JP5863466B2

JP5863466B2 - 回転機械

Info

Publication number: JP5863466B2
Application number: JP2012004078A
Authority: JP
Inventors: 知志山下; 淳二岩谷
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2012-01-12
Filing date: 2012-01-12
Publication date: 2016-02-16
Anticipated expiration: 2032-01-12
Also published as: JP2013142365A

Description

この発明は、例えば、発電プラント、化学プラント、ガスプラント、製鉄所、船舶等に用いられる圧縮機、タービン等の回転機械に関するものである。

例えば、回転機械の一種である軸流圧縮機は、ケーシングと、ケーシングに固定配置された静翼と、ケーシングの内部に回転自在に設けられた軸体（ロータ）と、静翼の間の軸体に放射状に設けられた動翼とを複数段備えたものがある。静翼の先端部と軸体との間には、隙間が形成されている。このような軸流圧縮機は、回転エネルギー（機械エネルギー）を圧力エネルギーに変換している（例えば、特許文献１参照）。

ここで、静翼では静圧が上昇するので、静翼の下流側の静圧は、静翼の上流側の静圧よりも高くなる。このため、圧力差により流体の一部が、静翼の先端部と軸体との間の隙間を介して下流側から上流側へと漏洩する。この漏洩流体は、主流の流れを乱してしまうと共に，下流側から上流側へと循環流を形成し、また漏洩流体の温度が増加するため圧縮機損失の一因となる。したがって、軸流圧縮機の性能向上のためには、隙間を通過する漏洩流体の量を低減することが重要となる。この漏洩流体の量を低減したり、漏洩流体による圧縮機損失を低減したりするために、さまざまな技術が提案されている。

例えば、静翼のハブ側先端に内輪シュラウドが取り付けられ、この内輪シュラウドの先端周方向に、静翼の出口から入口に向かう流体の漏洩流体の量を低減するフィンが設置された軸流圧縮機の静翼構造において、静翼入口のハブ側に、静翼軸方向に傾斜した流路を設けた技術が開示されている（例えば、特許文献２参照）。

特開２００７−１９８２９３号公報特開平９−３１７６９６号公報

しかしながら、上述の特許文献２にあっては、静翼入口のハブ側に設けられた傾斜した流路は、ここからの漏洩流体の方向を軸方向に制御し、漏洩流体による主流の流れの乱れを低減するという点では優れているが、漏洩流量自体を効率よく低減しにくいという課題がある。

そこで、この発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであって、さらに効率よく漏洩流量を低減することができる回転機械を提供するものである。

上記の課題を解決するために、本発明に係る回転機械は、ブレードと、前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、前記環状溝は、前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、該第１壁部における前記基端側に接続されて前記底面に対向するように前記高圧側に向かって延びる第２壁部と、該第２壁部の前記高圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離と同一に設定されている。

本発明に係る回転機械は、ブレードと、前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、前記環状溝は、前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、該第１壁部における前記基端側に接続されて前記低圧側に向かって延びる第２壁部と、該第２壁部の前記低圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離よりも短く設定されている。

本発明によれば、漏洩流体の全圧損失が増加されて動圧が低下し、漏洩流量を低減することができる。

本発明の第１実施形態におけるガスタービンを示す模式的な半断面図である。図１のＡ部拡大図である。本発明の実施形態と従来における損失係数を測定したポイントを示す説明図である。本発明の実施形態と従来における損失係数の変化を示すグラフである。本発明の第２実施形態における環状溝周辺の概略構成図である。

（第１実施形態）
（ガスタービン）
次に、この発明の第1実施形態を図１、図２に基づいて説明する。
図１は、ガスタービンを示す模式的な半断面図である。
同図に示すように、ガスタービン１は、圧縮空気を生成する圧縮機２と、圧縮機２から供給される圧縮空気に燃料を供給して燃焼ガスを生成する複数の燃焼器３と、少なくとも１段ずつのタービン静翼５、及びタービン動翼６を有し、燃焼器３から供給される燃焼ガスにより回転動力を発生させるタービン４とを備えている。

また、ガスタービン１には、軸方向Ｄに延びるロータ７が、圧縮機２からタービン４まで一体的に取り付けられている。このロータ７は、一端が圧縮機２内に設けられた軸受部２３によって軸線Ｏ回りであるタービン４の周方向Ｒに回転可能に支持されると共に、他端がタービン４に設けられた軸受部４１によってタービン４の周方向Ｒに回転可能に支持されている。
なお、以下の説明において、ロータ７の軸方向Ｄに沿って圧縮機２側（図１における左側）を前側とし、タービン４側（図１における右側）を後側とする。

（圧縮機）
圧縮機２は、空気（流体）を取り込む空気取入口２０ａを前側に向けて配設された圧縮機ケーシング２０と、空気取入口２０ａに配設されたＩＧＶ１２と、圧縮機ケーシング２０内に配設された複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２とを備え、これら圧縮機ケーシング２０、複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２によって圧縮流路２５が形成されている。

圧縮機静翼２１は、それぞれ圧縮機ケーシング２０の内周面に固定されると共に、ロータ７側に向けて捩れながら延設される複数の圧縮機静翼本体５１を備えている。圧縮機静翼本体５１は、タービン４の周方向Ｒに互いに等しい間隔をあけて配列している。
ロータ７には、この外周面から径方向に突出したディスク２６に、圧縮機動翼２２が固定されている。

圧縮機動翼２２は、各ディスク２６にそれぞれ固定されると共に、圧縮機ケーシング２０の内周面に向けて捩れながら延設される複数の圧縮機動翼本体５２を備えている。圧縮機動翼本体５２は、タービン４の周方向Ｒに互いに等しい間隔をあけて配列している。そして、圧縮機動翼本体５２は、この先端に配置されたリング状のチップシュラウド（不図示）によって互いに連結されている。

このように構成された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１は、軸方向Ｄに沿って交互になるように多段配置されている。後段側の圧縮機ケーシング２０には、圧縮流路２５に連通する抽気室２４が設けられている。この抽気室２４は、圧縮機２によって圧縮された圧縮空気の一部を抽気するためのものである。

（燃焼器）
燃焼器３は、内部に図示しないバーナを有する内筒３０と、圧縮機２から供給される圧縮空気を内筒３０に導く外筒３１と、内筒３０に燃料を供給する図示しない燃料噴射器と、内筒３０からの燃焼ガスをタービン４に導く尾筒３２とを備えている。
このように構成された燃焼器３によれば、内筒３０内において、外筒３１から導かれる圧縮空気と燃焼噴射器から供給される燃料とを混合し、混合された流体をバーナにより燃焼させることで燃焼ガスを生成することが可能となる。そして、この燃焼ガスを尾筒３２を通してタービン４に導くことができる。
複数の燃焼器３は、タービン４の周方向Ｒに配置されると共に、前端部が圧縮機ケーシング２０の後端部に連結された燃焼器ケーシング３３の内部に配設されている。

（タービン）
タービン４は、前端部が燃焼器ケーシング３３の後端部に連結されたタービンケーシング４０と、このタービンケーシング４０内に軸方向Ｄに交互に多段に配設されたタービン静翼５、及びタービン動翼６とを備えている。
各段のタービン静翼５は、周方向Ｒに環状に等しい間隔をあけて配列され、それぞれタービンケーシング４０側に固定されると共にロータ７側に向けて放射状に複数延設されるタービン静翼本体５３を備えている。複数のタービン静翼本体５３は、略円弧状に形成された外側シュラウド６０、及び内側シュラウド６１に連結されている。

一方、各段のタービン動翼６も、周方向Ｒに環状に等しい間隔をあけて配列され、ロータ７側に固定されると共に、タービンケーシング４０側に向けて放射状に延設されるタービン動翼本体５４を備えている。
また、タービンケーシング４０の後端部には、後側に向けて開口した排気室４２が連結されている。この排気室４２には、タービン静翼５、及びタービン動翼６を通過した燃焼ガスの動圧を静圧に変換する排気ディフューザ４２ａが備えられている。

このように構成されたガスタービン１においては、まず、圧縮機２の空気取入口２０ａから取り込まれた空気が、ＩＧＶ１２によって流量を調整されて圧縮機ケーシング２０へ流入する。そして、多段に配置された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を通過して圧縮され圧縮空気が生成される。次いで、燃焼器３にて、圧縮空気から燃焼ガスが生成され、この燃焼ガスがタービン４に導かれる。
そして、この燃焼ガスがタービン静翼５、及びタービン動翼６が配列する範囲を燃焼ガス流路４ａとして通過することでロータ７が回転駆動され、ガスタービン１は、回転動力を出力することができる。そして、ロータ７を回転駆動した後の排気ガスは、排気室４２の排気ディフューザ４２ａで静圧に変換された後、大気に放出される。

図２は、図１のＡ部拡大図である。
ここで、圧縮機静翼本体５１は、この先端に配置されたリング状のハブシュラウド８１によって互いに連結されている。ハブシュラウド８１の径方向内側には、所定の隙間Ｓ１を介してロータ７が挿通されている。
ハブシュラウド８１は、この上流側（図２における左側）の先端よりも下流側（図２における右側）の先端が段差により縮径するように形成されている。これにより、ハブシュラウド８１の先端には、２つのステップ部７１ａ，７１ｂが形成される。各ステップ部７１ａ，７１ｂには、それぞれシールフィン１５ａ，１５ｂが径方向に沿って、且つロータ（構造体）７側に向かって立設されている。

より具体的には、ハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａには、ハブシュラウド８１の上流側端面８１ａよりもやや下流側に、第１シールフィン１５ａが立設されている。また、ハブシュラウド８１の２段目のステップ部７１ｂには、ハブシュラウド８１の下流側端面８１ｂと面一になるように、第２シールフィン１５ｂが立設されている。これら２つのシールフィン１５ａ，１５ｂは、略同一の長さに設定されている。

一方、ロータ７には、圧縮機静翼本体５１に対応する部位に環状溝１７が形成されており、この環状溝１７にハブシュラウド８１が臨まされた状態になっている。この環状溝１７によって、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に、ロータ７における径方向の隙間Ｓ１が形成される。また、環状溝１７の底面１７ａは、ハブシュラウド８１のステップ部７１ａ，７１ｂに対応するように、上流側よりも下流側が段差により縮径するように形成されている。これにより、環状溝１７の底面１７ａには、２つのステップ部７２ａ，７２ｂが形成される。

各ステップ部７２ａ，７２ｂは、これらとそれぞれ対応するハブシュラウド８１のステップ部７１ａ，７１ｂとの間の距離が略同一となるように形成されている。すなわち、環状溝１７の１段目のステップ部７２ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離と、環状溝１７の２段目のステップ部７２ｂとハブシュラウド８１の２段目のステップ部７１ｂとの間の距離は、略同一に設定されている。

ここで、ハブシュラウド８１に形成されている２つのシールフィン１５ａ，１５ｂは、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に形成された隙間Ｓ１を遮るように立設することになる。そして、２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間には、略同一寸法に設定された微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）が形成される。
微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）は、ロータ７や圧縮機静翼本体５１の熱伸び量、ロータ７の遠心伸び量、加工、組み立て誤差等を考慮した上で、想定されうる全ての運転条件で両者が接触することがない安全な範囲内に設定されている。

尚、本実施形態では、２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）がそれぞれ同一となるように設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、必要に応じて２つのシールフィン１５ａ，１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ（Ｈ１，Ｈ２）を各それぞれ変更してもよい。

ここで、環状溝１７の上流側の内側面１７ｂには、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１との間に対応する箇所に、軸方向Ｄの平面視でリング状の凹部１８が形成されている。凹部１８は、環状溝１７の底面１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１８ａと、第１壁部１８ａの底面１７ａとは反対側に配置され、この底面１７ａと対向する第２壁部１８ｂとを有している。

環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２と略同一に設定されている。このように形成された凹部１８は、ここに微小隙間Ｈを通過する漏洩流体Ｊ（図２参照）を受け入れて漏洩流量を低減する役割を有している。以下、凹部１８の作用についてより詳しく説明する。

（凹部の作用）
次に、図２に基づいて、環状溝１７に形成されている凹部１８の作用について説明する。
ここで、圧縮機２の空気取入口２０ａから取り込まれた空気は、圧縮機ケーシング２０へ流入した後、多段に配置された圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を通過して圧縮され圧縮空気となる。
このとき、圧縮機静翼本体５１では、静圧が上昇するので、圧縮機静翼本体５１の下流側（図２における右側）の静圧は、圧縮機静翼本体５１の上流側（図２における左側）の静圧よりも高くなる。

このため、図２に示すように、圧力差により流体のうちの一部（例えば、数％）が、圧縮機静翼本体５１のハブシュラウド８１が臨まされている環状溝１７内を、高圧側となる下流側から低圧側となる上流側へと逆流する。この環状溝１７内に流入される圧縮空気が漏洩流体Ｊとなる。
環状溝１７内の高圧側（下流側）から流入した漏洩流体Ｊは、第２シールフィン１５ｂの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ２を通り、さらに、第１シールフィン１５ａの先端部と環状溝１７の底面１７ａとの間の微小隙間Ｈ１を通り、環状溝１７の低圧側（上流側）へ流出する。このとき、漏洩流体Ｊは、微小隙間Ｈ１を通って流出するので、その流出方向は軸方向Ｄに沿う方向になっている。

微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊは、そのまま環状溝１７の凹部１８に入り込み、凹部１８の第１壁部１８ａに衝突する。すると、漏洩流体Ｊは、第１壁部１８ａよりも低圧側に位置する第２壁部１８ｂの方へ向きを変える（図２におけるＸ１部参照）。さらに、この第２壁部１８ｂに漏洩流体Ｊが衝突し、折り返すように漏洩流体Ｊが向きを変える（図２におけるＹ１部参照）。この後、漏洩流体Ｊは、ハブシュラウド８１に衝突し、ハブシュラウド８１の上流側端面８１ａに沿うように向きを変えて主流側（図２における上側）へと流れる（図２におけるＺ１部参照）。尚、主流とは、圧縮機動翼２２、及び圧縮機静翼２１を順次通過する流れをいう。

このように、漏洩流体Ｊは、この流通方向に対して略直交する方向に面する凹部１８の第１壁部１８ａと、この第１壁部１８ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１８ａの壁面に対して略直交する方向に面する第２壁部１８ｂとにより流通方向が複数回（３回）変化する。このため、漏洩流体の全圧損失が大きくなり、動圧が低下して漏洩流体Ｊの流量が低減される。

また、凹部１８に漏洩流体Ｊが入り込み、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ１が形成される。この剥離渦Ｕ１によって、漏洩流体Ｊが混合（ミキシング）され、さらに漏洩流体Ｊの動圧が低下する。これにより、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。また、シールフィン１５ａの低圧側の側面上においてシールフィン１５ａの基端側から先端側に向かって流れる下向きの剥離渦U1による漏洩流体Ｊに対する縮流効果により、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。

（シミュレーション）
ここで、図３、図４に基づいて、上述の第１実施形態の環状溝１７と従来の環状溝における圧力の損失係数の比較を行ったシミュレーション結果について説明する。
図３は、損失係数を測定したポイントを示す説明図であって、図２に対応している。図４は、縦軸を損失係数とし、横軸を測定位置とした場合の損失係数の変化を示し、この第１実施形態と従来とを比較したグラフである。尚、ここでいう従来とは、図３のように環状溝１７に凹部１８が形成されていないものをいう（以下の第２実施形態でも同様）。また、図４のグラフにおける縦軸の損失係数は、縦軸の上側に行くほど小さくなり、下側に行くほど大きくなることを示す。

図３、図４に示すように、測定ポイントＰ１〜Ｐ３にあっては、従来と、第１実施形態とで形状に差異が無いので、損失係数が同じになることが確認できる。これに対し、測定ポイントＰ３〜Ｐ４にあっては、従来と比較して第１実施形態の損失係数が小さくなっているものの、測定ポイントＰ４〜Ｐ５にあっては、漏洩流体Ｊの流通方向が曲げられるので、従来と比較して第１実施形態の損失係数が大きく増加したことで、全体の損失係数が増加しているのが確認できる。

（効果）
したがって、上述の第１実施形態では、環状溝１７の低圧側の内側面１７ｂに凹部１８を形成することにより、漏洩流体Ｊの流通方向に対して略直交する方向に面する凹部１８の第１壁部１８ａと、この第１壁部１８ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１８ａの壁面に対して略直交する方向に面する第２壁部１８ｂとを配置することができる。このため、漏洩流体Ｊの流通方向が複数回（例えば、３回）変化させることができ、全圧損失を大きくすることができる。よって、簡素な構造で、漏洩流体Ｊの動圧を低下させることができ、漏洩流体Ｊの流量を低減することができる。

尚、上述の第１実施形態では、環状溝１７に形成された凹部１８は、環状溝１７の底面１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１８ａと、第１壁部１８ａの底面１７ａとは反対側に配置され、この底面１７ａと対向する第２壁部１８ｂとを有している場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、第１壁部１８ａは、環状溝１７に流れ込む漏洩流体Ｊの流通方向に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。また、第２壁部１８ｂは、第１壁部１８ａの壁面に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。このように構成することで、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる。

また、上述の第１実施形態では、環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、環状溝１７の底面１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２と略同一に設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、環状溝１７の底面１７ａと、凹部１８の第２壁部１８ｂとの間の距離Ｌ１は、凹部１８内に漏洩流体Ｊを受け入れることが可能で、且つこの漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる長さに設定されていればよい。さらに、漏洩流体Ｊの流通方向を変化させる回数は３回に限られるものではなく、少なくとも２回であればよい。

（第２実施形態）
次に、この発明の第２実施形態を図１を援用し、図５に基づいて説明する。尚、第１実施形態と同一態様には、同一符号を付して説明する。
図５は、第２実施形態における環状溝２１７周辺の概略構成図であって、図２に対応している。

この第２実施形態において、ガスタービン１は、圧縮空気を生成する圧縮機２と、圧縮機２から供給される圧縮空気に燃料を供給して燃焼ガスを生成する複数の燃焼器３と、少なくとも１段ずつのタービン静翼５、及びタービン動翼６を有し、燃焼器３から供給される燃焼ガスにより回転動力を発生させるタービン４とを備えている点、圧縮機２は、空気（流体）を取り込む空気取入口２０ａを前側に向けて配設された圧縮機ケーシング２０と、空気取入口２０ａに配設されたＩＧＶ１２と、圧縮機ケーシング２０内に配設された複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２とを備え、これら圧縮機ケーシング２０、複数の圧縮機静翼２１、及び複数の圧縮機動翼２２によって圧縮流路２５が形成されている点、ロータ７には、圧縮機静翼本体５１に対応する部位に環状溝２１７が形成されており、この環状溝２１７にハブシュラウド８１が臨まされた状態になっている点、ハブシュラウド８１には、シールフィン１５ａ，１５ｂが径方向に沿って、且つロータ７側に向かって立設されている点等の基本的構成は、前述した第１実施形態と同様である。

ここで、図５に示すように、第２実施形態と第１実施形態の相違点は、第１実施形態の環状溝１７には、上流側の内側面１７ｂに凹部１８が形成されているのに対し、第２実施形態の環状溝２１７には、凸部１９が形成されている点にある。
より詳しくは、環状溝２１７の上流側の内側面２１７ｂには、環状溝２１７の底面２１７ａ側に、軸方向Ｄ平面視リング状の凸部１９が形成されている。凸部１９は、環状溝２１７の底面２１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１９ａと、第１壁部１９ａの底面２１７ａとは反対側に配置され、この底面２１７ａと同一方向に沿って延在する第２壁部１９ｂとを有している。

ここで、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、
環状溝２１７の底面２１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２よりも短く設定されている。このように構成された凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して漏洩流体Ｊの流量が低減される。以下、凸部１９の作用についてより詳しく説明する。

（凸部の作用）
次に、図５に基づいて、環状溝２１７に形成されている凸部１９の作用について説明する。
まず、環状溝２１７内の高圧側となる下流側から流入した漏洩流体Ｊは、第２シールフィン１５ｂの先端部と環状溝２１７の底面２１７ａとの間の微小隙間Ｈ２を通り、さらに、第１シールフィン１５ａの先端部と環状溝２１７の底面２１７ａとの間の微小隙間Ｈ１を通り、環状溝２１７の低圧側となる上流側へ流出する。このとき、漏洩流体Ｊは、微小隙間Ｈ１を通って流出するので、その流出方向は軸方向Ｄに沿う方向になっている。

微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊは、凸部１９の第１壁部１９ａに衝突する。すると、漏洩流体Ｊは、第１壁部１９ａよりも低圧側に位置するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａの方へ向きを変える（図５におけるＸ２部参照）。さらに、この１段目のステップ部７１ａに漏洩流体Ｊが衝突し、軸方向Ｄ上流側（図５における左側）へと漏洩流体Ｊが向きを変える（図５におけるＹ２部参照）。この後、漏洩流体Ｊは、環状溝２１７の低圧側の内側面２１７ｂに衝突し、この内側面２１７ｂに沿うように向きを変えて主流側（図５における上側）へと流れる（図５におけるＺ２部参照）。

このように、漏洩流体Ｊは、この流通方向に対して略直交する方向に面する凸部１９の第１壁部１９ａと、この第１壁部１９ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１９ａの壁面に対して略直交する方向に面するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとにより流通方向が複数回（３回）変化する。このため、漏洩流体の全圧損失が大きくなり、動圧が低下して漏洩流体Ｊの流量が低減される。

また、凸部１９に漏洩流体Ｊが衝突し、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ２１が形成される。また、ハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａに漏洩流体Ｊが衝突し、この漏洩流体Ｊの流通方向が急激に変化することにより、漏洩流体Ｊの一部が剥離して剥離渦Ｕ２２が形成される。これら剥離渦Ｕ２１、Ｕ２２によって、漏洩流体Ｊが混合（ミキシング）され、さらに漏洩流体Ｊの動圧が低下する。これにより、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。また、シールフィン１５ａの低圧側側面上においてシールフィン１５ａの基端側から先端側に向かって流れる下向きの剥離渦Ｕ２１による漏洩流体Ｊに対する縮流効果により、漏洩流体Ｊの流量がさらに低減される。

（シミュレーション）
ここで、図３、図４に基づいて、上述の第２実施形態の環状溝２１７と従来の環状溝、及び前述の第１実施形態の環状溝１７における圧力の損失係数の比較を行ったシミュレーション結果について説明する。
図３、図４に示すように、測定ポイントＰ１〜Ｐ３にあっては、従来と、第２実施形態とで形状に差異が無いので、損失係数が同じになることが確認できる。これに対し、測定ポイントＰ３〜Ｐ４の間において、第２実施形態では、凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させるので損失係数が大きくなることが確認できる。これに加え、複数の剥離渦Ｕ２１，２２が形成されるので、漏洩流体Ｊが前述の第１実施形態と比較して、さらに混合（ミキシング）されるので、第１実施形態よりも損失係数が大きくなることが確認できる。

（効果）
したがって、上述の第２実施形態では、環状溝２１７の上流側の内側面２１７ｂに凸部１９を形成することにより、漏洩流体Ｊの流通方向に対して略直交する方向に面する凸部１９の第１壁部１９ａと、この第１壁部１９ａよりも低圧側に配置され、第１壁部１９ａの壁面に対して略直交する方向に面するハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとを協働させて漏洩流体Ｊの流通方向を複数回（例えば、３回）変化させることができる。このため、さらに漏洩流体Ｊの全圧損失を大きくすることができ、簡素な構造で、動圧を低下させることができ、漏洩流体Ｊの流量をより確実に低減することができる。

尚、上述の第２実施形態では、環状溝２１７に形成された凸部１９は、環状溝２１７の底面２１７ａから垂直方向に沿って立ち上がる第１壁部１９ａと、第１壁部１９ａの底面２１７ａとは反対側に配置され、この底面２１７ａと対向する第２壁部１９ｂとを有している場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、第１壁部１９ａは、環状溝１７に流れ込む漏洩流体Ｊの流通方向に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。また、第２壁部１９ｂは、第１壁部１９ａの壁面に対して交差する方向に面するように形成されていればよい。このように構成することで、漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる。

また、上述の第２実施形態では、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、環状溝２１７の底面２１７ａとハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとの間の距離Ｌ２よりも短く設定されている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、環状溝２１７の底面２１７ａから凸部１９の第２壁部１９ｂまでの高さＴ１は、凸部１９とハブシュラウド８１の１段目のステップ部７１ａとが協働して漏洩流体Ｊの流通方向を複数回変化させることができる長さに設定されていればよい。さらに、漏洩流体Ｊの流通方向を変化させる回数は３回に限られるものではなく、少なくとも２回であればよい。

また、本発明は上述の実施形態に限られるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、上述の実施形態に種々の変更を加えたものを含む。
例えば、上述の実施形態では、ハブシュラウド８１に２つのシールフィン１５ａ，１５ｂを立設し、第１実施形態では、ロータ７の圧縮機静翼本体５１に対応する部位に、環状溝１７を形成し、この環状溝１７の低圧側の内側面１７ｂに凹部１８を形成し、第２実施形態では、ロータ７の圧縮機静翼本体５１に対応する部位に、環状溝２１７を形成し、この環状溝２１７の低圧側の内側面２１７ｂに凸部１９を形成する場合について説明した。
しかしながら、圧縮機動翼本体５２の不図示のチップシュラウドに２つのシールフィン１５ａ，１５ｂを立設すると共に、圧縮機ケーシング２０の内周面における圧縮機動翼本体５２に対応する部位に環状溝１７を形成し、この環状溝１７に凹部１８を形成してもよいし、圧縮機ケーシング２０の内周面における圧縮機動翼本体５２に対応する部位に環状溝２１７を形成し、この環状溝２１７に凸部１９を形成してもよい。

また、環状溝１７，２１７に凹部１８や凸部１９を形成する場合に限られず、微小隙間Ｈ１から流出した漏洩流体Ｊの流通方向が複数回変化する構造を、環状溝１７，２１７の低圧側に設ければよい。

さらに、上述の実施形態では、ハブシュラウド８１に２つのステップ部７１ａ，７１ｂを形成し、各ステップ部７１ａ，７１ｂに、それぞれシールフィン１５ａ，１５ｂを立設すると共に、環状溝１７，２１７の底面１７ａ，２１７ａに、２つのステップ部７２ａ，７２ｂを形成した場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、ハブシュラウド８１にステップ部７１ａ，７１ｂを形成しなくてもよし、ステップ部７１ａ，７１ｂの個数を任意に設定してもよい。また、環状溝１７，２１７の底面１７ａ，２１７ａにステップ部７２ａ，７２ｂを形成しなくてもよいし、ステップ部７２ａ，７２ｂの個数を任意に設定してもよい。さらに、ハブシュラウド８１に、少なくとも１つのシールフィン１５ａが立設されていればよい。

そして、上述の実施形態では、ガスタービン１の圧縮機２に本発明を適用した場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、例えば、発電プラント、化学プラント、ガスプラント、製鉄所、船舶等に用いられる圧縮機、タービン等のさまざまな回転機械に本発明を適用することが可能である。

さらに、上述の実施形態では、圧縮機静翼本体５１の先端側にハブシュラウド８１が設けられていると共に、圧縮機動翼本体５２の先端側に不図示のチップシュラウドが設けられている場合について説明した。しかしながら、これに限られるものではなく、ハブシュラウド８１、及びチップシュラウドを設けない場合であっても本発明を適用することができる。この場合、圧縮機静翼本体５１、及び圧縮機動翼本体５２のみ本発明における「ブレード」となる。すなわち、圧縮機静翼本体５１を「ブレード」とした場合はロータ７を「構造体」とし、一方、圧縮機動翼本体５２を「ブレード」とした場合は圧縮機ケーシング２０を「構造体」とする。そして、圧縮機静翼本体５１、及び／又は圧縮機動翼本体５２の先端にシールフィン１５ａ，１５ｂを設け、環状溝１７，２１７にそれぞれ凹部１８や凸部１９を形成すればよい。

１ガスタービン（回転機械）
７ロータ（構造体）
１７，２１７環状溝
１７ａ，２１７ａ底面
１７ｂ，２１７ｂ内側面（上流側端部）
１８凹部
１８ａ，１９ａ第１壁部
１８ｂ，１９ｂ第２壁部
１９凸部
２０圧縮機ケーシング（構造体）
２１圧縮機静翼（ブレード）
２２圧縮機動翼（ブレード）
５１圧縮機静翼本体（ブレード）
５２圧縮機動翼本体（ブレード）
８１ハブシュラウド（ブレード）

Claims

ブレードと、
前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、
前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、
前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、
前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、
前記環状溝は、
前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、
該第１壁部における前記基端側に接続されて前記底面に対向するように前記高圧側に向かって延びる第２壁部と、
該第２壁部の前記高圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、
前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離と同一に設定されていることを特徴とする回転機械。
ブレードと、
前記ブレードの周囲を取り囲むように形成され、前記ブレードに対して相対回転する構造体とを備え、
前記構造体の前記ブレードの先端に対応する位置に、この先端を受け入れ、且つこの先端との間の隙間を確保する環状溝を形成すると共に、
前記ブレードの先端側の先端面に、少なくとも１つのシールフィンを前記環状溝の底面に向かって立設し、前記シールフィンの先端と前記環状溝の底面との間に径方向の微小隙間を形成し、該微小隙間を高圧側から低圧側に向かって漏洩流体が流通する回転機械であって、
前記ブレードは、前記先端面の前記低圧側に接続されて該ブレードの基端側に向かって延びる端面を有し、
前記環状溝は、
前記底面の前記低圧側に該底面から前記基端側に向かって延びる第１壁部と、
該第１壁部における前記基端側に接続されて前記低圧側に向かって延びる第２壁部と、
該第２壁部の前記低圧側に接続されて前記ブレードの端面の前記低圧側に対向するように前記ブレードの基端側に向かって延びる内側面とを有し、
前記底面と前記第２壁部との距離は、前記底面と前記先端面との距離よりも短く設定されていることを特徴とする回転機械。