(57)【要約】  空気力学的な外形を有する側面（７）を伴うタービンブレード（１）。タービンブレード（１）は、端面（６）を更に備えており、タービン内に装着され、それにより、端面（６）は、タービンのケーシング（８）から間隙によって画成される。端面（６）は、改良された空気力学的なシールとして作用するように形成される凹部（２）を備える。【選択図】  図６
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
空気力学的な外形を有する側面（７）と、タービンのケーシング（８）から間隙（１２）によって画成される前記タービン内の装着位置に配置される端面（６）とを有し、
前記端面（６）が、空気力学的なシールとして作用するように形成される凹部（２）を備える、タービンブレード（１）において、
前記凹部（２）が、当該タービンブレード（１）の周方向において変化する壁厚（ｔ）を有する側壁（４）によって画成されることを特徴とする、タービンブレード。
【請求項２】
前記側壁（４）が高さ方向（Ｄ）において略一定の壁厚（ｔ）を有することを特徴とする、請求項１に記載のタービンブレード。
【請求項３】
当該タービンブレード（１）が最大厚（１４）を有する領域にて、前記側壁（４）の壁厚（ｔ）が、当該タービンブレード（１）の吸引側に全体的最大値（１５）を有することを特徴とする、請求項１又は２に記載のタービンブレード。
【請求項４】
前記側壁（４）の壁厚（ｔ）が、ブレード前縁（０）に対して＋０％〜＋５０％の相対長さ範囲の間で、当該タービンブレード（１）の吸引側に最大値（１５）を有することを特徴とする、請求項１〜３のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項５】
前記最大値（１５）が、前記ブレード前縁（０）に対して＋１０％〜＋４０％の相対長さ範囲の間にあることを特徴とする、請求項４に記載のタービンブレード。
【請求項６】
前記最大値（１５）が全体的最大値であることを特徴とする、請求項４又は５に記載のタービンブレード。
【請求項７】
前記壁厚（ｔ）が、当該タービンブレード（１）の吸引側で、前記最大値（１５）の両側が連続的に減少することを特徴とする、請求項４又は６に記載のタービンブレード。
【請求項８】
前記側壁（４）の壁厚（ｔ）が、ブレード前縁（０）に対して−０％〜−７０％の相対長さ範囲の間で、当該タービンブレード（１）の圧力側に最小値を有することを特徴とする、請求項１〜７のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項９】
当該タービンブレード（１）の吸引側の壁厚（ｔ）が少なくとも部分的に一定であることを特徴とする、請求項１〜８のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項１０】
当該タービンブレード（１）の圧力側の壁厚（ｔ）が少なくとも部分的に一定であることを特徴とする、請求項１〜９のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項１１】
圧力側の壁厚（ｔ）が、ブレード前縁（０）に対して−５％〜−５０％の相対長さ範囲の間で一定であることを特徴とする、請求項１０に記載のタービンブレード。
【請求項１２】
前記側壁（４）の壁厚（ｔ）の全体的最大値（１５）が全体的最小値よりも約２〜８倍大きいことを特徴とする、請求項１〜１１のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項１３】
前記側壁（４）の壁厚（ｔ）の全体的最大値（１５）が全体的最小値よりも約５．５〜６．５倍大きいことを特徴とする、請求項１２に記載のタービンブレード。
【請求項１４】
前記凹部（２）が略一定の深さ（Ｄ）を有していることを特徴とする、請求項１〜１３のいずれか一項に記載のタービンブレード。
【請求項１５】
請求項１〜１４のいずれか一項に記載のタービンブレード（１）を有するタービン。
【発明の詳細な説明】
【発明の分野】
【０００１】
本発明は、例えば航空エンジンで使用される或いは発電のための高負荷軸流ロータタービンにおけるタービンブレードの分野に関する。
【背景技術の説明】
【０００２】
軸流タービンにおいて、ロータブレード列で起こる先端クリアランス流は、ブレード列における空気力学的損失の約１／３の原因となっており、多くの場合、ブレード寿命における限定因子である。
【０００３】
先端漏れ渦は、漏れ流体がロータブレード先端とケーシングとの間の間隙を横断するときに圧力側から吸引側へと生じ、ブレード吸引側で渦へと巻き上がる。先端間隙を通じた流れは高い速度及び高い温度を有しており、熱い流体からブレードへの熱伝達はブレード先端領域で非常に高い。ブレード先端の焼損及び機械の故障を回避するため、ブレード先端冷却が一般に使用される。
【０００４】
先端クリアランス流は、最近、公開文献において多くの貢献を伴って研究されてきた。常に参照される重要な貢献は、キャビテーションの関心事によって動機付けられる軸流ポンプにおける先端クリアランス流を研究したＲａｉｎｓ［１］（後段の参考文献のリスト参照）による研究である。Ｍｏｏｒｅ  ＆  Ｔｉｌｔｏｎ［２］は、先端漏れ流を実験的及び解析的に研究する。間隙の内側の流動構造及びブレードへの熱伝達が論じられている。間隙出口で均一な流れ状態をもたらす縮流部（一般に、流れの直径が最も小さい流体流れ中のポイント）の背後での完全混合に伴う間隙損失を担う流れモデルが与えられている。Ｂｉｎｄｏｎ［３］は、先端クリアランス損失形成を測定して研究した。彼は、全端壁損失を、先端間隙内で形成される損失、先端漏れ渦の混合損失、二次・端壁損失へと分けることができた。彼は、先端漏れ質量流だけが損失形成において重要なのではなく（混合損失で見られる全損失の４８％）、間隙内の流動構造も重要な役割を果たす（間隙内で形成される全損失の３９％）という結論を下した。また、彼は、先端クリアランス損失形成のための概念的なモデルを示した。Ｂｉｎｄｏｎ  ＆  Ｍｏｒｐｈｉｓ［４］は、異なるブレード先端形状における損失を研究した。彼らは、全損失が不変のままであるが、間隙損失がベースライン鋭縁平坦先端と異なって輪郭付けられたブレード先端との間で大きく変化することを見出した。鋭縁のケースが圧力側リップで強い剥離バブルを伴って間隙内で高い損失を示したのに対し、輪郭付けられたケースは、間隙入口で剥離バブルが形成されなかったため、低い損失を示したが、増大された先端間隙質量流が見出された。
【０００５】
Ｈｅｙｅｓ，  Ｈｏｄｓｏｎ  ＆  Ｄａｉｌｅｙ［５］による異なるスクイーラチップの研究では、関連する縮流部を伴う剥離バブルが間隙を効果的にシールしており、先端質量流を減少させることにより先端クリアランス損失を減少させることができるという結論も下された。この研究でも、スクイーラチップのための流れモデルが含められるとともに、ケーシングと間隙中間高さとの間の等エントロピジェットと剥離バブルの背後に形成される伴流との組み合わせとして表わされる間隙出口での流れのためのモデルも含められる。ブレード先端における熱伝達に関するＡｍｅｒｉ［６］による計算研究は、平均キャンバラインスクイーラチップ及び丸みを帯びたブレード先端を有する平坦な先端と比べて、鋭い縁部を有する平坦な先端が効率及び全圧損失に関して最も良く機能することを示した。Ｂｉｎｄｏｎ  ＆  Ｍｏｒｐｈｉｓ［４］によって実験的に研究されたリニアカスケードに関するＴａｌｌｍａｎ［７］、［８］による更なる計算研究は、先端間隙における物理的流れに対する先端クリアランス高さ及び相対ケーシング壁移動の影響を論じている。移動するケーシング壁に起因する先端クリアランス流れの物理的過程に関する更なる実験的研究は、Ｙａｒａｓ  ＆  Ｓｊｏｌａｎｄｅｒ［９，１０］による２部研究で与えられている。相対ケーシング動作をシミュレートする移動ベルトが先端間隙質量流を著しく減少させることが見出された。
【０００６】
また、先端通過渦も吸引側に引かれ、それにより、絞り効果が与えられる。更に、流れを間隙内へと推進する圧力差の減少も観察された。
【０００７】
最近の研究では、凹状ブレード先端への詳細な熱伝達が最初にＤｕｎｎら［１２］によって研究された。凹状ブレード先端は、熱流束ゲージを備えており、全段回転タービンにおいて実験的に研究された。異なるベーン／ブレード間隔においてヌッセルト数が示された。キャビティ底部における前縁ヌッセルト数がブレード淀み値を越えることが見出された。
【参考文献のリスト】
【０００８】
［１］Ｒａｉｎｓ，Ｄ．Ａ．，１９５４，“Ｔｉｐ  Ｃｌｅａｒａｎｃｅ  Ｆｌｏｗｓ  ｉｎ  Ａｘｉａｌ  Ｆｌｏｗ  Ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒｓ  ａｎｄ  Ｐｕｍｐｓ”，Ｃａｌｉｆｏｒｎｉａ  Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ  ｏｆ  Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｈｙｄｒｏｄｙｎａｍｉｃｓ  ａｎｄ  Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ  Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ  Ｌａｂｏｒａｔｏｒｉｅｓ，Ｒｅｐｏｒｔ  Ｎｏ．５，Ｊｕｎｅ  １９５４．
【０００９】
［２］Ｍｏｏｒｅ，Ｊ．＆Ｔｉｌｔｏｎ，Ｊ．Ｓ．，１９８８，“Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  Ｆｌｏｗ  ｉｎ  ａ  Ｌｉｎｅａｒ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｃａｓｃａｄｅ，”，ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１０，ｐｐ．１８−２６．
【００１０】
［３］Ｂｉｎｄｏｎ，Ｊ．Ｐ．，１９８９，“Ｔｈｅ  Ｍｅａｓｕｒｅｍｅｎｔ  ａｎｄ  Ｆｏｒａｍｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  Ｌｏｓｓ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１１，ｐｐ．２５７−２６３．
【００１１】
［４］Ｍｏｒｐｈｉｓ，Ｇ．＆Ｂｉｎｄｏｎ，Ｊ．Ｐ．，１９９２，“Ｔｈｅ  Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ  ｏｆ  Ａｘｉａｌ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｌｅａｋａｇｅ  Ｌｏｓｓ  ｆｏｒ  Ｔｗｏ  Ｐｒｏｆｉｌｅｄ  Ｔｉｐ  Ｇｅｏｍｅｔｒｉｅｓ  Ｕｓｉｎｇ  Ｌｉｎｅａｒ  Ｃａｓｃａｄｅ  Ｄａｔａ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１４，ｐｐ．１９８−２０３．
【００１２】
［５］Ｈｅｙｅｓ，Ｆ．Ｊ．Ｇ．，Ｈｏｄｓｏｎ，Ｈ．Ｐ．，＆Ｄａｉｌｅｙ，Ｇ．Ｍ．，１９９２，”Ｔｈｅ  Ｅｆｆｅｃｔ  ｏｆ  Ｂｌａｄｅ  Ｔｉｐ  Ｇｅｏｍｅｔｒｙ  ｏｎ  ｔｈｅ  Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  Ｆｌｏｗ  ｉｎ  Ａｘｉａｌ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｃａｓｃａｄｅｓ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１４，ｐｐ．６４３−６５１．
【００１３】
［６］Ａｍｅｒｉ  Ａｌｉ，Ａ．，２００１，“Ｈｅａｔ  Ｔｒａｎｓｆｅｒ  ａｎｄ  Ｆｌｏｗ  ｏｎ  ｔｈｅ  Ｂｌａｄｅ  Ｔｉｐ  ｏｆ  ａ  Ｇａｓ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｅｑｕｉｐｐｅｄ  ｗｉｔｈ  ａ  Ｍｅａｎ−Ｃａｍｂｅｒｌｉｎｅ  Ｓｔｒｉｐ，”ＡＳＭＥ  Ｐａｐｅｒ  ２００１−ＧＴ−０ｌ５６．
【００１４】
［７］Ｔａｌｌｍａｎ，Ｊ．＆Ｌａｋｓｈｍｉｎａｒａｙａｎａ  Ｂ．，２０００，“Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ  Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｉｐ  Ｃｌｅａｒａｎｃｅ  Ｆｌｏｗｓ  ｉｎ  Ａｘｉａｌ  Ｆｌｏｗ  Ｔｕｒｂｉｎｅｓ，Ｗｉｔｈ  Ｅｍｐｈａｓｉｓ  ｏｎ  Ｆｌｏｗ  Ｐｈｙｓｉｃｓ，Ｐａｒｔ  Ｉ−Ｅｆｆｅｃｔ  ｏｆ  Ｔｉｐ  Ｃｌｅａｒａｎｃｅ  Ｈｅｉｇｈｔ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １２３，ｐｐ．３１４−３２３．
【００１５】
［８］Ｔａｌｌｍａｎ，Ｊ．＆Ｌａｋｓｈｍｉｎａｒａｙａｎａ  Ｂ．，２０００，“Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ  Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｉｐ  Ｃｌｅａｒａｎｃｅ  Ｆｌｏｗｓ  ｉｎ  Ａｘｉａｌ  Ｆｌｏｗ  Ｔｕｒｂｉｎｅｓ，Ｗｉｔｈ  Ｅｍｐｈａｓｉｓ  ｏｎ  Ｆｌｏｗ  Ｐｈｙｓｉｃｓ，Ｐａｒｔ  ＩＩ−Ｅｆｆｅｃｔ  ｏｆ  Ｏｕｔｅｒ  Ｃａｓｉｎｇ  Ｒｅｌａｔｉｖｅ  Ｍｏｔｉｏｎ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １２３，ｐｐ．３２４−３３３．
【００１６】
［９］Ｙａｒａｓ，Ｍ．Ｉ．＆Ｓｊｏｌａｎｄｅｒ，Ｓ．Ａ．，１９９２，“Ｅｆｆｅｃｔｓ  ｏｆ  Ｓｉｍｕｌａｔｅｄ  Ｒｏｔａｔｉｏｎ  ｏｎ  Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  ｉｎ  ａ  Ｐｌａｎａｒ  Ｃａｓｃａｄｅ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｂｌａｄｅｓ：  Ｐａｒｔ  Ｉ  −  Ｔｉｐ  Ｇａｐ  Ｆｌｏｗ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１４，ｐｐ．６５２−６５９．
【００１７】
［１０］Ｙａｒａｓ，Ｍ．Ｉ．＆Ｓｊｏｌａｎｄｅｒ，Ｓ．Ａ．，１９９２，“Ｅｆｆｅｃｔｓ  ｏｆ  Ｓｉｍｕｌａｔｅｄ  Ｒｏｔａｔｉｏｎ  ｏｎ  Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  ｉｎ  ａ  Ｐｌａｎａｒ  Ｃａｓｃａｄｅ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｂｌａｄｅｓ：  Ｐａｒｔ  ＩＩ−Ｄｏｗｎｓｔｒｅａｍ  Ｆｌｏｗ  Ｆｉｅｌｄ  ａｎｄ  Ｂｌａｄｅ  Ｌｏａｄｉｎｇ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １１４，ｐｐ．６６０−６６７．
【００１８】
［１１］Ｂａｓｓｏｎ，Ａ．Ｈ．＆Ｌａｋｓｈｍｉｎａｒａｙａｎａ，Ｂ．，１９９５，“Ｎｕｍｅｒｉｃａｌ  Ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ  ｏｆ  Ｔｉｐ  Ｃｌｅａｒａｎｃｅ  Ｅｆｆｅｃｔｓ  ｉｎ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，”ＡＳＭＥ  Ｊｏｕｒｎａｌ  ｏｆ  Ｔｕｒｂｏｍａｃｈｉｎｅｒｙ，Ｖｏｌ  １０９，ｐｐ．５４５−５４９．
【００１９】
［１２］Ｄｕｎｎ，Ｍ．Ｇ．＆Ｈａｌｄｅｍａｎｎ，Ｃ．Ｗ．，２０００，“Ｔｉｍｅ  Ａｖｅｒａｇｅｄ  Ｈｅａｔ  Ｆｌｕｘ  ｆｏｒ  ａ  Ｒｅｃｅｓｓｅｄ  Ｂｌａｄｅ  Ｔｉｐ，Ｌｉｐ  ａｎｄ  Ｐｌａｔｆｏｒｍ  ｏｆ  ａ  Ｔｒａｎｓｏｎｉｃ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｂｌａｄｅ”，ＡＳＭＥ  Ｐａｐｅｒ  ＧＴ２０００−０１９７．
【００２０】
［１３］Ｂｅｈｒ，Ｔ．，Ｋａｌｆａｓ，Ａ．Ｉ．  Ａｂｈａｒｉ，Ｒ．Ｓ．，“Ｕｎｓｔｅａｄｙ  Ａｅｒｏｄｙｎａｍｉｃｓ  ｉｎ  Ｃａｓｉｎｇ  Ｉｎｊｅｃｔｉｏｎ  ｆｏｒ  Ｔｉｐ  Ｌｅａｋａｇｅ  Ｔｒｅａｔｍｅｎｔ  ｉｎ  ａｎ  Ｏｎｅａｎｄ−ｌ／２−Ｓｔａｇｅ  Ｕｎｓｈｒｏｕｄｅｄ  Ｔｕｒｂｉｎｅ”，ＡＳＭＥ  Ｐａｐｅｒ  Ｎｏ．ＧＴ２００６−９０９５９．
【００２１】
［１４］Ｓｅｌｌ  Ｍ．，Ｓｃｈｌｉｅｎｇｅｒ  Ｊ．，Ｐｆａｕ  Ａ．，Ｔｒｅｉｂｅｒ  Ｍ．，Ａｂｈａｒｉ  Ｒ．Ｓ．，２００１，”Ｔｈｅ  ２−ｓｔａｇｅ  Ａｘｉａｌ  Ｔｕｒｂｉｎｅ  Ｔｅｓｔ  Ｆａｃｉｌｉｔｙ  ＬＩＳＡ”，ＡＳＭＥ  Ｐａｐｅｒ  Ｎｏ．２００１−ＧＴ−０４９．
【発明の概要】
【００２２】
本発明は、航空エンジン又は発電における高圧軸流タービンにおいて用途を有する高負荷軸流ロータタービンブレードのための凹状ブレード先端に関する。
【００２３】
従来技術から知られる問題を克服するため、単純な平坦なブレード先端ではなく、ブレード先端に凹部を有するブレード先端構造が提案される。ブレード先端の内側の凹部（キャビティ）は、それが流れ分布に影響を与えるという点で、タービンの性能を向上させ及び／又はタービン先端の熱負荷を減少させる空気力学的シールとしての機能を果たす。ブレードの上面における材料が回転軸から下側の半径へと移動されるため、ブレード根元の機械的応力を低減することができる。また、先端摩擦の場合も、即ち、ロータブレードが回転中にケーシングに接触するときも、薄いキャビティ縁部だけが損傷される。ケーシングに対する損耗も制限され、また、ブレード先端冷却用のパージ穴がキャビティの内側に位置するため、摩擦が穴の出口を損傷しない。そのため、摩擦が生じる場合であっても、効率的な冷却が確保される。最後に、凹部キャビティは、先端クリアランス質量流を減少させるのに有利となり得るラビリンスシールとして作用してもよい。
【００２４】
凹部形状の適切なプロファイリングにより、全先端熱伝達ヌッセルト数をかなり減少させることができること、例えば、平坦な先端よりも１５％低くでき、また、ベースライン凹部形状よりも７％低くできることが分かった。また、実験結果は、改良された凹部構造を用いると、平坦な先端のケースと比べてタービン全体の全効率が０．３％全体的に改善することを示しており、このことは、ＣＦＤ解析からの０．３８％予測を立証している。
【００２５】
３次元計算流体力学（ＣＦＤ）を用いて、凹部キャビティの異なる形状に関してブレードの先端近傍の流れ場が調査される。キャビティ垂直構造の制御により、改良された構造が得られ、従来技術において一般的なブレード先端との違いが強調される。
【００２６】
ロータのブレード先端とケーシングとの間の先端クリアランスは、ロータブレード列の自由な回転のために必要である。しかしながら、間隙により、流体は、圧力側及び吸引側の圧力差に起因して、ブレードの圧力側から吸引側へとブレード先端を横断できる。この流れは、２つの主要な問題に関連付けられる。第１に、ロータ列における全ての空気力学的損失の約１／３は、ブレード先端上にわたる先端漏れが再びブレード吸引側で通過流に入るときに生じる先端漏れ渦に関連している。それは、それが主要な流れと混合する際に両方の混合損失を形成するとともに、ブレードリフトを担うブレード先端壁上の圧力場をかき乱す。また、間隙を横断する流体はブレードによって回転されず、したがって、それからは仕事が抽出されない。そのため、それは、損失仕事抽出として解釈される。第２に、先端クリアランスを横断する流体は、ホットストリーク移動に起因して比較的高い温度を有しており、それにより、ブレード先端において高い熱負荷がもたらされる。実際に、ブレード先端は、適切に冷却されなければ焼失し、そのため、ブレード寿命における限定因子のうちの１つである。
【００２７】
また、先端漏れ質量流の減少によって性能を向上させるため、先端クリアランス間隙高さを最小限に抑えることが望ましい。しかしながら、この間隙高さの減少は、時として動作エンベロープ中にケーシングでのロータブレード摩擦の危険を高める。これは、例えば、過渡電流、ロータの動的軌跡、ケーシングの楕円化に起因して、或いは、ケーシング熱変形によって、ロータがケーシングよりも遠くに広がる場合に起こり得る。平坦な先端を有するブレードがケーシングで激しく摩耗する場合、先端が摩損すると、破滅的な冷却損失が起こり得る。平坦な先端における比較的僅かな摩耗の場合でも、先端に位置する任意の冷却穴が損傷される場合があり、それにより、冷却が不十分になり、最終的にブレード先端が焼損する。
【００２８】
平坦なブレード先端の場合とは異なり、凹状ブレード先端における更に複雑な物理的流れは、その複雑さを理解することがより困難である。また、キャビティのサイズ及び形状における系統的設計手続きは利用できない。研究によって、この問題を克服することができ、凹部キャビティの熱伝達の物理的過程及び空気力学をより良く理解することができるとともに、高圧タービンを代表する標準的な高負荷ロータブレードのための新たな設計境界を与えることができた。特別な３次元ＣＦＤ器具がこの目的のために広範囲に使用されてきた。
【用語】
【００２９】
【表１】
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【００３０】
本発明それ自体及び結果を向上させるための計算器具を一般的に図面にしたがって説明する。市場で入手できないため、前処理のための計算器具及び解法が発明者によって開発されてきた。これらの器具は、後処理のための市販の製品と部分的に相互作用してもよい。
【００３１】
意図される計算及び実験研究を行なうため、予め設計された軸流タービンテストケースが利用された。１．５段の覆いがされていないタービンの形状は、高負荷（ＤＨ／Ｕ２＝２．３６）低アスペクト比ガスタービン環境をモデリングする。テスト装置のエアループは、準閉型であり、ラジアルコンプレッサと、２段水−空気熱交換器と、質量流量測定のための目盛り付きベンチュリノズルとを含んでいる。流れは、タービン部分に入る前に、均一に分布された入口流れ場を確保するための流れ直線化器を含む３ｍ長さの真っ直ぐなダクトを通過する。タービンの下流側で、エアループが大気状態に対して開放されている。ＤＣ発生器は、タービン出力を吸収して、タービンの回転速度を制御する。正確なトルクメータは、ロータシャフトによって発生器へ伝えられるトルクを測定する。ＴＥＴ（タービン入口温度）が０．３％の精度に制御され、また、ＲＰＭ（回転／分）がＤＣ発生器によって±０．５ｍｉｎ−１内で一定に維持される。タービン構造（Ｂｅｈｒら［１３］）及び実験設備（Ｓｅｌｌら［１４］）の動作に関するより多くの情報を公開文献において見出すことができる。
【００３２】
以下の表は、設計動作点における「ＬＩＳＡ」１．５段軸流タービン研究設備の主要なパラメータを示している（表１）。
【表２】
2009523211.tif 000004
【００３３】
軸流タービンロータブレードで一般に使用される公称凹部キャビティのための計算設計の最適化が与えられている。広範囲にわたるパラメータ研究から、改良された凹部キャビティ構造が与えられる。新たな構造と平坦な先端ブレードと公称凹部先端との間の広範囲にわたる空気力学及び熱伝達の比較が与えられる。計算データは、スイス連邦工科大学（ＥＴＨＺ）の実験データと比較された。この場合、平坦な先端及び新たな凹部構造を有するロータブレードの３Ｄ流動構造及び性能が測定された。予測熱伝達データを立証するため、ＯＳＵからの実験データとの定性比較も使用された。以下の結びの記述は、この研究から引き出すことができる。
【００３４】
・凹部キャビティ内の３次元流れの更なる理解が得られた。キャビティを通じた漏れ流を支配するために３つのキャビティ渦が見出された。
【００３５】
・キャビティ形状の変化は、主要な凹部渦の形成及び相互作用に影響を及ぼす。高い熱伝達を担う吸引側前部での特定の再循環は、排除することができるとともに、改善された熱伝達挙動を伴う新たな構造をもたらすことができる。
【００３６】
・空気力学的シールを形成する有利な効果が両方の凹部構造において示されてきた。先端漏れ質量流は、本発明に係る新たな凹部構造では、平坦な先端と比べて、２５％程度下げることができる。ＣＦＤは、新たな構造においても増大された出力を示した。実験測定値は、設計点において平坦な先端と新たな凹部先端との間でタービン効率の０．３％の増加を示した。
【００３７】
・ブレード先端での熱負荷は、異なるブレード先端要素、即ち、先端縁、キャビティ縁壁、キャビティ底部、及び、後部平坦ブレード先端における熱負荷間で釣り合うように見出される。新たな凹部構造は、ベースライン凹部構造に比べて全熱負荷が約７％低く、平坦な先端に比べて１５％低い。
【００３８】
・筆者の知識の限りでは、これは、性能を向上させ且つ熱負荷を減少させるためにブレード先端凹部キャビティの詳細なプロファイリングが示される最初のときである。
【００３９】
・ブレード先端凹部キャビティ壁の３次元幾何学的プロファイリングは、全体の効率を著しく向上させると同時に、ブレード先端における熱負荷及び機械的応力の両方を効果的に減少させる。
【００４０】
・凹部キャビティ壁の３次元幾何学的プロファイリングは、不均一な縁部壁厚及びキャビティ凹部容積の内側の３次元成形を使用することによって達成することができる。
【００４１】
・３次元幾何学的プロファイリングは、凹部縁部厚及びキャビティ深さを個別に或いは組み合わせて変化させることによって起こる。
【００４２】
・凹部キャビティの３次元幾何学的プロファイリングは、漏れ流及びキャビティ内での渦とのその相互作用を最適化するとともに、キャビティ壁での流れ及び高い熱負荷によってキャビティ内に損失をもたらす垂直流形成を抑制する。
【００４３】
・上記特徴を示すブレード先端凹部キャビティの３次元幾何学的プロファイリングは、二次的な渦形成を軽減して抑制するとともに、周方向及び径方向の両方で渦形成に必要な利用可能空間を制限する。
【００４４】
・凹部キャビティ壁の３次元幾何学的プロファイリングは、有利なキャビティ圧勾配の場合にキャビティ壁の更なるブレード表面に起因して、ブレードのより高い作業出力をもたらす。
【００４５】
・上記特徴に係る３次元幾何学的プロファイリングは、組み合わせるための最適なキャビティ容積を規定する。
【００４６】
・上記特徴を示す３次元幾何学的プロファイリングは、周方向に合わせられる渦の数を減少させる。
【００４７】
・上記特徴を示す３次元幾何学的プロファイリングは、エネルギ散逸の少ない渦パターンをキャビティ内にもたらす。
【００４８】
・上記特徴を示すブレード先端凹部キャビティの３次元幾何学的プロファイリングは、摩耗が減少された表面領域、冷却穴保護、機械的応力の低下など、輪郭形成されていない縁部厚が一定のキャビティの利点を維持する。
【００４９】
・上記特徴を示すブレード先端凹部キャビティの３次元幾何学的プロファイリングは、覆いがされていない及び特定の部分的に覆いがされたタービンブレードにおいて適用可能である。
【００５０】
・上記特徴を示す３次元の幾何学的に輪郭形成された先端凹部キャビティ壁は、絞り機構として作用することにより、漏れ流の受動的な流れ制御を与える。
【００５１】
・上記特徴を示す３次元流動構造に基づく３次元の幾何学的に輪郭形成された先端凹部キャビティ壁は、性能向上のための既存のブレード及び代替ブレードの両方のブレード先端を再設計するために使用でき、新たな構造形態に組み込むことができる。
【００５２】
本発明は、空気力学的な外形を有する側面を有するタービンブレードに関する。タービンブレードは、タービンのケーシングから間隙によって画成されるタービン内の装着位置に配置される端面を有している。端面は、空気力学的なシールとして作用するように及び／又はブレード先端熱負荷を減少させるように形成される凹部を備えている。凹部は、周方向で変化可能な壁厚を有する側壁によって画成される。側壁は、高さ方向（タービンブレードの長さ方向）で略一定の壁厚を有している。特定の実施形態において、側壁の壁厚は、タービンブレードがその最大厚を有する領域で全体的最大値を有する。更なる実施形態において、側壁の壁厚は、ブレード前縁（後縁±１００％）に対して＋０％〜＋５０％の相対長さで、タービンブレードの吸引側に最大値を有する。特定の実施形態において、この最大値は全体的最大値である。しかしながら、特定の他の実施形態において、側壁の壁厚は、タービンブレードの圧力側に最小値を有する。適用分野に応じて、これは、ブレード前縁淀み点（０％）に対して−０％〜−７０％の相対長さ範囲に位置されてもよい。圧力側の壁厚は少なくとも部分的に一定であってもよい。良好な結果は、側壁の壁厚の全体的最大値が全体的最小値よりも約５．５〜６．５倍大きいという点で達成されてもよい。一実施形態において、凹部は略一定の深さを有している。
【００５３】
ここに記載された発明は、添付の請求項に記載される本発明を限定するものと見なされるべきではない添付図面及びここで与えられる以下の詳細な説明からより十分に理解される。図面は、簡略的で且つ概略的な態様で示している。
【実施形態の説明】
【００５４】
本発明の次の実施形態について更に詳しく説明する。同様の特徴が同じ参照符号が付された異なる図面中にある。
【００５５】
図１は、タービンブレードの先端に配置された凹部の挙動の数値計算のための２つのタービンブレードのコンピュータモデルを示している。
【００５６】
適用される解析モデルは、一般に、タービンブレード１の数値グリッド（メッシュ）に基づいている。使用される数値グリッドは、ＭＥＬＬＩＰと呼ばれる社内で開発されたグリッドジェネレータを用いて生成された。マルチブロック構造のグリッドジェネレータは、計算領域境界をメッシュするために、入力データとして二次元ＮＵＲＢＳライブラリを使用する。一組の幾何学的変換を使用して、意図されるグリッドトポロジーにしたがって内部ブロック境界が画成される。各ブロックのメッシング中にフレキシブルなクラスタリング仕様を用いる非線形補間アルゴリズム及び二次元ポアソンタイプの楕円型偏微分方程式の両方を使用すると、高いグリッド品質、即ち、滑らかなグリッドライン、制限されたアスペクト比、歪み、セル間比が得られる。幾つかのトポロジーが実施されるとともに、これらのトポロジーは、ブレード凹部ケースにおいて、凹部領域を有するブレード先端のための計算領域を１８ブロックに分ける。特に、調整可能なサイズ及びグリッド密度を有する上流及び下流伴流ブロックの使用は、後縁領域で低いグリッド歪みを維持するのに役立つとともに、シェッドウェイク（ｓｈｅｄ  ｗａｋｅ）の数値拡散を防止する。この研究のために使用されるグリッドは、この領域で流れ勾配を獲得するために、ブレード先端領域で高い分解能を示す。
【００５７】
これは、グリッド点の数を約９０００００点に保つのに役立つ。なぜなら、壁の近傍のクラスタリングが２層乱流モデル計算の場合のように積極的である必要がないからである。そのため、ブレード先端領域でグリッド点の数が多いと、滑らかなセル間比分布を伴って均一なメッシュ密度がもたらされる。密度が高い密集した先端領域グリッドブロックは、ブレード範囲のおおよそ上１０％にわたっている。
【００５８】
好んで使用される数値流れ解法は、ＭＢＳｔａｇｅ３Ｄ、即ち、多段ターボ機械用途における３次元構造化ナビエ−ストークス解法と呼ばれる。ＭＢＳｔａｇｅ３Ｄにおいて好んで使用されるタイムマーチングアルゴリズムは、ジェームソン型アルゴリズム、即ち、安定性を高めるために適用される残余平均化技術を用いたイクスプリシット法である。四次精度を有する５段階ルンゲ・クッタ技術によって時間離散化が達成されることが好ましい。ここで論じられる全ての計算は、壁での乱流粘度を計算するためにゾンマーフェルト対数壁関数と共に代数的Ｂａｌｄｗｉｎ−Ｌｏｍａｘ乱流モデルを用いて行なわれる。
【００５９】
流れ物理学の理解を得るために必要な広範囲にわたる後処理は、対象の流れ場の３Ｄ，２Ｄ，１Ｄ及びスカラー調査によって達成される。３Ｄ視覚化はＴＥＣＰＬＯＴを用いて行なわれ、積分器の収集及びＴＥＣＰＬＯＴのための３Ｄデータ生成サブルーチンは社内で開発される。
【００６０】
図２は、従来技術から知られる一般的なタービンブレード５１を概略的に示している。タービンブレード５１は、空気力学的な外形を成す外側表面５７を有している。また、タービンブレードは、タービンのケーシング５８（図５）に対して離間して配置されるタービン内の装着位置にある端面５６を備えている。端面５６は、空気力学的シールとしての機能を果たすように形成される凹部５２を備えている。ブレード先端５３にある凹部５２は、長さＬ及び均一な深さＤを有している。凹部２を取り囲む壁５４は、垂直・周方向で一定の厚さｔを有している。軸方向翼弦（翼の深さ）の８０％の長さＬ及び先端間隙高さの２倍の深さＤを有する凹部５２及びブレード先端５３の周囲の３次元流れ場の調査で、典型的な態様で流れ特性を確認することができた。
【００６１】
先端凹部５２の幾何学的形態及びブレード先端５３の周囲の流れ場の分布に対するその影響は、より改良された凹部構造を見い出すために標準的な（公称）凹部構造５２（図２，４，５参照）に基づいて調査された。変化する主な幾何学的パラメータは、凹部キャビティの長さＬ、キャビティの深さＤ、及び、殆ど一般的に前の２つのパラメータの任意の関数となり得る凹部縁部の形状であった。しかしながら、形状は、殆どの場合、長さの関数として決定された。
【００６２】
凹部２のキャビティ壁（図６参照）は、外側ブレード壁によって生成される主要出力に対して加えられる必要がある更なる出力を生成する更なる表面を与える。また、凹部ケースのブレード先端における先端漏れ流が平坦な先端の場合よりも低いことも観察された。計算領域にわたる全質量流は不変のままであった。このことは、漏れ質量流の変化が吸引側喉領域よりも前で起こり、そのため、ロータを通じて一定した補正された流れがもたらされることを示唆している。また、全体の圧力損失係数の変化が先端間隙質量流の変化に従うことに留意することも重要である。空気力学的損失と検証された先端漏れ質量との間の関係は、重要な設計基準として先端漏れ質量流の更なる減少を必要とした。深さに伴う変化はかなり非線形であった。この場合、最適な深さにより、最小先端漏れ質量流が確認された。これも、先端漏れ質量流が間隙高さに伴って直線的に変化する平坦な先端のケースにおける先端漏れ質量流の進展との重要な違いである。凹部の長さの変化はほぼ直線的であった。
【００６３】
したがって、詳細な流れ物理学の理解は、設計プロセスにおいて特に重要であり、３つの主要なテストケースのために次に調査される。第１のテストケースは平坦な先端ブレードである。第２のテストケースは、軸方向翼弦の８０％の長さ及び先端間隙の２倍の深さを有し且つ縁部厚さが一定に維持される従来技術から知られる公称凹部キャビティである。このテストケースは、凹部キャビティにおける現在の設計を表わしている。最後のテストケースは、広範囲にわたる物理モデリング及び幾何学的摂動に基づいて新たに設計される凹部形状である。
【００６４】
図３は、２つの主要な流動構造を伴う平坦な先端１０１を有する一般的なタービンブレード１００の周囲の流れ場を典型的な態様で示している。第１の主要な流動構造は、発生駆動流体が前縁において吸引側から先端間隙に入って約２０％軸方向翼弦の後に再び先端間隙から出るときに生じる先端通過渦１０２である。更に前縁と約１５％軸方向翼弦との間の圧力側で起こる先端漏れは、先端間隙を横断し、先端通過渦内で発生流と混合する。先端通過渦の供給はうまく編成される。この場合、分割流線を通過する流れが先端通過渦の形成を誘発する。先端通過渦を供給する引き続いて起こる圧力側漏れ流も確認することができる。
【００６５】
観察される第２の主要な流れ特性は、約１５％軸方向翼弦で始まる圧力側から間隙を横断する先端漏れ流から生じる先端漏れ渦１０３である。先端通過渦を供給する圧力側漏れと先端漏れ渦外側流体層との間の分割流線を確認することができる。先端漏れ渦１０３における外側流体層は、漏れジェットを生成する圧力駆動される低い間隙剪断損失の主要部分に起因する。先端漏れ渦コアがブレード先端境界層流体によって形成される。
【００６６】
ブレード平均キャンバラインに対して垂直な切断面は、良く知られた間隙流構造を明らかにする。先端漏れ流が圧力側から間隙内に入ると、剥離バブルが形成され、それにより、縮流部がもたらされる。縮流部から出る漏れジェットは、その後、間隙の下部に伴流を形成する。この伴流は、混合損失を形成するとともに、後に先端漏れ渦コアで見出される。伴流部よりも上側の漏れジェットは、しばしば、等エントロピジェットとしてモデリングされ、それが吸引側で間隙から出るときに軸方向位置に応じて先端漏れ渦コアの周囲に外側流体層を形成する。
【００６７】
図４は、その先端５３に凹部５２を有する図２に係るタービンブレード５１の周囲の流動構造を概略的に示している。凹部５２は、後縁６２を除くそのほぼ全長にわたって周方向及び垂直方向（タービンブレードの長さ方向）で、略一定の壁厚を有している。なお、流動構造は、異なるタービンブレードロータ構造において幾分変化するタービンの空気力学的構造に依存しており、したがって、以下の説明と正確に一致しない場合がある。これにもかかわらず、現代の軸流高作業タービンにおいては流れ特性の多くが一般に同一のままであり、幾何学的な変化に関連する当業者研究及び感度が適用可能なままであると考えられている。全部で６つの主要な流れ特性がキャビティ流に影響を及ぼすことが分かった。圧力側の前縁６０から始まって、通過のブレード前縁淀み点６１の流体よりも上側の流体がキャビティ５２内に入る。当該流体は、低い損失を伴って且つ前縁での流体の流れ角でキャビティを横断するとともに、ピーク吸引後直ぐにキャビティ底部とキャビティ吸引側壁との間の角部に衝突する。角部壁にぶつかった後、この圧力側前縁ジェットは、渦構造体Ｃへと巻き上がって、キャビティ５２の内側で下流側へ移動し、部分的にキャビティ５２から出るとともに、吸引通過流内に再び入る。吸引側の直ぐ最初の２０％軸方向翼弦上の、先端クリアランス圧力勾配に起因して全圧力側２０に沿ってキャビティに入る凹部縁上の境界層は、キャビティ底部とキャビティ壁との間の角部で渦Ａへと巻き上がり、それにより、全圧力側２０に沿ってキャビティの端部へと広がり、吸引側２１の軸方向翼弦の２０％までキャビティ壁に達する。軸方向翼弦の１０％後、渦Ｃのこの吸引側部分は、キャビティに入る発生駆動吸引側漏れジェットによってキャビティ底部から離昇される。第３の重要な流れ特性は、ケーシング境界層流体が圧力側先端漏れジェットＴＬに抗して巻き上がるときに生じる渦Ｂである。この渦は、ケーシング壁上に留まり、図５に示されるようにキャビティの内側で圧力先端漏れをそらす。上記２つの垂直流動構造間で分割流線ＤＳ１が確立する。
【００６８】
２０％軸方向翼弦の下流側において、圧力側漏れの流れ挙動は、漏れがキャビティ渦によってそらされてキャビティ渦と相互作用するという違いを伴って平坦な先端のケースと同様である。この流体は、吸引側で間隙を出た後、先端漏れ渦及び先端通過渦の外側層を再び形成する。先端通過渦のコアは、１０％軸方向翼弦〜２０％軸方向翼弦でキャビティに入って出るときにキャビティ角部渦から離昇する同じ発生先端漏れによって形成される。先端漏れ渦のコアは、圧力側漏れジェットがキャビティから出るときに生じる吸引側縁部での剥離バブルの背後の伴流である。
【００６９】
キャビティの内側の流れ特性を更に明確にするため、圧力側前縁ジェットによって形成される渦の形成体の下流側に位置するキャンバラインに対して垂直な切断面が図５に示されている。上記３つの主要なキャビティ渦が参照される。ケーシング渦Ｂと縁部境界層巻き上げ渦Ａとの間において、圧力側漏れは、圧力側前縁キャビティジェットによって引き起こされるキャビティ持ち上げ渦Ｃを横断する。２つの剥離バブルは、先端漏れジェットが間隙に入るときに外側ブレード壁に対して圧力側リム縁部で一方が形成され、先端漏れがキャビティから再び出るときにキャビティ壁を有する吸引側リム縁部で他方が形成される。先端漏れジェットは、渦が位置する高エントロピー領域間の低エントロピー領域として認識される。ケーシング渦はやや圧迫され、これは、ブレードの下流側で徐々に多くの流体が隣接する渦から混入する理由を説明する。
【００７０】
公称構造は、凹部キャビティ内に多くの渦構造を示した。特に、キャビティの前部はこれらの構造によって影響される。以上から分かるように、縁部からキャビティ内へと漏れる境界層流体は、キャビティ底部とキャビティ縁部壁との間の角部に沿って渦内で巻き上がる。新たな設計の目的は、ブレードの前部で再循環領域を排除して、空気力学的損失を最小限に抑え、ヘッド移動係数を減少させることであった。
【００７１】
図６は、本発明に係るタービンブレード１の先端３の周囲の流れ分布を示している。凹部２は、周方向に可変壁厚ｔを有する壁４によって取り囲まれる。これにより、壁４は、タービンブレード１が全ての厚さにわたって最大値を有する領域において吸引側２１で最大厚ｔを有する。凹部２の側面５においてそれぞれ壁４は、ここでは、タービンブレード１の長手方向軸と略平行（タービンブレード１の端面６に対して略垂直）に配置される。しかしながら、適用分野に応じて、他の構造が適する場合がある。１つの利点は、図示の構造を標準的な研削プロセスによって形成するのが比較的容易であるという点にある。
【００７２】
改良された構造の１つの効果は、再循環領域を圧力側前縁ジェットから分離する流線が移動されるという点である。図６には、キャビティ流れパターンに対する改良された構造の影響が示されている。前縁１０での再循環が抑えられる。ここで、圧力側前縁ジェットが全キャビティ２内で広がる。ケーシング境界層流体は、渦Ｂへと巻き上がるとともに、圧力側前縁ジェットからの流体と相互作用する。このとき、公称構造における再循環で捕捉された流体は、キャビティ内に入るとともに、圧力側前縁ジェットによって再び押し出される。当該流体は、キャビティから出た後、先端通過渦を供給する。
【００７３】
図７は、タービンブレード１の長手方向と平行な切断面に沿うタービンブレード１の先端３の周囲及びキャビティ２内の渦流パターンを示している。図示のように、タービンブレード１の端面６は、タービンのケーシング８から間隙１２によって画成される。渦Ａ，Ｂは積極的に相互作用している。したがって、渦Ｂは、ケーシングにもはや限定されず、全てのキャビティ容積を占めることができる。渦Ｃは、公称ケースにおける吸引側前縁再循環をもたらした流体によって形成される。当該渦は、この流体が圧力側前縁ジェットによってキャビティから押し出されつつキャビティ縁部で分離する際に形成される。
【００７４】
その後、３つのテストケースの空気熱力学的性能に関する結果が導入される。空気力学的性能において、先端漏れ質量流が調査される。なぜなら、それが全体の圧力損失に集中的に関与しているからである。熱伝達に対する新たな構造の影響を評価するため、ブレード先端壁上の累積熱流束ベクトル及びヌッセルト数分布が比較される。
【００７５】
図８は、３つの調査されたテストケースに関する圧力側及び吸引側における前縁から後縁までの累積先端間隙質量流の変化を個別に示している。図中、ｘは長さを意味し、ｃ ａｘは軸方向翼弦を意味し、ｍｄｔ＊はブレード先端上にわたる漏れ質量流を軸方向距離の関数として示している。圧力側において、最も重要な特徴は、凹部キャビティが縁部の背後で開放する限り、直線的な増大と比較される平坦な先端における前縁から後縁までの累積先端間隙質量流の成長である。キャビティ後縁の下流側では、累積先端間隙質量流も、非直線的に変化し、両方の凹部構造において平坦な先端のケースに類似している。直線的増大は、圧力側では先端間隙入口及び吸引側では先端間隙出口での平均静圧変化によって説明されてもよい。
【００７６】
図９に示されるように、静圧は、平坦な先端のケースでは、圧力側及び吸引側の両方において不均一に減少する。図は、軸方向長さに応じた静圧変化を示している。しかしながら、凹部ケースの場合、先端漏れがキャビティ内に入るときは常に静圧が一定のレベルを保ち、これは、圧力側間隙全体におけるケースであるが、発生流体がキャビティ内に入る吸引側の前部におけるケースでもある。凹部キャビティは、圧力が一定を保つリザーバのように作用する。シール効果及び結果として生じる累積先端間隙質量流の減少が明確に観察される。公称凹部ケースは、平坦な先端と比べると、漏れ質量流の２３％の減少を示し、新たな構造は、平坦な先端と比べて間隙を横断する質量流が２５％少なかった。
【００７７】
図１０は、ブレード吸引側における間隙出口での累積先端クリアランス質量流を示しており、平坦な先端ブレード（従来技術）、一定の壁厚を有する凹部（公称凹部、従来技術）、及び、可変壁厚を有する改良された凹部（本発明に係る新たな構造として示される）に関して示されている。発生駆動先端漏れ質量流は、平坦な先端のケースよりも凹部ケースの方でかなり激しい。発生漏れは、全ての３つのケースにおいて、前縁から２２％軸方向翼弦まで達する。しかしながら、凹部キャビティに入る質量流の量は、平坦な先端における量のほぼ２倍である。これは、キャビティを、流体で満たされるべきリザーバとして作用する状態に再び維持する。キャビティ内に更に入った質量流の量の平坦先端間隙と比べた違いは、吸引側全体にわたる合計累積先端漏れ質量流における減少とほぼ正確に一致する。公称構造と新たな凹部構造との間に先端間隙質量流の大きな違いがないのが分かる。
【００７８】
図１１は、３つの異なるタービンブレードの先端における熱伝達を示している。図１１ａは、図３に示されるような平坦な端面を有する一般的なタービンブレードのヌッセルト数（Ｎｕ数）分布を比較態様で示しているが、図１１ｂ及び１１ｃは、従来技術（「公称」として示されている）及び本発明（「新」として示されている）に係る凹部を有するタービンブレードにおける分布を示している。高いヌッセルト数が全ての３つのケースにおいて前縁で起こる。これは、熱い流体がブレード先端と最初に接触し、熱伝達が最も高い場合である。圧力側縁部において、ヌッセルト数は、全ての３つのケースで同じ大きさを有する。公称凹部の薄い縁部は、新たな構造と比べて吸引側前部で同様の分布を示す。先端漏れ渦が生じると（約２５％軸方向翼弦）、ヌッセルト数の値は、平坦な先端のケース及び公称凹部のケースの両方において減少する。しかしながら、この観察は、新たな構造の吸引側縁部において行なうことができない。平坦な先端及び公称凹部はいずれも、前縁において高いＮｕ数を示す。しかしながら、新たな構造において、Ｎｕ数値は、キャビティ底部で高い数値に達しない。図１１から、本発明に係る凹部を有する改良された構造（「新」として示される）と平坦な先端（「平坦」として示されている）との間の違いが視覚化される。より厚い縁部による吸引側再循環領域の遮断は、より高いヌッセルト数を縁部でもたらさなかった。
【００７９】
図１２は、異なるタービンブレードの熱負荷を視覚化している。一般的な平坦ブレード先端（「平坦」として示されている）のブレード先端及び従来技術（「公称」として示されている）並びに本発明（「新」として示されている）に係る凹部を有するブレード先端の累積熱流束ベクトルは、３つのテストケースにおいて熱負荷を与える。
【００８０】
影響された壁タイプにしたがって熱負荷が分けられる図１２から、以下の観察を行なうことができる。全体の予測先端熱負荷は、平坦な先端において最も高く、可変壁厚を有する改良された構造（「新たな」構造）において最も低い。平坦な先端と新たな構造との間の熱負荷の減少（約１４％）は、公称と新たな凹部構造との間（７％）よりも約２倍高い。しかしながら、新たな構造も公称構造より高い熱負荷領域を有することに留意しなければならない。これは、キャビティ縁壁及び残りの後部平坦ブレード先端部が属するキャビティ壁及び先端縁におけるケースである。縁部厚さの増大及び更に深くて短いキャビティは、この増大する熱負荷の原因である。しかしながら、吸引側再循環領域の除去によってキャビティ内の前縁で流れ場を変えると、キャビティ底部での熱負荷の減少に有効であることも分かった。
【００８１】
図１３及び図１４では、ＣＦＤ予測からの計算結果（図３−１２参照）が、スイス連邦工科大学（ＥＴＨＺ）において極秘態様で行なわれた実験結果と比較される。平坦な先端及び新たな凹部構造ブレードは、ＥＴＨＺ軸流タービン設備ＬＩＳＡで実験的に評価された。
【００８２】
図１３ａは、平坦先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁での実験的な相対全圧係数分布を示している。最初に、平坦な先端及び新たな凹部構造における予測された実験的な相対全圧損失係数が、ロータ後縁の１４％軸方向翼弦下流に位置する２Ｄ軸方向切断面で比較される。図１３ａに示される平坦先端ブレードにおける実験データは、不安定流時の所定の点でのスナップ写真である。したがって、単列安定状態ＣＦＤ結果において存在しない不安定流れ特性が解決される。不安定データの事実はまた、二次流渦及び先端漏れ渦を特定する低い相対全圧領域の変化を明らかにする。
【００８３】
図１３ｂは、単列安定状態計算からのＣＦＤ予測を示している。計算的に予測された相対全圧損失係数は、実験によって測定された二次流動構造を十分に良好な精度で解決する。ハブ及び先端通過渦は、それらの空間的延在及び損失の大きさの両方で捕らえられる。また、ロータブレードの後縁伴流はＣＦＤ結果において捕らえられる。しかしながら、先端クリアランス渦に関連付けられる損失領域は、前述したように実験と比べて過大予測される。
【００８４】
図１３ｃは、平坦先端ブレードにおけるロータブレード後縁の軸方向翼弦下流の１４％における相対流れヨー角のＣＦＤ予測され且つ測定されたピッチ平均径方向分布を示している。図示のように、８０％範囲〜１００％範囲の先端漏れ渦に起因する相対ヨー角の変化は、大部分は、計算結果によって過大予測される。ハブ及び先端二次流動構造に起因する相対ヨー角変化の大きさは、うまく予測される。
【００８５】
図１４ａ及び１４ｂは、周方向で可変壁厚を有する本発明（「新たな」構造として示されている）に係る改良された凹部を有するタービンブレードにおける実験データ及びＣＦＤ予測データが比較されることを示している。図１４ａに示される実験データは、先と同様、不安定データのスナップ写真である。平坦なブレード先端及び新たな凹部構造におけるスナップ写真はいずれも同じ時間点で取得された。安定状態計算からのＣＦＤ予測相対全圧係数が図１４ｂに示されている。この場合も、図示のように、予測ＣＦＤ結果は、測定された流れ場によって取得される同じ特徴を解決する。ハブ及び先端通過渦を示す予測相対全圧損失係数は、実験データとうまく一致する。平坦な先端のケースにおいて留意される先端漏れ渦の過大予測は新たな凹部構造ケースでも見出される。平坦な先端のケースにおける計算的に予測された相対全圧損失係数と比べると、新たな凹部構造における先端漏れ渦損失コアの空間的延在が減少されたことに気付くことができる。
【００８６】
図１４ｃは、新たな構造における測定され且つ予測されたピッチ平均相対流れヨー角分布を示している。ＣＦＤ予測相対流れ角度分布は、範囲の約８０％まで実験データと一致する。８０％範囲〜１００％範囲の部分は、先端漏れ渦によって影響される。ハブ及び先端における二次流れ特性が正確に予測されるのに対し、先端漏れ渦に起因する流れ角の違いはかなり過大予測される。
【００８７】
図１５には、平坦な先端及び新たな凹部構造における実験的に測定された相対ヨー角分布が、６０％範囲から１００％の範囲のケーシングまでの先端領域において与えられている。図示のように、新たな凹部構造は、平坦先端ブレードよりも少ない過剰回転を示している。この結果は、凹部キャビティが定まった過剰回転を担う先端漏れ渦に影響を及ぼすことを明確に示している。
【００８８】
実験的に測定された性能データは、使用されるタービンにおいて「新たな」凹部構造が正に同じ全タービン作動状態で平坦な先端と比べたときに０．３％の全効率を有することを示している。両方の効率間の予測された違いは０．３８％であった。これは、実験データと定量的にうまく一致する。
【００８９】
予測された熱伝達は、オハイオ州立大学ガスタービン研究所によって与えられたデータと定量的に比較される［１２］。ここで与えられた公称構造に類似する凹部キャビティを有するタービンブレードには、前縁、後縁及び中央の近傍のキャビティ底部で熱伝達を測定するために熱伝達ゲージが備えられた。また、縁部にも幾つかのゲージが備えられた。異なるベーン／ブレード間隔においてヌッセルト数が報告された。調査された場所におけるＮｕ数の変化の傾向は類似している。最も高いＮｕ数は前縁領域で見出される。第２の熱流束ゲージは、ピーク吸引から１２．５％ブレード軸方向翼弦下流に位置された。これは、前縁におけるＮｕ数のほぼ半分を報告している。また、これは、図１１からの公称凹部ケースにおいても観察できる。最後に、８０％キャビティ軸方向翼弦に対応する６２％ブレード軸方向翼弦における第３のヒートゲージは、全てのベーン間隔においてほぼ同じＮｕ数を報告し、これは、短い間隔における先のＮｕ数に関して小さいベーン間隔において報告された。
【００９０】
図１６及び図１７は、本発明に係るタービンブレードの幾つかの凹部の周方向の壁厚の分布を示している。タービンブレードの凹部の異なる形状を比較することが可能になるように、グラフは、ｙ軸上で厚さｔが基準厚ｔ０に対して示されているという点で正規化された態様で示されている。図６を参照すると、壁４の局所的な厚さｔは、タービンブレード１の側面７及び端面６によって形成されるタービンブレード１の外縁１３に沿ってこれと垂直なタービンブレード１の端面６の高さで測定される。グラフでは、局所的な壁厚ｔが、いずれも周方向で、ブレード前縁淀み点０（０％周方向長さ）から始まってｘ軸上に示されており、これにより、タービンブレード１の後縁１１の相対的な位置が値１（１００％）及び１（−１００％）のそれぞれによって示される。吸引側がプラス（＋）であり、外形の圧力側がマイナス（−）である。グラフでは＋０．６（＋６０％）〜＋１（＋１００％）及び０．６（−６０％）〜−１（−１００％）の範囲にほぼ位置する後縁１１は、この領域でタービンブレードの厚さが減少するため、図では考慮されていない。図示のように、壁厚ｔは、吸引側で増大するとともに、適用分野に応じて、＋０．１（＋１０％）〜＋０．４（＋４０％）相対長さ範囲で、タービンブレードの吸引側に（局所的な）最大値１５を有する。他の実施形態において、最大値１５は、＋１１％、１９％、３０％、３７％（誤差±５％）にそれぞれ配置される。最大値１５は、特定の実施形態では、タービンブレードの最大厚１４の領域内に配置される。図示のグラフから読み取ることができるように、特定の実施形態は、厚さの局所的に減少される増大を伴って、＋０．０５（＋５％）〜＋０．１５（＋１５％）の範囲内に肩部１６を有している（例えば図６を参照）。一実施形態において、壁厚の増大（矢印１７で示される）は、タービンブレードの圧力側、例えば０．１〜０の範囲で既に始まる。グラフから分かるように、特定の実施形態において、壁厚の増大及び減少は、一般に互いに類似しており、０．１正規化周方向長さ毎に３００％〜４００％の範囲内にある。グラフから更に読み取ることができるように、最大壁厚は、圧力側の最小壁厚よりも約５．５〜６．５倍厚い。
【００９１】
圧力側において、特定の実施形態では、壁厚が一定であり、これは、この領域では一般にグラフの水平な進行によって示される。しかしながら、特定の実施形態（外形３参照）は、圧力側で局所的な最大値１８を有していてもよい。
【００９２】
本発明をその特定の実施形態に関連して説明してきたが、多くの他の変形及び変更並びに他の用途が当業者に明らかとなる。したがって、本発明は、本明細書中の特定の開示内容によって限定されず、添付の特許請求の範囲のみによって限定されることが好ましい。
【図面の簡単な説明】
【００９３】
【図１】凹部キャビティを有する３次元計算グリッドタービンロータブレードの一例である。
【図２】従来技術に係る凹部キャビティ構造の一例である。
【図３】従来技術から知られる平坦先端ブレード上にわたる３次元ＣＦＤ流れ分布である。
【図４】従来技術に係る凹部を有する第１の実施形態の先端の周囲の３次元ＣＦＤ流れ分布である。
【図５】図４に係る凹部における２次元ＣＦＤ流れ分布である。
【図６】本発明に係る凹部を有するブレード先端の周囲の３次元流れ分布である。
【図７】図６に係る流れ分布の断面図である。
【図８】圧力側ＣＦＤ正規化先端質量流である。
【図９】静的ＣＦＤ予測先端縁部である。
【図１０】吸引側ＣＦＤ予測正規化先端質量流である。
【図１１】ＣＦＤブレード先端ヌッセルト数分布である。
【図１２】平坦な先端、公称凹部及び新たな凹部におけるＣＦＤ予測正規化熱負荷である。
【図１３ａ】平坦先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁での実験的な相対全圧係数分布である。
【図１３ｂ】平坦先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁でのＣＦＤ予測相対全圧係数分布である。
【図１３ｃ】平坦先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁での安定ＣＦＤ予測  対  ピッチ平均実験相対ヨー角である。
【図１４ａ】新たな凹部先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁での実験的な相対全圧係数分布である。
【図１４ｂ】新たな凹部先端ブレードにおける１４％下流ロータブレード後縁でのＣＦＤ予測相対全圧係数分布である。
【図１４ｃ】新たな凹部先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁でのＣＦＤ予測  対  実験的なピッチ平均相対ヨー角である。
【図１５】新たな凹部先端ブレードにおける１４％軸方向翼弦下流ロータブレード後縁での実験的なピッチ平均相対ヨー角である。
【図１６】タービン先端における凹部の壁厚分布の第１のグラフを示している。
【図１７】タービン先端における凹部の壁厚分布の第２のグラフを示している。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３ａ】
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【図１３ｂ】
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【図１３ｃ】
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【図１４ａ】
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【図１４ｂ】
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【図１４ｃ】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【国際調査報告】
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