燃气涡轮机的在叶片和外壳间具有小间隙的轴流式涡轮机

摘要

用于燃气涡轮机的轴流式涡轮机(1)，其具有转子叶栅和环形腔壁(11)，此转子叶栅由转子叶片(2)构成，此转子叶片(2)分别具有前棱边(3)以及径向位于外面的、自由竖立的叶片尖(13)，此环形腔壁(11)包围着此转子叶栅并具有环形腔内侧面(12)，在叶片尖的包络面和环形腔内侧面之间形成径向间隙的情况下，环形腔壁借助此环形腔内侧面设置成与叶片尖直接相邻，其中叶片尖在气体动力学方面这样进行设计，即在轴流式涡轮机运转时，叶片尖的压力负载最大的区域处在前棱边范围内，并且其中转子叶片在前棱边的范围内分别具有径向隆起(16)，并且环形腔壁在环形腔内侧面上具有环绕的径向凹陷处(15)，此径向凹陷处与径向隆起一起这样共同作用，即在轴流式涡轮机的主通流方向上看，最小间隙宽度处在前棱边的范围内。

说明书

技术领域

本发明涉及一种用于燃气涡轮机的轴流式涡轮机，其中此轴流式涡轮机具有很小的间隙损耗。

背景技术

燃气涡轮机具有例如呈轴流式构造形式的涡轮机。此涡轮机具有外壳以及由外壳包围的转子。此转子具有轴，在此轴上输出轴功率。在此轴的周围设置有轮毂，它的轮毂轮廓与外壳的内部轮廓一起形成穿过涡轮机的流动通道。由于外壳的内轮廓大多呈锥形，所以此流动通道具有在流动方向上扩展的横截面。

转子具有多个转子级，它们分别由一个转子叶栅构成。此转子叶栅具有多个转子叶片，它们借助一个端部分别在轮毂侧固定在转子上，并借助另一端部径向朝外指。叶片尖构成在转子叶片的所述另一端部上，此叶片尖面向外壳的内侧面，并直接相邻地设置。叶片尖和外壳内侧面之间的间隙构成为径向间隙，它是这样设定尺寸的，即一方面叶片尖在燃气涡轮机运转时不触及外壳，另一方面在燃气涡轮机运转时出现的、通过径向间隙的泄漏流尽可能小。为了让燃气涡轮机具有高效率，期望的是，通过径向间隙的泄漏流应尽可能小，因此涡轮机的功率增益应尽可能高。

涡轮机的外壳是构成为实心的，以便在涡轮机运转时能经受住压力和温度负荷。此外，外壳构造得很刚性，因此外壳上的载荷在燃气涡轮机运转时只会使外壳产生很小的变形。与之相比，转子叶片比外壳设计得更薄且更不坚固。

在轴流式涡轮机运转时，外壳的内侧面和转子叶片与热气接触，其中转子叶片完全被热气绕流。由于转子叶片比外壳更精细，并与热气的接触面积比外壳更大，所以转子叶片比外壳加热得更快。其结果是，在起动和关停燃气涡轮机时，转子叶片和外壳具有不同的热膨胀速度，因此在燃气涡轮机起动和停机时径向间隙的高度会变化，其中此径向间隙在起动时更小，在停机时更大。为了在起动时，转子叶片的叶片尖不会碰到外壳并将它损坏，径向间隙设置有这样设定尺寸的最小高度，即在燃气涡轮机起动时，叶片尖像从来不会接触外壳一样好。其结果是，在叶片尖上暂时存在相应尺寸的径向间隙，此径向间隙导致降低燃气涡轮机的功率密度和效率。

现代的转子叶片在气体动力学方面具有很高的效率，此效率通过转子叶片的高压力负载来实现。受高压力负载的影响，通过径向间隙的泄漏流也很高，因此由于通过径向间隙的泄漏流的特征和密度，转子叶片的整体效率也会受很大影响。降低由泄漏流引起的损耗，可大大改善转子叶片的整体效率。在常规方面，试图通过减少泄漏流的措施，来在转子叶片的间隙范围内降低气体动力学方面的损耗。在此规定了用来缩小径向间隙的措施，或叶片尖设置有特别的造型、例如冠形或有针对性地排出冷却空气。

传统的涡轮机-转子叶片构造成“后负载设计”，其中转子叶片的最大压力载荷位于后棱边的区域内。还已知过时的是按“后负载设计”构成的转子叶片，其中最大的压力负载处在前棱边的区域内。为此，例如从EP1 057 969 A2已知一种具有叶片板的涡轮机转子叶片，其在轮毂侧具有“前负载设计”或“中间负载设计”，并在尖端侧具有“后负载设计”，因此可分散圆周速度的变化率。

发明内容

本发明的目的是，创造一种用于燃气涡轮机的轴流式涡轮机，它在气体动力学方面具有很高的效率。

按本发明的用于燃气涡轮机的轴流式涡轮机具有转子叶栅和环形腔壁，此转子叶栅由转子叶片构成，此转子叶片分别具有前棱边、后棱边以及径向位于外面的、自由竖立的叶片尖，此环形腔壁包围着此转子叶栅并具有环形腔内侧面，在叶片尖的包络面和环形腔内侧面之间形成径向间隙的情况下，环形腔壁借助此环形腔内侧面设置成与叶片尖直接相邻，其中转子叶片在其叶片尖上在前棱边和后棱边之间具有叶片尖的压力负载最大的区域，并且其中转子叶片在压力负载最大的区域内分别具有径向隆起，并且环形腔壁在环形腔内侧面上具有环绕的径向凹陷处，此径向凹陷处与径向隆起对置地这样构成，即在轴流式涡轮机的主通流方向上看，最小间隙宽度处在压力负载最大的区域中。在此文献的意义中，此压力负载在此相当于转子叶片的抽吸侧和压力侧之间的压力差，其沿着型材截面具有不同的大小。

因此，通过拉近叶片尖(此叶片尖在最低损耗方面直接优化)和环形腔轮廓，可降低不利的、引发损耗的间隙流。在此在叶片尖的范围内，环形腔的轮廓设计得与常规环形腔不同。此外在确定环形腔轮廓的形状时，还考虑到，最小的间隙宽度在轴流式涡轮机运转时设置在转子叶片压力侧和抽吸侧之间的最大压力差的范围内。与常规设计的轴流式涡轮机相比，这些措施在气体动力学方面好得像对转子叶片的效率没有影响一样，并明显减少了从压力侧到抽吸侧经过叶片尖的间隙流动。此外，所有迄今已知的、用来减少泄漏流的负面影响的措施也可附加地应用在按本发明的轴流式涡轮机上。

有利的是，直接有针对性地降低泄漏流的量，并降低它对转子叶栅的整体效率的不利影响。因此无需设置额外的构造方面的措施，就能使转子叶栅产生更好的气体动力学方面的品质。

有利的是，与常见的设计不同，在叶片尖上的型材截面可构造成“前负载设计”。这是指，最大的压力负载被叶片的后面部分(后棱边附近)移到型材进入棱边(前棱边附近)的区域内。在转子叶片的高度上看，此区载可约为20％。转子叶片的其余区域则可按常规方式构造成“后负载设计”。在约转子叶片的约20％的高度上，从“前负载设计”到“后负载设计”的过渡优选是无梯级的。

优选的是，基于径向间隙的延伸(在轴流式涡轮机的主通流方向上看)，径向凹陷处设置在前面三分之一处。

因此，径向凹陷处处在叶片尖的压力负载最大的区域内，从而可减少间隙流。

此外还优选的是，径向凹陷处和径向隆起是这样成形的，即径向间隙(在轴流式涡轮机的主通流方向上看)的走向基本上是宽度不变的、波浪形的、无棱边并且无梯级的。

尤其优选的是，径向凹陷处(在轴流式涡轮机的主通流方向上看)的走向在环形腔内侧面上具有第一弯曲部段、与第一弯曲部段相连的第二弯曲部段和与第二弯曲部段相连的第三弯曲部段，其中第一弯曲部段与第二弯曲部段借助第一转折点界定，第二弯曲部段与第三弯曲部段借助第二转折点界定，因此第一弯曲部段和第三弯曲部段的曲率具有相同的符号，此符号与第二弯曲部段的曲率的符号是不同的。在此情况下，叶片尖和环形腔壁之间(沿着轴向方向上看)的径向间隙的大小也是恒定的。

因此在主通流方向上看，环形间隙具有均匀的、不会突然变化的走向，因此流动在叶片尖范围内损耗很小。

优选的是，径向隆起(在轴流式涡轮机的主通流方向上看)的走向在其面向径向间隙的一侧上匹配于径向凹陷处的走向。

此外还优选的是，第一弯曲部段的曲率大于第三弯曲部段的曲率。此外还优选的是，第一转折点处在前棱边的范围内。

优选的是，环形通道的部段(在轴流式涡轮机的主通流方向上看)是锥形的，此部段在上游和下游与径向凹陷处相邻。

附图说明

下面借助按本发明的轴流式涡轮机的优选实施例，并借助示意性的附图阐述了本发明。其中：

图1示出了在叶片尖范围内的按本发明的转子叶片的型材截面；

图2在侧视图中示出了按本发明的轴流式涡轮机；以及

图3在侧视图中示出了图2与常规轴流式涡轮机的比较。

具体实施方式

如图1至3所示，轴流式涡轮机1具有转子叶片2，此转子叶片2具有前棱边3和后棱边4。此转子叶片2具有压力侧5和抽吸侧6，它们分别从前棱边3延伸到后棱边4。与抽吸侧6相比，压力侧5更大凹下地弯曲。转子叶片2在其径向位于外侧的端部上具有叶片尖13，此叶片尖13是自由竖立的。在叶片尖13的范围内，转子叶片2构造成“前负载设计”7。与之相比示出了“后负载设计”8，其中与“前负载设计”7相比，压力侧5在前棱边3的范围内弯曲较小。

因为转子叶片2在叶片尖13的范围内构造成“后负载设计”7，具有转子叶片2的最大压力负载的区域9处在叶片尖13范围内在前棱边3附近。

此外，轴流式涡轮机1在轮毂侧具有轮毂轮廓10，转子叶片2固定在此轮廓10上。轴流式涡轮机1径向朝外包围地具有环形腔壁11，此环形腔壁11具有朝向叶片尖13的环形腔内侧面12。借助环形腔壁11包围着转子叶片2，并借助环形腔内侧面13与轮毂轮廓10一起构成轴流式涡轮机1的辐散的环形腔。此环形腔壁11在此主要构成为锥形(除了径向凹陷处15)，并且具有比轮毂轮廓10更大的斜度。

在叶片尖13和环形腔内侧面12之间设置有间距，因此在叶片尖13和环形腔内侧面12之间构成径向间隙14。

在图3中示出了具有常规叶片尖23的转子叶片2，并示出了具有常规环形腔内侧面24的环形腔壁11，其中常规的叶片尖23和常规的环形腔内侧面24具有笔直的走向。

与此相反，按本发明的环形腔壁11在环形腔内侧面12上具有径向凹陷处15，此径向凹陷处15设置在转子叶片2的前棱边3的范围内。在叶片尖13上设置径向隆起16，此径向隆起16与径向凹陷处15相互作用并嵌入其中。此径向隆起16的延伸基本与径向凹陷处15平行，因此径向间隙14在轴流式涡轮机1的主通流方向上看是均匀延伸的。

在轴流式涡轮机1的主通流方向上看，径向凹陷处具有第一弯曲部段17、与第一弯曲部段相连的第二弯曲部段19以及与第二弯曲部段相连的第三弯曲部段21。第一弯曲部段17与第二弯曲部段19借助第一转折点18界定，第二弯曲部段19与第三弯曲部段21借助第二转折点20界定，因此，第一弯曲部段17和第三弯曲部段21的曲率中心点在径向上看位于轴流式涡轮机1的外部，第二弯曲部段19的曲率中心点位于轴流式涡轮机1的内部。

第一弯曲部段17的曲率比第三弯曲部段21的曲率更大，因此与第三弯曲部段21的范围相比，径向间隙14在前棱边3的范围内具有径向朝外看更陡的走向。

在轴流式涡轮机1的主通流方向上看，径向凹陷处15和径向隆起16设置在叶片尖13的前三分之一处。由于转子叶片2在叶片尖13的范围内构造成“前负载设计”，所以具有最高的压力负载的区域9处在此范围内。

径向凹陷处15和径向隆起16相互间是这样设置的，即最小间隙22设置在压力负载最大的区域9内。因此在轴流式涡轮机1运转时通过径向间隙14构成的泄漏流正好在压力负载最大的区域9内是小的。因此，转子叶片2在气体动力学方面具有很高的效率，尤其在叶片尖13的范围内。