高度位置。这种情况下，动叶42的流道有效范围外周部的涡轮机半径方向高度为动叶外周前缘半径R2。因此，在本实施例中，如下式(5)成立。
R1＝R2              式(5)在此，图4所示的涡轮机级具有比前级的动叶的叶片长度更长的动叶42。包含流道直径相同部分60的级，其动叶42的叶片长度更长，具体地，所具有的叶片长度的范围是在运转时流入动叶42的前端部的工作流体的以声速去除动叶42的前端部的旋转圆周速度所得到的动叶前端圆周速度的马赫数超过1.0时的范围。
在这样的涡轮机级中，本实施例将定叶出口附近的工作流体的环状流道做成R3＝R1的圆筒形状的流道。因此，通过了定叶41的工作流体成为不具有涡轮机径向向外的速度分量的、基本上与涡轮中心轴21平行的平行流体。因此，如图5所示，在本实施例的轴流式涡轮机中，由于流出定叶41a、41b的流速C3的流体的旋转速度Ct3不因流动直径的扩大而减速，因而基本上是以流速C3的原状流入动叶42a、42b。其结果，可以将对动叶的相对流入速度W3抑制到声速以下，可以按设计实现流动模式。另外，由于可以将对动叶的相对流入速度W3抑制到声速以下，因而可以大幅度地降低冲击波损失。
另外，在本实施例中，由于定叶外周后缘半径R1与动叶外周前缘半径R2基本相等，因而，通过定叶外周部之后与涡轮机中心轴21基本上平行地流动的工作流体流入到动叶外周部。因此，在动叶42的流道有效范围内可使工作流体很均匀衡地流入，可以最大限度地发挥长叶片化的动叶42的性能。
在此，图6是设有连接盖12的动叶42的前端部的放大图。
如上所述，在动叶42的前端部的圆周方向上，设有将相邻的动叶之间连接起来的盖12。在该连接盖12和动叶42的连接部为了避免过大的应力集中而设有R部(堆焊部)14。这种情况下，在从动叶42的前端侧起的涡轮机径向内周侧的R部14的高度h的区域，由于其叶片形状与本来意义上的流体力学设计的形状不同，因而作为实质上的流道未必有效。因此，动叶42的流道有效范围外周部设定为位于连接盖12的涡轮机径向内周侧的面的高度位置，和从此处起仅R部14的高度h在涡轮机径向内周侧的位置之间的位置。
因此，当从流体力学方面考虑到连接盖12的连接部R部14时，能最大限度地发挥动叶有效长度作用的定叶外周侧后缘半径R1不必严格地与动叶外周侧前缘半径R2相等，而只要满足如下式(6)、式(7)即可。
R2＝R3            式(6)0≤R2-R1＜h       式(7)动叶42上没有连接盖12，假设动叶42的前端为自由端的情况下，动叶42的流道有效范围外周部是动叶42的前端部(外周部)。因此，能最大限度地发挥动叶42的有效长度作用的定叶外周侧后缘半径R1由于与动叶外周侧前缘半径R2相等，通过满足先前的式(4)和式(5)，则可将对动叶的相对流入速度抑制到声速以下，并且能最大限度发挥动叶42的有效长度的作用。
如图7所示，在定叶外周侧后缘半径R1比动叶外周侧前缘半径R2大的情况下，虽然能将动叶入口11的相对流入速度W3抑制到亚音速，但通过了定叶41的外周部的流体则流向形成于动叶42的前端部(严格地讲是连接盖12的外周部)和固定件之间所形成的密封间隙16。这种情况下，通过了定叶41的外周部的流体再通过密封间隙16而不能有效地用于使涡轮机转子旋转。因此，为了最大限度地发挥叶42的有效长度的作用，最好还要满足式(5)或式(7)。
此外，通过对以上说明的本实施例的轴流式涡轮机进行种种设计变更，则可以更有效地抑制对动叶的相对流入速度。下面，依次说明将那些有效结构予以组合的变形例。
图8是以喉部和间距之比表示定叶41的叶片长度方向的形状变化的曲线图。
就图4所示的实施例而言，如图8中的实线所示，通过对定叶41施加扭转而做成使外周侧一方的定叶喉部s与间距t之比s/t比叶片长度方向的中间部分更小，则可进一步降低对动叶的相对流入速度。
在此，定叶喉部s如图9所示，是指在圆周方向在定叶相邻的两叶片41a、41b之间所形成的流道中，流道面积最小的部分(即定叶41a、41b的最小间隙部分)。另一方面，间距t是指定叶41a、41b在圆周方向的间隔。
通常，喉部s与间距t之比s/t如图8的虚线所示，设计成在叶片的内周侧小而在外周侧大。当动叶前端的圆周速度的马赫数超过1.0时，除了先前的实现条件式(4)外，如图8的实线所示，通过将定叶做成其外周侧的定叶喉部s与间距t之比s/t较小，从而如图10所示来减小工作流体的定叶流出角a5(＜a4)。a4是使用了如图8的虚线所示的定叶形状的情况下的工作流体的定叶流出角。另外，定叶喉部s的缩小量、从定叶41a、41b流出的流速C5的流体的旋转角度Ct5比使用了虚线所示的定叶形状时的工作流体的旋转角度Ct4大。因此，本变形例的对动叶的相对流入速度W4可以比使用了图8的虚线所示的定叶形状时的工作流体的对动叶的相对流入速度W5更小。即，即使与图4的轴流式涡轮机比较，本变形例也可以降低对动叶的相对流入速度。
图11是表示涡轮机级的定叶和动叶之间的静压力在叶片长度方向上的变化图。
如图11所示，涡轮机级的定叶和动叶之间的静压力由于通过定叶产生的旋转流在外周侧增大而在内周侧减小。因此，在动叶的圆周速度慢的内周侧，如图12所示，与外周侧相反，相对于动叶圆周速度U6的定叶流出速度C6增大，对动叶的相对流入速度W6达到超音速。
图13是表示对动叶的相对流入速度(马赫数)在叶片长度方向的变化的曲线图，对于一般的轴流式涡轮机，以虚线表示在将叶片做得很长的情况下的对动叶的相对流入速度在叶片长度方向的变化。如该曲线所表明的，由于图11及图12所说明的主要原因，对于一般的轴流式涡轮机在叶片做得很长的情况下，不只是在动叶的外周侧就是在内周侧，对动叶的相对流入速度也有可能超过声速。工作流体以超音速流入动叶外周侧的对策如先前说明的那样，抑制了通过定叶外周侧的流动的涡轮机径向向外的速度分量。
图14是表示为抑制工作流体以超音速流入动叶内周侧用的定叶结构的示意图。
图14中，弯曲地形成定叶41，使其叶片长度方向的中间部分的后缘2向动叶旋转方向W突出。但是，在本例中，虽然使定叶41弯曲，但也可以折弯的方式做成使其叶片长度方向中间部分的后缘2向动叶旋转方向W突出。总之，定叶41的外周侧基本上向涡轮机径向延伸，并相对于向涡轮机径向延伸的基准线50，定叶41的内周侧部分朝向涡轮机径向外侧向动叶旋转方向W倾斜。
如图14所示，通过使定叶41弯曲(或折弯)，在定叶的内周侧部分，产生径向向内的压力上升的压力梯度，从而使涡轮机级的定叶和动叶之间的内周侧的静压力上升。这样，可以减小图12所示的定叶出口流速C6，可以将对动叶的相对流入速度W6抑制到声速以下。因此，通过将图14所示的定叶结构组合到图4的实施例中，即使在做成长叶片的情况下，也能如图13的实线所示，进一步在动叶叶片长度方向的整个区域将对动叶的相对流入速度抑制到声速以下。因此，可以更可靠地实现按设计的流动模式，可以进一步降低冲击波损失。
图15是表示本发明的轴流式涡轮机的另一实施例的重要部位结构的剖面图。
如图15所示，在本例中，将定叶41和外周侧隔板6做成：定叶外径线4具有通过涡轮机半径方向外侧的朝向流道直径相同部分60使流道比流道直径相同部分60更小的流道直径缩小部分62。
即，流道直径缩小部分62位于流道直径扩大部分61和流道直径相同部分60之间，具有涡轮机径向向上凸的曲率，并在与流道直径相同部分60的边界部附近弯曲而与流道直径相同部分60圆滑地连接。对于流道直径扩大部分61原状地连接。流道直径缩小部分62的最外周部的半径R4应满足如下式(6)的关系。其它的结构与图4所示的结构相同。
R4＞R3         式(6)由于通过定叶外周侧的流体沿着定叶外径线4流动，因而使在通过流道直径缩小部分62时向涡轮机径向内周侧使其具有瞬时的变凸的曲率。通过使流体具有这样的向内周侧变凸的曲率，从而可以缓和在涡轮机级的定叶41和动叶42之间，流体因离心力作用要向涡轮机径向外周侧膨胀的作用。如图16所示的定叶和动叶之间的静压力分布在叶片长度方向变化的曲线图所表明的，一般的轴流式涡轮机的定叶和动叶之间的静压力分布如虚线所示，从叶片长度方向内周侧向外周侧压力增高。与此相应，图15所示结构的轴流式涡轮机的定叶和动叶之间的静压力分布则如图16实线所示，抑制了在涡轮机径向外周侧的区域的静压力的上升。因此，通过将图15的结构组合到图4的结构中，可以得到与图4的结构相同的效果的同时，还可以使从定叶外周侧流出的流体的流速进一步增加，从而进一步降低对动叶的相对流入速度。
此外，在以上的说明中，虽然列举各图的例子说明了在定叶外径线4设有流道直径扩大部分61的情况，但在只抑制通过了定叶的流体的涡轮机径向的外的速度分量的情况下，只要至少设置包含定叶外周后缘部分3的流道直径相同部分60即可满足。因此，在定叶外径线4上不一定要设置流道直径扩大部分61，根据情况，也可以考虑做成将流道直径扩大部分61设置在定叶入口部和整个涡轮级的动叶出口部之间。这种情况下也能得到同样的效果。
另外，虽然以将定叶外周后缘半径R1做成与动叶外周前缘半径R2(或动叶有效长度外周半径)基本上相等为例用各图进行了图示所明，但在只抑制通过了定叶的流体的涡轮机径向向外的速度分量的情况下，这个条件并非在设计上必须满足的。在对流体不赋予径向向外的速度分量而只将对动叶的相对流入速度抑制到声速以下的情况下，只要在定叶外径线4的至少下游部有流道直径相同部分60即可，而不一定使定叶外周后缘半径R1与动叶外周前缘半径R2(或动叶有效长度外周半径)的关系在式(5)及式(6)范围内。