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日本ガスタービン学会誌

Vol.46

No.5

2018.9動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上
Improvement of Steam Turbine Stage Efficiency by Controlling Rotor Shroud
Leakage Flows柴田 貴範＊1

福島 久剛＊2

瀬川 清＊2SHIBATA Takanori

FUKUSHIMA Hisataka

SEGAWA Kiyoshi

ABSTRACT
Shroud leakage flow with large tangential velocity produces a significant aerodynamic loss due to the mixing withthe main stream flow. In order to reduce the mixing loss, two distinct ideas of the rotor shroud exit cavity geometry
were investigated using computational fluid dynamics (CFD) analyses and experimental tests. One idea is an axial
fin from the shroud downstream casing to reduce the axial cavity gap, the other is a swirl breaker placed in the rotor
shroud exit cavity to reduce the tangential velocity of leakage flow. Test results showed that the axial fin and the swirl
breaker improved turbine stage efficiency by 0.2% and 0.7%, respectively. The swirl breaker is an effective way to
improve steam turbine stage efficiency because it can effectively turn the rotor shroud leakage flow in the direction of
the main blade passage flow.
Key words : Steam Turbine, Low Aspect Ratio Blade Row, Rotor Shroud Leakage Flow, Mixing Loss

．緒言

度成分は，ラビリンスシール内部の混合過程ではあまり

蒸気タービンは，主に火力・原子力発電に利用され変化せず，流入した流れと同等な旋回速度成分がシールており，世界総発電量の60%近くを担う主力原動機であ出口においても維持されることも指摘している。それゆ⑴

る 。近年，地球温暖化防止や環境負荷低減の観点から

え，漏れ流れが有する旋回速度成分を，主流と混合する発電プラントの更なる高効率化が求められており，蒸気前に減少させることが，効率向上の観点から重要である。
漏れ流れの旋回速度を除去する試みとして，いくつかタービンの効率改善は今なお重要課題の一つである。
蒸気タービン高・中圧段の内部損失は，⑴翼型損失の研究例が開示されている。Wallisら⑶ は，動翼シュラ（Proﬁle loss），⑵二次流れ損失（Secondary ﬂow loss），

ウドの漏れ流れ流路面に，旋回速度成分を除去して動力⑶漏れ流れ損失（Leakage ﬂow loss）に大別される。こ化するための補助翼を装着した。しかしながら，その補のうち，翼型損失と二次流れ損失は，翼に起因する損失

助翼装着により，シュラウドキャビティ部において主流であり，翼形状の改良により低減できる可能性がある。

の出入りが激しくなったため，有効な効率向上が得られ一方，漏れ流れ損失は，回転系と静止系の間のシール部なかったようである。さらに，シール部出口のケーシンに関与するもので，その損失の大小は，漏れ量だけでな

グ側に，軸方向流出を強化するための整流板を設置した

く，漏れ流れと主流との合流の仕方（すなわちシール部試験も実施した。この場合は，タービン効率の改善と動やキャビティ部の形状）にも大きく影響を受けることが，翼出口における旋回速度成分の低減を確認できたとして近年明らかになりつつある。

いる。他方，Rosicら⑷は，シール部の出口キャビティ部

この漏れ流れ損失に関して，2000年以降の欧州を中心に，入口翼角を静翼流出角に一致させ，出口翼角を軸方に，シール形状の最適化や漏れ流れと主流の干渉形態の向に向けた湾曲ベーン（厚み一定の翼）を設置し，その影響を調査する研究が精力的に行われてきた。その先駆効果を試験で確認した。最も効率が上がったのは，動翼的な解説としてDenton⑵は，翼端漏れ流れに起因するエ

ピッチ当たりにベーン枚を設置したケースで，下流

ントロピー生成が，主に漏れ流れと主流が混合する際にの静翼への流入角が改善される効果も含めて0.4%の段効生じることを指摘している。さらに，漏れ流れの旋回速率向上が確認された。シュラウド漏れ流れの旋回速度成分の除去は，動翼下流での混合損失を低減できると同時＊＊原稿受付 2017年 月22日
査読完了 2018年 月13日
三菱重工㈱〒676-8686 高砂市荒井町新浜町
三菱パワーシステムズ㈱に，段下流の静翼への流入角も一様に近づけるため，下流段静翼の二次流れの発達を抑える効果もある。
‑

また，シール部に整流板などを入れないまでも，シュ‑ラウド前後のキャビティ形状を最適化する研究も，数多ー 26 ー

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Vol.46

No.5

2018.9369

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上

く行われている。Pfauら⑸は，主流に再流入する漏れ流る。ラビリンスシールは，シール機構がない場合に比べれの周方向非一様性や，主流流れがキャビティに逆流すて漏れ量削減が可能だが，有限なフィン先端間隙の存在るのを防ぐため，非軸対称な形状をしたシュラウドやにより，漏れ量が完全に零になることはない。このようケーシング端面を提案している。特に，翼端漏れ流れ流

な漏れ流れは，単にその流れの持つエネルギーが有効利⑹

路の出口側形状に着目した研究として，Rosicら は，流用されないことが問題なだけでなく，主流に再流入する

れ解析による形状サーベイの結果として，従来よりも損際に更なる付随的な損失が発生するという点でも問題で失低減効果の大きい出口キャビティ形状を提案している。

ある。

また，Barmpaliasら⑺は，特に入口キャビティの体積や動翼端部の漏れ流れ流路の一例を図に示す。蒸気軸方向ギャップの影響を調査し，ギャップを狭めること

タービンの高・中圧段では，漏れ流れ損失と翼振動の観は段効率の向上につながり，少なくともTroidal渦の発点から，動翼端部にシュラウドをつけるのが一般的であ生が消えるまでは段効率向上に寄与できるとしている。

る。そのシュラウドと対向するケーシング面には，漏れ

本研究でも，シュラウド漏れ流れの旋回速度の除去に流れを抑制するためのシールフィンが複数設置されてい⑶⑷

着目し，Wallisら やRosicら の補助翼やベーンよりもる。また，シュラウドの径方向厚みに応じて，シュラウ

簡便な構造の旋回速度除去デバイス（旋回防止板）を考

ド前後キャビティの径方向深さが確保されている。さら案，その効果を流れ解析と空気タービン試験で評価した。

に，起動時におけるロータとケーシングの軸方向の熱伸本報では，それらの結果について報告する。

び差を考慮して，キャビティ部分の軸方向間隙が確保されている。これらのことから標準的な蒸気タービンでは，

主な記号

他のターボ機械よりも大きなシュラウドキャビティが翼：断熱熱落差等価速度［m/s］

端近傍に存在することになり，漏れ流れそのものによる損失だけでなく，キャビティが存在することによる損失

㹁0 = 2(h1 − h3ss )も，他のターボ機械に比べ顕著になりやすい。

：動翼根元軸コード長［m］：出口キャビティ軸方向間隙［m］

Seal fins

Inlet cavity：比エンタルピー［J/kg］

Labyrinth seals
Outlet cavity：質量流量［kg/s］：比エントロピー［J/kg/K］：温度［K］

Casing：周速［m/s］/

Rotor tip shroud：速度比（根元）［-］：流速［m/s］

ηFig. 1 Rotor shroud seal and cavity arrangement：効率［-］.

添え字θ

漏れ流れによる損失の発生メカニズム

本研究で着目している漏れ流れ損失を，その発生メカ：漏れ流れ成分

ニズムの観点から区別する。一つ目はバイパス損失であ：主流成分る。これは漏れ流れが動翼部をバイパスすることに起因：静エネルギー等エントロピー過程

する損失で，その大きさは漏れ量の大小に依存する。二：軸方向成分

つ目は主流と漏れ流れの混合損失である。これはバイパ：周方向成分スした漏れ流れが主流に再流入する際に生じる損失で，：静翼入口

その大きさは，漏れ量の大小のみならず，漏れ流れと主：静翼出口

流の混合形態（両者の流速差や流れ方向の違い）にも依：動翼出口存する。三つ目は後段翼列の干渉損失である。この損失
は，漏れ流れが下流静翼と干渉することに起因する損失．動翼シュラウド漏れ流れ

で，漏れ流れの流れ角と下流翼の入口翼角が異なるほど.

損失が増加する。本研究では，これらの損失のうち特にシュラウド漏れ流れ流路

蒸気タービンに限らず，すべてのターボ機械は，回転混合損失に着目し，損失低減の可能性を検討した。

系と静止系の間に両者の接触を避けるための間隙が存在

混合損失の発生メカニズムについて詳述する。図している。軸端部やシュラウド部などでは，その間隙を示すように，動翼の上流から来た流れは大半が動翼部に通過する漏れ流れを最小化するためのシール機構を備え流入するが，一部はシュラウド外周の漏れ流れ流路へとている。そのシール機構として，複数のフィンと膨張室流れ込む。この漏れ流れは，動翼部をバイパスするため，が備わったラビリンスシールを用いることが一般的であ転向することなく動翼下流へと流れていく。その結果，ー 27 ー
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に

370

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上㻹㼍㼕㼚 㼒㼘㼛㼣

Table 1 Turbine representative speciﬁcation㻿㼔㼞㼛㼡㼐

㻮㼛㼡㼚㼐㼍㼞㼥 㼘㼍㼥㼑㼞㻱㼚㼐㼣㼍㼘㼘

㻸㼑㼍㼗㼍㼓㼑㻌㼒㼘㼛㼣㻾㼛㼠㼛㼞㻌㼎㼘㼍㼐㼑

日本ガスタービン学会誌

Mass ﬂow rate

kg/s

10.4

Inlet total pressure

kPa

166

Inlet total temperatureK

363

Outlet static pressure

kPa

127

Rotational speed

rpm

4150

Vortex design‑

Free vortex

Velocity ratio（Root）
，U/C0

‑

0.56

㻿㼑㼏㼛㼚㼐㼍㼞㼥㻌㼒㼘㼛㼣

Fig. 2 Schematic illustration of the rotor shroud leakage ﬂow（Modiﬁed ﬁgure based on Langston⑻）Trailing edge

Stacking center line
1.5Cx

3.5Cx

漏れ流れ流路の出口において，漏れ流れは主流と大きな速度ベクトルの違いを持って，合流することになる。この速度ベクトルの違いが混合損失の主要因である。

StatorRotor⑵

上記のような混合損失についてDenton は，単一のシールフィンのみを有した漏れ流路流れに関して，次のような混合損失モデルを導出している。すなわち，流れCx

Stator inlet
traversing
position

を非圧縮で近似し，相対系における漏れ流れ（ ）と主

Rotor outlet
traversing
position

流（ ）の全温が等しいことに着目すると，動翼出口に⒜ Meridional shape（base shroud cavity case）

おいて主流と漏れ流れの混合に起因するエントロピー生
成Δ は，次式で表される：

TΔs =
ここで

Vθ l
Vz l
m& l
Vθ2 1 −
+ Vz2 1 −
&
mm
Vθ m
Vz m
，

θ

，

………………⑴は，それぞれ質量流量，周方向速度，

軸方向速度であり， ,の添え字はそれぞれ漏れ流れと主流の速度成分を表している。この式から，漏れ流れに起因する混合損失は，漏れ量だけでなく，漏れ流れと主流の流速差に比例して増加することが理解できる。
今回の動翼仕様では，相対系での周方向速度
方向速度

の約

θ

⒝ Stator blade shapeが軸倍に相当するため，軸方向よりも周⒞ Rotor blade shape

Fig. 3 Tested blade geometries

方向の流速差を小さくする方が損失低減にとって効果的である。つまり，主流と混合する前に，漏れ流れの旋回

ブ，シュラウド端壁部の二次流れは互いに干渉すること

速度成分を除去することが高効率化に寄与する。さらに，がなく，はっきりした主流部が形成されることが，過去

このことは下流静翼への流入角度分布の改善にも繋がるの実験結果から判明している⑼。

ため，後段干渉損失の低減にも役立つ可能性もある。

.

キャビティ形状試験に使用した

種のキャビティ形状を図

に示す。

．供試対象

今回，形状変更したのは動翼下流のケーシング形状のみ.

で，静翼と動翼の形状は完全に同一である。キャビティ

供試翼

今回の検討対象であるタービン翼の代表仕様および設形状の作り込みは流れ解析を用いて行い，シュラウド下に示す。設計点における翼根元の反動度は流キャビティへの主流の入り込み防止や漏れ流れの旋回

中間反動度に相当し，翼のスパン方向の速度分布である除去に配慮してサーベイを行った。最終的に採用した形

渦形式は，自由渦である。

状が図

計条件を表

試験における子午面形状および翼形状を図

図

に示す。

である。
⒜は，従来の標準的な動翼下流キャビティで，本静翼は単一翼素断面の翼で，スパン方向の速度三角形の検討のベース形状と言うことができる。動翼から出た主変化に応じ，スロート・ピッチ比s/tが変化した形になっ流がスムースにケーシング部に流入するよう，ケーシンている。静翼および動翼のアスペクト比（＝翼長／軸

グ入口部の形状は大きな円弧で構成されている。しかし，コード長）は，それぞれ2.0および2.6で，静動翼ともに軸方向間隙は軸コード長の約1/3と大きく，動翼下流に比較的大きいアスペクト比を有している。このため，ハ比較的広いキャビティ領域を有している。

ー 28 ー
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No.5

2018.9

これに対し図371

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上⒝は，ケーシング流入部に軸方向突起㻿㼔㼞㼛㼡㼐㻌㼘㼑㼍㼗㼍㼓㼑㻌㼒㼘㼛㼣㻸㼑㼍㼗㼍㼓㼑㻌㼒㼘㼛㼣㻌㼜㼍㼠を設けた改良案で，突起により動翼主流がキャビティへ流入するのを防ぐと同時に，突起の内周面に傾斜をつけて動翼を出た直後の主流がスムースにケーシング面に㻲㼘㼛㼣

沿って流れることを意図している。また，動翼シュラウ㻿㼠㼍㼠㼛㼞

ドの後端とケーシングの突起先端の軸方向間隙はベース㻾㼛㼠㼛㼞よりも狭いので，主流がキャビティ部分を通過する際の剪断層の発達も抑制されるであろう。よって本案により，軸方向間隙を狭めた効果とケーシング流入部の形状を変更した効果の両方を把握することができる。
さらに図⒝の突起の外周側キャビティ内に，周方向等間隔に板状のリブを挿入した案が図㼀㼛㻌㼞㼛㼠㼛㼞㻌㼟㼑㼍㼘㻌㼒㼕㼚㼟⒞である。リブ

Fig. 5 Computational domainの存在により，漏れ流れの持つ周方向速度の低減を企図している。本研究では，このリブを旋回防止板と呼ぶこ

解析に用いた計算格子について説明する。二次流れのととする。今回，旋回防止板の設置枚数は動翼と同一で，
動翼

ピッチ当たりに枚の旋回防止板を配置した。この枚数は，Rosicらのキャビティベーン⑷ の巻き上がりなど，細かな流動も詳細に捕えるため，トータル1700万点の計算格子を利用した。シュラウドシール

ピッチ

部（図

枚と比べると明らかに少なく，形状も簡素である。

参照）には，160万点の計算格子を配置し，ラ

ビリンス流路内の複雑な流動現象も捕捉できるように配慮した。翼間格子の生成には，ANSYS® TurboGrid™

㻿㼑㼍㼘㻌㼒㼕㼚㼟を用いたが，シュラウドシール部や軸封部の格子生成に
㻳㻛㻯㼤
㻩㻜㻚㻟

はANSYS® ICEM CFD™を利用した。いずれの領域もHexa格子で分割し，壁近傍には格子を寄せて境界層の捕捉に配慮した。

㻺㼛㻌㼞㼍㼐㼕㼍㼘㻌㼟㼠㼑㼜㻿㼔㼞㼛㼡㼐
⒜ Case1（Base）

㻳㻛㻯㼤
㻩㻜㻚㻜㻤
㻭㼤㼕㼍㼘㻌㼒㼕㼚⒝ Case2（Axial fin）

㻿㼣㼕㼞㼘㻌㼎㼞㼑㼍㼗㼑㼞
Fig. 6 Computational grid for a shroud leakage flow passage

流れ解析は，ANSYS® CFX®を用いて行った。解析
手法の詳細を表㻜㻚㻜㻤に纏める。乱流モデルとしてはShear

Stress Transportモデルを用い，Gamma Theta Model⒝ Case3（Swirl breaker）

を用いて乱流遷移も評価した。作動流体は理想気体としFig. 4 Tested shroud cavity geometriesて取扱い，その粘性係数は，空気に関するSutherlandの式を用いて算出した。試験条件に合わせた境界条件を用．流れ解析

い，入口で全圧，全温，流れ角を，出口で静圧を与えて

.

解析した。

流れ解析手法

実測結果を基に，流れ解析の精度を検証した。図

流れ解析は，漏れ流れ流路も含む単段体系で行った。
解析体系の一例として，軸方向突起（Case2）を適用しは，ベースのキャビティ形状（Case1）に対する，実測た場合の解析体系を図に示す。より現実に近い試験状（EFD）と解析結果（CFD）の比較である。代表的な結況を模擬するため，シュラウドシール部だけでなく，ハ果として，段効率と動翼出口における絶対流出角の分布

ブ側漏れ流路に繋がるロータ軸封部（図示省略）も，計を示した。本図から分かるように，解析結果は実測と良算領域に加えて解析した。

く一致しており，流れ場の定性的な傾向を十分に捉えてー 29 ー

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372

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上

日本ガスタービン学会誌．空気タービン試験

Table 2 Numerical models
Item

Numerical model

Turbulence model

Shear Stress Transport.

試験設備の概要

本研究で用いた空気タービン設備について概説する。

Equation of state

Ideal gas

同設備は，供試対象であるタービン本体に加えて，高圧Transition model

Gamma Theta model

空気源としての遠心二段圧縮機と，タービン出力を消費

Viscosity

Sutherland s formula

する電気動力計とからなる。遠心圧縮機の仕様は，吐出圧力300kPa，最大風量50000m3/h（Normal）で，消費

100
90

㻱㻲㻰

70

Blade Height [%span]

Blade Height [%span]

80

60
50
40
30
20
10

電力は2700kWである。

100

㻯㻲㻰

90

試験における空気タービンの運転方法について説明す80

る。圧縮機は吐出圧を保持した状態で運転され，その下70

流の放風弁と圧力調整弁により，所定のタービン流量お

60
50

㻱㻲㻰

よび入口圧を実現する。また，タービン軸に直結された

㻯㻲㻰

40

電気動力計には速度調整機能があり，タービン回転数が3020

一定となるように制御することができる。試験の際，圧10縮機とタービンの軸振動，軸受温度は常に監視されてお

0

0

70

80

90

100

Stage efficiency η/ηref [%]

-60

-30

0

30

り，回転系としての信頼性を保持した運用が可能である。

60

Absolute outlet flow Angle [deg]Fig. 7 Comparison of experimental results（EFD）withcomputational ones（CFD）
Thermocouples

いる。しかし厳密に言えば，今回着目しているシュラウ
ド側の近傍（翼高さ80%以上の領域）の流れ分布に関しては，定性的な傾向は捉えられているものの，定量的な一致は十分ではない。実測に比べると，解析では漏れ流れの影響が外周側に限定され，翼の内周側には到達しに

Φ1.8mm

くい傾向にあるようである。
このときのシュラウド近傍の流線を図Fig. 9 Five-hole probe for traversing a rotor outlet flowに示す。本図からわかるように，シュラウドの下流端には，主流が巻き込まれる逆流域が発生している。このような逆流現象.

は，現実には非定常性の強い流れと推測されるが，解析

タービン性能の算出に関わる代表的な計測項目を中心

では実用的な時間で評価する観点から，乱流モデルを用

計測手法に説明する。

いた定常解析を行った。このため，現実よりも大きい乱タービンへ流入する空気流量はオリフィス流量計で測流粘性が生じ，逆流域の非定常性を減衰させ，シュラウ

定し，測定誤差を抑えるため十分な直管長さを有する配ド後流の影響が実際よりも局所的なものになったと考え管部分に設置した。
段性能の把握はられる。このような現象を，より高精度に捕えるために出口の常的な設計検討に用いるレベルの計算機の能力では非実評価した。

用的な手法と考えている。

れており，圧力と同時に温度も計測可能である（図本研究では，定常解析であっても少なくとも流れ角分

また，

ヶ所（図

孔ピトー管で行い，静翼入口と動翼は，LESなどの非定常乱流解析を行う必要があるが，日⒜参照）におけるトラバース計測で孔ピトー管の先端近傍には熱電対も設置さ）。

孔ピトー管の特性は事前の較正試験で把握して布の定性的な傾向は捕捉可能であると考え，実測で観測いるため，全圧・全温以外にマッハ数や流れ角なども評された効率変化の分析に本定常解析を利用した。

価可能である。トラバースで得られた全温・全圧分布を基に次式により段効率を評価し，性能良否を判断した。

Vθ [m/s]110η=h01 − h3
h01 − h3ss ……………………………………………⑵

今回は動翼シュラウドの漏れ流れの挙動に着目していLarge Vθ
Ingress flow

るため，出口キャビティ近傍の局所流れを詳細に捉える必要がある。そのため，動翼下流のトラバース計測に20

は，先に示した小型のピトー管（直径φ1.8 mm）を用い，

Fig. 8 Calculated flow patterns within the shroud leakage flow
path for Case1（U/C0=0.56）

計測データの空間分解能を高めるよう配慮した。
ー 30 ー

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Vol.46

No.5

2018.9373

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上．結果および考察.

.

スパン方向の流れ場分布を基に，前節で述べたキャビ

段性能に与えるキャビティ形状の影響試験で得られた性能計測結果を基に，各キャビティ形

効率改善効果の分析

ティ形状変化による効率改善効果を分析する。

状が段性能に与える影響を評価した。図10は，各キャビ

図11は，同じ速度比におけるベース形状（Case1）とティ形状に対する段性能の比較で，縦軸は段効率η，横軸方向突起（Case2）のフローパターンの違いである。

である。本図から，流出角の正方向の定義は，図12に示す。図11⒜の段効率

軸方向突起を設けたCase2は，ベース形状のCase1より分布を見ると，軸方向突起の追設により，外周側に近も，全速度比域において効率が0.2%向上することが分かい領域の効率が向上していることが分かる。図11⒝は

軸は翼の根元で評価した速度比 /る。流れ解析によると，Case2の漏れ量の主流流量比は，

Case1に対するCase2の段効率差で，本図からも外周側

ベース差+0.01%でほとんど変化しないため，効率改善の領域の効率改善が明確である。動翼出口における絶対の主要因は漏れ流れと主流の混合損失の違いと言える。

系周方向速度の違いを図11⒞に示す。若干ではあるが，流れ場の詳細は後述するが，キャビティの軸方向距離を

軸方向突起の追設により，外周側近傍の旋回速度が抑制

狭め，主流のケーシング流路面へのスムースな流入を促されていることが見て取れる。

進することで，有意な段効率改善につながった。この改善量は，翼形状の改良で得られる効果と比べても遜色な
Blade Height [%span]

いため，蒸気タービンの性能改善のためには，翼形状のみならず，キャビティ形状にも配慮した設計が重要であ㻝㻚㻜㻌㻑㼜㼠

100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

䕿 㻯㼍㼟㼑㻝㻔㻮㼍㼟㼑㻕䕦 㻯㼍㼟㼑㻞㻔㻭㼤㼕㼍㼘㻌㼒㼕㼚㻕䕔 㻯㼍㼟㼑㻟㻔㻿㼣㼕㼞㼘㻌㼎㼞㼑㼍㼗㼑㼞㻕

0.50

Axial fin

Base

Efficiency
increase

70
80
90
100
(a) Stage efficiency η / ηref [%]Blade Height [%span]

Stage efficiency η/ηref

ると言える。

100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

0.54

0.58

0.62

Velocity Ratio (Root)

-5
0
5
10
(b) Difference of efficiency [%]Base

Deswirling effect䕿 䠖 㻯㼍㼟㼑㻝㻌㻔㻮㼍㼟㼑㻕䕦 䠖 㻯㼍㼟㼑㻞㻌㻔㻭㼤㼕㼍㼘㻌㻲㼕㼚㻕

Axial fin

Fig. 10 Overall stage performance for three shroud cavity cases

-30
-15
0
15
0
15
30
45
60 -45(c) Absolute tangential velocity [m/s] (d) Absolute outlet flow angle [deg]さらに旋回防止板を設けたCase3は，Case1よりもピー

Fig. 11 Measured flow distributions at the rotor outlet
traversing position for Case1 and Case2（U/C0 =0.56）

ク性能付近で段効率が0.7%向上し，設計速度比0.56近傍で顕著な性能改善効果が確認された。しかしその一方で，

Rotational direction

設計速度比から離れた領域では効率が低下（例えば /=0.60付近では0.8%程度低下）した。Case3は，速度Rotor blade比に対してやや急峻な特性を有しているが，これには後Absolute outlet
flow angle

Tangential

Minus (-)
direction

述するように，旋回防止板の旋回除去効果が大きいことが関与している。

Axial
Absolute velocity

なお，図10から分かるように，各試作形状の効率値はPlus (+)
direction

Fig. 12 Definition of the absolute outlet flow angle

バラつきを有している。このバラつきは，運転条件の微小な変動や試験日，計測時間帯の違いから生じるものであり，完全に取り除くことはできない。本研究では，計流れ解析の結果を図13に示す。軸方向突起の追設は，測回数が多く，かつ実機において重要視される設計速度

主流がキャビティ内へ流入するのを防ぐと同時に，キャ比付近（=0.55 〜 0.57）の性能について，効率値のバラ

ビティ近傍における安定的な渦流れ①〜③の形成に役つきを統計学的に処理し，各キャビティ形状による効率立っている。これらの渦流れのうちの①と③は，シュラ向上量を評価した。

ウド漏れ流れの主流と，旋回速度の小さいケーシング壁
面近傍の境界層流れとの間で運動量交換を促進し，若干ではあるが漏れ流れの旋回速度を低減する効果がある。
ー 31 ー

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374

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上

Vθ [m/s]
110

日本ガスタービン学会誌

主流の混合損失の低減が大幅な段効率の改善につながった。さらに，多段の状況下においては，図14⒞の流れ角の一様化が下流翼のインシデンス損失改善にもつながり，更なる効率改善効果を期待できる。混合損失低減と流れ

Circulating 䐟flows 䐠
䐡

角の整流効果により，旋回防止板は蒸気タービンの効率改善の非常に有効な手段となり得る。

20

流れ解析結果を基に，旋回防止板の効果を説明する。

Fig. 13 Calculated flow patterns within the shroud leakage flow
path for Case2（U/C0 =0.56）

図15は，旋回防止板を設けた際のシュラウド近傍の流れ

他方，渦流れ②は，高周速で回転するシュラウドの境界

13, 15との比較により，漏れ流れの持つ旋回速度がキャ層流れと運動量交換するため，漏れ流れ主流の旋回速度

ビティ内部で急速に減速されていることが分かる。今回を増強する効果がある。これら背反する効果の結果，漏設置した旋回防止板は，動翼枚数と同数で，類似の研れ流れは僅かではあるが，旋回速度が減少する方向に変究例であるRosicら⑷のベーン設置数（化したのであろう。漏れ流れの旋回速度成分の減少は，枚）に比べると明らかに小さい。今回，強い渦流れが形

図13右端の流線の色が図よりも淡くなっていることか成されているキャビティ部分に旋回防止板を設置するこらも明らかである。結局，軸方向突起の追設は，主流のとで，強い旋回速度を持つ漏れ流れと，旋回が除去されキャビティへの流入防止と，下流のケーシング流路面へたキャビティ内部流れの混合が促進され，大きな旋回速のスムースな流入促進，および漏れ流れの旋回速度除去

度除去効果が得られたと考えている。

場である。ここでも濃淡は周方向速度を表している。図

ピッチ当たりにより，混合損失を低減したものと考えている。
Vθ [m/s]
110

さらに，旋回防止板を設けたケースを，以下に分析する。図14に，同じ速度比におけるベース形状と旋回防止板を設けたケースの比較を示す。図14⒜の段効率分布から旋回防止板の設置により，翼の外周側の段効率が向上

Deswirling
effect by
swirl breaker

していることが見て取れる。このときの動翼出口における周方向速度の違いを図14⒞に示す。旋回防止板の設置により，外周側の周方向速度が大幅に減少している。この周方向速度の除去効果は，単なる軸方向突起よりも明20

Fig. 15 Calculated flow patterns within the shroud leakage flow
path for Case3（U/C0 =0.56）

らかに大きく，翼先端近傍において30deg近くも絶対流
出角が小さくなっている（図14⒟）。これにより，翼の流れ解析の定量的な予測精度を把握するため，ベース

外周側の段効率が顕著に改善し（図14⒝），漏れ流れと形状に対する旋回防止板の段効率および流れ角の違いを，が効率改善効果を過小評価している。これは，4.2節でBlade Height [%span]も述べたが，漏れ流れと主流の混合プロセスが本来非BaseEfficiency
increase

定常的なものであり，今回の乱流モデルを用いた定常解
析では，混合領域が過小に評価され，損失の定量的な予測が難しかったと考えている。一方，流れ角の変化につ

70
80
90
100
(a) Stage efficiency η / ηref [%]
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

解析は定性的には実測を再現しているものの，解析の方Swirl breaker

-5
0
5
10
(b) Difference of efficiency [%]

100

100

㻯㻲㻰

90

80

80

Deswirling effect

Axially directed䠄Approx. 30deg䠅Base䕿 䠖 㻯㼍㼟㼑㻝㻌㻔㻮㼍㼟㼑㻕䕔 䠖 㻯㼍㼟㼑㻟㻌㻔㻿㼣㼕㼞㼘㻌㼎㼞㼑㼍㼗㼑㼞㻕

Swirl breaker

㻱㻲㻰

70
60
50

40
30
20

60
50
40
30
20

0

0
-5

0

5

Difference of η/ηref [%](Case 3 - Case 1)

Fig. 14 Measured flow distributions at the rotor outlet
traversing position for Case1 and Case3（U/C0 =0.56）

㻱㻲㻰

70

10

10

-30
-15
0
15
0
15
30
45
60 -45(c) Absolute tangential velocity [m/s] (d) Absolute outlet flow angle [deg]

㻯㻲㻰

90

Blade Height [%span]

100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

Blade Height [%span]

Blade Height [%span]

解析と実測とで比較した。その結果を図16に示す。流れ

10

-20

0

20

Fig. 16 Measured flow distributions at the rotor outlet
traversing position for Case1 and Case3（U/C0 =0.56）

ー 32 ー
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40

Difference of swirl angle [deg](Case 3 - Case 1)

Vol.46

No.5

2018.9375

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上

いては，少なくとも最大値に関し，解析と実測とで定量分布となっていることが分かる。
漏れ流れの影響範囲が拡大した理由を，図18に基づき的にも良い一致を示した。よって，定常解析であっても，
フローパターンについては予測が可能と考えている。今説明する。本図は，動翼下流側から見たベースケース

後，流れ解析を用いて更なるキャビティ形状の最適化を（Case 1）のフローパターンの模式図である。この場合，行う場合，流れ角の変化に着目して改良効果を確認する

漏れ流れは，動翼シュラウド側二次流れと対向する方向

ことが，改良良否の判断の一つの目安になるであろう。

に流れるため，二次流れの巻き上がりを抑制する効果がある。他方，旋回防止板のCase 3では，その漏れ流れの旋回速度成分が小さくなっているため，二次流れが動翼度比から離れた運転条件では段効率の低下につながった。

を出た後も巻き上がりを継続し，スパン方向に損失領域

この要因を大速度比側の試験結果を基に分析する。

が拡大したものと，実験結果に基づき推察している。

Blade Height [%span]

Pressure surface

Suction surface

Secondary flow vortex
in a relative frame

Blade trailing edge

-5
0
5
10
(b) Difference of efficiency [%]Pressure surface

Efficiency
decrease

Swirl breaker

70
80
90
100
(a) Stage efficiency η / ηref [%]
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

Absolute tangential velocityof the leakage flow

Base

Suction surface

100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0

Blade trailing edge

Blade Height [%span]

前節で述べたように，旋回防止板の設置は設計速度比
近傍で大きな効率改善効果を生み出したものの，設計速Leakage flow
effectFlexion point䕿 䠖 㻯㼍㼟㼑㻝㻌㻔㻮㼍㼟㼑㻕䕔 䠖 㻯㼍㼟㼑㻟㻌㻔㻿㼣㼕㼞㼘㻌㼎㼞㼑㼍㼗㼑㼞㻕

Fig. 18 Schematic illustration of rotor secondary flow andshroud leakage flow for Case1 from axial upstream direction

Base

上記フローパターンの変化と損失との関係は，以下のSwirl breaker

ようである。図14⒞と図17⒞におけるCase 1の旋回速度分布を比較して分かるように，高速度比条件では，漏れ

-35
-20
-5
10
0
15
30
45
60 -50(c) Absolute tangential velocity [m/s] (d) Absolute outlet flow angle [deg]流れも含め，設計条件よりも旋回速度が大きくなる。この旋回速度の大きくなった漏れ流れを，旋回防止板によFig. 17 Measured flow distributions at the rotor outlet
traversing position for Case1 and Case3（U/C0 =0.60）

り旋回速度を大きく減速させたため，漏れ流れ自身の損失が増加し，翼高さ90%以上の高損失領域として現れた。

図17⒜の効率分布を見ると，ベースケースと旋回防さらに，旋回防止板により漏れ流れの旋回速度成分が弱止板とで，翼高さ65 〜 90%付近の効率分布は同等だが，まった効果により，動翼二次流れの巻き上がりが促され，

翼高さ90%よりも外周側と65 〜 90%付近で，旋回防止

翼高さ65 〜 90%付近の損失増加に繋がった。このよう板の方が効率が低めになっている。このことは，図17⒝に高速度比条件で軸方向流出からずれた主流に対し，旋の段効率差にも表れており，旋回防止板による外周側フ回防止板により漏れ流れの旋回速度成分を大きく減速さ

ローパターンの変化が段効率低下につながった。

せ過ぎたことが漏れ流れの損失増加を招き，また二次流

速度比が大きくなった場合の流れ角の変化を説明する。
流量と圧力比を維持したまま，速度比を大きくした場合，れの成長も促進させ，段性能の劣化につながったと考えている。

速度比が大きくなるにつれて主流の絶対流出角がマイナ

以上のように，旋回防止板は，主流の旋回速度の大小

ス側（動翼転向不足の方向）へと変化する。他方，漏れに関わらず漏れ流れの旋回速度成分を常に小さく抑える

流れは，旋回防止板により常に周方向速度が抑えられたことができるため，軸方向流出の段への適用が有効であ形となるため，主流の流れ角との差が小さくなる。そのる。旋回防止板の適用により，段効率が速度比に対して

結果，動翼出口の流れ角分布は一様な方向に近づくこと

急峻な特性になるものの，蒸気タービン実機の運転時にになる（図17⒟）。このときの絶対流出角分布を詳細においては速度比がほとんど変化しないため，軸方向流出

見ると，翼高さ75%付近から翼先端側に向かって流れ角の設計段に適用すれば，旋回防止板は非常に有効な効率が変化しており，ベースよりも漏れ流れの影響範囲が拡向上策になり得る。

大していることが分かる。また，旋回速度分布（図17⒞）については，外周端部の旋回速度が主流部よりも小さくなりすぎて，翼高さ90%付近に変曲点を持つようなー 33 ー
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376

動翼シュラウド漏れ流れ制御による蒸気タービンの段効率向上．結言

ASME, Journal of Turbomachinery, Vol. 123, No. 2（2001）,

動翼のシュラウド漏れ流れと主流の混合損失に着目し，

pp. 334-341.

流れ解析と要素試験を用いて，動翼下流のキャビティ形
状が段性能に与える影響を評価した。それにより，以下の結論を得た。
⑴ 軸方向突起を設けることは，主流のキャビティへの漏れ込みを防ぐだけでなく，動翼先端漏れ流れの旋回速
度成分の除去にも繋がり，段効率が0.2%改善した。
⑵ さらにキャビティ内部に旋回防止板を設けることで，漏れ流れの旋回速度を大幅に除去することができ，設計点における段効率が0.7%改善した。
⑶ しかし設計速度比から離れた運転点では，主流が軸方向流出からずれるため，旋回防止板を設置した方が漏れ流れと主流の混合損失が増加し，段効率が低下する。

参考文献⑴

田沼唯士, 世界の電力需要動向と蒸気タービン ，ター
ボ機械，Vol. 40，No. 5（2012），pp. 2-8．
⑵ Denton, J. D., Loss Mechanisms in Turbomachines ,Transactions of the ASME, Journal of Turbomachinery,Vol. 115, No.4（1993）,pp. 621-656.
⑶ Wallis, A. M., Denton, J. D. and Demargne, A. J., The
Control of Shroud Leakage Flows to Reduce Aerodynamic
Losses in a Low Aspect Ratio , Transactions of the⑷

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Rosic, B and Denton, J. D., The Control of Shroud
Leakage Loss by Reducing Circumferential Mixing ,ASME GT2006-90946（2006）.
Pfau, A., Kalfas, A.I. and Abhari, R.S., Making Use ofLabyrinth Interaction Flow , ASME GT2004-53797（2004）.
⑹ Rosic, B, Denton, J. D., Curtis, E. M. and Perterson,
A. T., The Influence of Shroud and Cavity Geometryon Turbine Performance - An Experimental andComputational Study, Part 2: Exit Cavity Geometry ,ASME GT2007-27770（2007）.
⑺ Barmpalias, K. G., Kalfas, A. I, Abhari, R. S., Hirano, T.,
Shibukawa, N. and Sasaki, T., Design considerations
for axial steam turbine rotor inlet cavity volume andlength scale , ASME GT2011-45127（2011）.
⑻ Langston, L. S., Crossflows in a Turbine Cascade ,Transactions of the ASME, Journal of Engineering forPower, Vol. 102, No. 4（1980）, pp. 866-874.
⑼ Segawa, K., Shikano, Y., Tsubouchi, K. and Shibashita,N., Development of a Highly Loaded Rotor Blade for
Steam Turbines , JSME International Journal Series B
Fluids and Thermal Engineering, Vol. 45, No. 4（2002）,
pp. 881-890.
⑸

ー 34 ー

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