EP3155227B1 - Turbinenschaufel - Google Patents

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EP3155227B1
EP3155227B1 EP15760398.6A EP15760398A EP3155227B1 EP 3155227 B1 EP3155227 B1 EP 3155227B1 EP 15760398 A EP15760398 A EP 15760398A EP 3155227 B1 EP3155227 B1 EP 3155227B1
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EP
European Patent Office
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section
turbine blade
passage section
fluid
central
Prior art date
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EP15760398.6A
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English (en)
French (fr)
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EP3155227A1 (de
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Stefan Dahlke
Tilman Auf Dem Kampe
Marc Fraas
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Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
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Filing date
Publication date
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • F01D5/18—Hollow blades, i.e. blades with cooling or heating channels or cavities; Heating, heat-insulating or cooling means on blades
    • F01D5/187—Convection cooling
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • F01D5/18—Hollow blades, i.e. blades with cooling or heating channels or cavities; Heating, heat-insulating or cooling means on blades
    • F01D5/186—Film cooling
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    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/20—Heat transfer, e.g. cooling
    • F05D2260/202—Heat transfer, e.g. cooling by film cooling

Definitions

  • the invention relates to a turbine blade for a turbomachine according to the preamble of claim 1.
  • Such turbine blades are known from JP 2006 307 842 A known.
  • Turbomachines in particular gas turbines (in the broad sense), have a gas turbine (in the narrower sense), in which a hot gas, which was previously compressed in a compressor and heated in a combustion chamber, is relaxed to work.
  • gas turbines are designed in Axialbauweise, wherein the gas turbine is formed by a plurality of successively located in the flow direction blade rings.
  • the blade rings have circumferentially disposed blades and vanes, with the blades attached to a rotor of the gas turbine and the vanes secured to the housing of the gas turbine.
  • thermodynamic efficiency of gas turbines is the higher, the higher the inlet temperature of the hot gas is in the gas turbine.
  • the height of the inlet temperature limits are set by the thermal load capacity of the turbine blades. Accordingly, an object is to provide turbine blades that have sufficient mechanical strength for the operation of the gas turbine even at high thermal loads.
  • turbine blades are provided with elaborate coating systems.
  • To further increase the allowable turbine inlet temperature turbine blades are cooled during operation of the gas turbine.
  • the film cooling is a very effective and reliable method for cooling of highly stressed turbine blades. In this case, cooling air is tapped from the compressor and fed into the provided with internal cooling channels turbine blades.
  • the air After a convective cooling of the material from the inside of the turbine blades forth the air is directed through fluid channels to the outer surface of the turbine blade. There it forms a film that flows along the outer surface of the turbine blade and cools it, while protecting it from the hot flow.
  • Ring vortex ⁇ 1 The cooling air jet acts like an inclined cylinder on the main flow and accelerates it. There are pressure differences between the upstream and downstream side and the top of the cooling air jet, which lead to a compensating flow. As a result, ring vortices ⁇ 1 are formed. The rotation of the exiting boundary layer of the cooling air supports this effect.
  • Kidney vertebra ⁇ 2 The kidney vertebrae are the result of a pair of vertebrae in the fluid channel. Frictional forces in the free shear layer between the exiting cooling fluid jet and the main flow additionally amplify the rotation.
  • Horseshoe vortices ⁇ 3 are formed in the dust area of a cylinder standing vertically in a boundary layer flow. Near the wall, the pressure in the boundary layer is minimal. In contrast, a positive pressure gradient forms in the outer layer of the main flow boundary layer. The boundary layer separates and rolls against the main flow in the direction of the pressure minimum on the wall. The resulting vortex lays on both sides of the cylinder.
  • the direction of rotation of the horseshoe vortices ⁇ 3 is opposite to that of the neighboring ealds ⁇ 2, and the horseshoe vortices ⁇ 3 run laterally below the cooling air jet in the case of single-hole blow-out.
  • Instationary vertebrae ⁇ 4 The unsteady vertebrae are similar to Kármán vertebrae in the wake of a cylinder.
  • the cause of vortex formation is the boundary layer separation on the suction side of the cylinder.
  • the unsteady vortices ⁇ 4 arise perpendicular to the cooled surface.
  • Each of the two vortex arms ⁇ 2 is formed by a vortex, wherein the velocity vectors of the hot gas to Coolant fluid jet, and it forms by the action of the hot gas at the jet edge of a chimney vortex with two vortex arms ⁇ 2.
  • Each of the two vortex arms ⁇ 2 is formed by a vortex, wherein the velocity vectors of the hot gas on the two inner sides of the vortex arms point away from the outer wall.
  • the central channel section adjoins the intermediate channel section to form an intermediate, lying perpendicular to the longitudinal axis of the fluid channel shoulder surface.
  • a shoulder surface may be formed which lies in a plane inclined at an angle ⁇ 90 °, for example approximately 45 °, to the longitudinal axis of the fluid channel.
  • the shoulder surface is formed on a wall region of the fluid channel, while on the opposite wall region of the intermediate channel section and the central channel section in a straight line, ie without shouldering, merge into each other.
  • the wall of the fluid channel can extend in a straight line over its entire length.
  • a shoulder with a low shoulder height can also be formed here.
  • an intermediate channel section is provided between the central channel section and the inflow channel section which has a constant, preferably circular or oval cross-section over its length, the longitudinal axis of the intermediate channel section being offset from the longitudinal axis of the central fluid channel section and in particular runs parallel to this.
  • the flow of the cooling fluid in the fluid channel can be influenced by the change in geometry according to the invention in such a way that the local flow velocities in the fluid channel are adapted in such a way that, on the one hand, the in Figure 15 vortex pair ⁇ 2 turns exactly the other way round and on the other hand, the separation in the diffuser can be moved to the upstream side, as in the FIG. 13 is shown. Both effects have a positive influence on the film cooling efficiency and in particular can cause the lateral expansion of the cooling fluid jet.
  • the central channel section has a cross-sectional area which is smaller by at least 30%, in particular by at least 40% and preferably at least 60%, compared with the intermediate channel section.
  • the outflow channel section may be formed in a manner known per se diffuser-like with a widening cross-section.
  • the wall of the fluid channel extends at its side facing the cold gas side wall region in the direction the longitudinal axis of the fluid channel and connects in a straight line to the central channel section.
  • the outflow channel section has a constant, in particular round cross-section over its entire length.
  • the outflow channel section preferably runs concentrically with the central channel section and has the same cross section as the latter.
  • FIG. 1 is a section of a turbine blade wall 1, in which a fluid channel 2 is formed, through which a cooling fluid such as cooling air from a cold gas side of the turbine blade - here the interior of the turbine blade - to a hot gas overflowed outer surface of the turbine blade wall 1, which a Hot gas side of the turbine blade forms, can flow.
  • a cooling fluid such as cooling air from a cold gas side of the turbine blade - here the interior of the turbine blade - to a hot gas overflowed outer surface of the turbine blade wall 1, which a Hot gas side of the turbine blade forms, can flow.
  • the fluid channel 2 has at its to the cold gas side pointing end portion an inflow channel portion 2a with a fluid inlet port 3, at its end facing the hot gas side of the turbine blade wall 1 end a diffuser-like expanding Ausström- channel section 2b with a Fluidauslassö réelle 4 and between the inflow channel section 2a and the outflow channel section 2b a central channel section 2c, which defines a longitudinal axis X of the fluid channel 2 and has a constant circular or oval cross section over its length, on.
  • the longitudinal axis X of the fluid channel 2 encloses an acute angle, which is measured between the longitudinal axis X and the surface on the upstream side and the upstream side of the fluid channel, with the surface of the turbine blade wall 1 overflowed by the hot gas.
  • an intermediate channel portion 2d having a larger cross sectional area than the central channel portion 2c.
  • the inflow channel portion 2a and the intermediate channel portion 2d are formed as a continuous bore, so that the intermediate channel portion 2d to the inflow channel portion 2a rectilinear and has a constant cross section over its length.
  • the transition region between the intermediate channel section 2d and the central channel section 2c is sharp-edged, wherein the wall of the fluid channel 2 is rectilinear on that side of the fluid channel 2 which faces the cold gas side, and a shoulder surface 5 on the opposite wall region facing the hot gas side is formed between the intermediate channel portion 2d and the central channel portion 2c, which is perpendicular to the longitudinal axis X of the fluid channel 2.
  • a shoulder surface 5 on the intermediate channel portion 2d and the central channel section 2c on the cold gas side facing wall region, in which case on the opposite, ie facing the hot gas side wall region the Wall of the fluid channel 2 in a straight line, that runs without shouldering.
  • the transition from the intermediate channel section 2d to the central channel section 2c of the fluid channel 2 is clearly visible.
  • the intermediate channel section 2d and the central channel section 2c each have a circular cross-section, the diameter D of the intermediate channel section 2d being significantly larger than the diameter 2d of the central channel section 2c.
  • the diameter ratio D / d is about 1.5.
  • the cross-sectional area of the central channel portion 2c has a cross sectional area smaller by about 55% than the intermediate channel portion 2d.
  • the intermediate channel portion 2d goes straight into the central channel portion 2c, while in the remaining peripheral portions the shoulder surface 5 is formed between the two channel portions 2d, 2c.
  • the intermediate channel section 2d has an oval cross section and the central channel section 2c has a circular cross section. Due to the oval configuration of the intermediate channel section 2d, the shoulder surface 5 is present only at the upstream wall region of the fluid channel 2.
  • the sharp-edged constriction in the transition region between the intermediate channel section 2d and the central channel section 2c causes the flow of cooling fluid - as in FIG FIG. 13 shown in the diffuser-extended outflow channel section 2b from the wall of the fluid channel at the upstream side with respect to the hot gas flow H side dissolves.
  • the cooling fluid thus optimally contacts the outer surface after leaving the fluid channel 2 the turbine blade wall 1, in order to protect them from the overflowing hot gas.
  • FIG. 5 a similar fluid channel 2 is shown in a turbine blade wall 1.
  • the fluid inlet opening 3 is formed in the end face of a bead 6, which protrudes inwardly from the inner surface of the turbine blade wall 1, so that the cooling fluid enters the front side into the fluid channel 2.
  • FIG. 6 a further embodiment of a fluid channel 2 in a turbine blade wall 1 is shown.
  • this comprises an inflow channel section 2a on the cold side of the turbine blade wall 1, an outflow channel section 2b on the hot side of the turbine blade wall 1, an inlet channel section 2a and the outflow channel section 2a.
  • Channel section 2b lying central channel portion 2c with a constant over its length, circular cross section, and an intermediate channel portion 2d, which is formed between the inflow channel portion 2a and the central channel portion 2c.
  • the inflow channel section 2a and the intermediate channel section 2d are formed in the manner of a cylindrical bore with a constant diameter over the length, which is larger than the diameter of the central channel section 2c.
  • the longitudinal axis defined by the intermediate fluid passage 2d and the inflow fluid passage 2a is offset from the longitudinal axis X of the central passage portion 2c.
  • the arrangement is such that between the intermediate channel section 2d and the central channel section 2c, a shoulder surface 5 is formed on the side facing the cold gas side of the fluid channel 2, while on the opposite, ie the hot gas side facing the Fluidkanalwandung in the transition region between the Between channel section 2d and the central channel section 2c is rectilinear, so here is a steady transition from the intermediate channel section 2d takes place in the central channel section 2c without shouldering.
  • the shoulder surface 5 is not perpendicular to the longitudinal axis of the fluid channel, but in a relative to the longitudinal axis X by about 45 ° inclined plane.
  • the transition region is in the cross section of FIG. 11 recognizable.
  • the shoulder surface may also be formed on the wall region of the fluid channel 2 pointing to the hot gas side, while the fluid channel wall in the transitional region between the intermediate channel section 2d and the central channel section 2c runs rectilinearly on the opposite side, ie facing the cold gas side.
  • FIGS. 7 and 8 Such embodiments are in the FIGS. 7 and 8 shown.
  • FIG. 7 it can be seen that the plane in which the shoulder surface 5 lies encloses an angle ⁇ 90 ° with the wall area situated to the hot gas side, so that a kind of return is formed.
  • the shoulder surface 5 with the cold gas side wall area an angle ⁇ 90 ° include forming a recess, as in FIG. 9 is shown.
  • the outflow channel section 2b is formed diffuser-like.
  • the outflow passage portion 2b may be as shown in FIG. 10 shown also represent a continuation of the central channel section 2c.
  • the inflow channel portion 2a and the intermediate channel portion 2d form a larger diameter bore
  • the central channel portion 2c and the outflow channel portion 2b have a smaller diameter bore, the bores being offset such that a shoulder surface 5 in the transitional region between the Inter-channel portion 2d and the central channel portion 2c formed on the downstream side of the Fluidkanalwandung.
  • the cooling fluid in the fluid channel 2 is initially delayed and then accelerated in the region of the inclined shoulder surface 5 and deflected such that a separation of the cooling fluid flow in the upstream side the Fluidkanalwandung takes place.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Turbinenschaufel für eine Strömungsmaschine nach dem Oberbegriff von Anspruch 1. Derartige Turbinenschaufeln sind aus der JP 2006 307 842 A bekannt.
  • Strömungsmaschinen, insbesondere Gasturbinen (im weiteren Sinn), weisen eine Gasturbine (im engeren Sinn) auf, in der ein Heißgas, welches zuvor in einem Verdichter komprimiert und in einer Brennkammer erhitzt wurde, zur Arbeitsgewinnung entspannt wird. Für hohe Massenströme des Heißgases und damit hohe Leistungsbereiche sind Gasturbinen in Axialbauweise ausgeführt, wobei die Gasturbine von mehreren in Durchströmungsrichtung hintereinander liegenden Schaufelkränzen gebildet ist. Die Schaufelkränze weisen über ihren Umfang angeordnete Laufschaufeln und Leitschaufeln auf, wobei die Laufschaufeln an einem Rotor der Gasturbine und die Leitschaufeln an dem Gehäuse der Gasturbine befestigt sind.
  • Der thermodynamische Wirkungsgrad von Gasturbinen ist um so höher, je höher die Eintrittstemperatur des Heißgases in die Gasturbine ist. Der Höhe der Eintrittstemperatur sind jedoch Grenzen durch die thermische Belastbarkeit der Turbinenschaufeln gesetzt. Dementsprechend besteht eine Zielsetzung darin, Turbinenschaufeln zu schaffen, die auch bei hohen thermischen Belastungen eine für den Betrieb der Gasturbine ausreichende mechanische Festigkeit besitzen. Hierzu werden Turbinenschaufeln mit aufwendigen Beschichtungssystemen versehen. Zur weiteren Erhöhung der zulässigen Turbineneintrittstemperatur werden Turbinenschaufeln im Betrieb der Gasturbine gekühlt. Hierbei stellt die Filmkühlung eine sehr wirksame und zuverlässige Methode zur Kühlung von hochbeanspruchten Turbinenschaufeln dar. Dabei wird Kühlluft aus dem Verdichter abgezapft und in die in mit internen Kühlkanälen versehenen Turbinenschaufeln geführt. Nach einer konvektiven Kühlung des Materials von der Innenseite der Turbinenschaufeln her wird die Luft durch Fluidkanäle auf die Außenoberfläche der Turbinenschaufel geleitet. Dort bildet sie einen Film, der entlang der Außenoberfläche der Turbinenschaufel strömt und diese kühlt sowie gleichzeitig vor der heißen Strömung schützt.
  • Eine ideale Filmkühlung könnte mit Hilfe einer Schlitzausblasung erreicht werden. Da dies aus strukturmechanischer Hinsicht an Turbinenschaufeln nicht realisierbar ist, werden in erster Linie aufgrund der Fertigbarkeit zylindrische Fluidkanäle oder auch Fluidkanäle mit ovalem Querschnitt eingesetzt. Des Weiteren ist bekannt, in Annäherung an das Prinzip der Schlitzkühlung den Querschnitt der Fluidkanäle an deren Auslass, d.h. in deren Ausström-Kanalabschnitt diffusorartig aufzuweiten. Hierbei wird der Austrittsquerschnitt um einen bestimmten Faktor vergrößert. Dies führt zu einer Auffächerung des Kühlluftstrahls, die abhängig von der Strömungssituation mit einer Absenkung des Strahlimpulses, niedrigeren Mischungsverlusten und größerer lateraler Abdeckung einhergeht. Allgemein gilt, dass kontourierte Bohrungen zu einer Erhöhung der Effektivität im Bereich der Fluidkanallängsachse und insgesamt zu einer besseren lateralen Abdeckung führen.
  • Untersuchungen haben gezeigt, dass sich die Kühlluft in den Fluidkanälen bzw. Kühlkanälen von deren Wandung ablöst. Wie in der Figur 14 dargestellt ist, findet eine derartige Ablösung insbesondere im diffusorartig ausgebildeten Ausström-Kanalabschnitt des Fluidkanals statt, und zwar an dessen in Bezug auf die Strömungsrichtung des Heißgases betrachtet stromabwärtigen bzw. zur Kaltgasseite gelegenen Wandbereich. Des Weiteren haben Untersuchungen gezeigt, dass es beim Durchströmen der Fluidkanäle zu Wirbelbildungen kommt, wie sie in Figur 15 dargestellt sind. Im Wesentlichen lassen sich vier verschiedene Wirbelstrukturen identifizieren.
  • Ringwirbel Ω1: Der Kühlluftstrahl wirkt wie ein geneigter Zylinder auf die Hauptströmung und beschleunigt diese. Es bilden sich Druckdifferenzen zwischen der stromauf- und stromabgewandten Seite sowie der Oberseite des Kühlluftstrahls, die zu einer Ausgleichsströmung führen. Dadurch bilden sich Ringwirbel Ω1. Die Rotation der austretenden Grenzschicht der Kühlluft unterstützt diesen Effekt.
  • Nierenwirbel Ω2: Die Nierenwirbel sind ein Ergebnis eines im Fluidkanal entstehenden Wirbelpaars. Reibungskräfte in der freien Scherschicht zwischen dem austretenden KühlfluidStrahl und der Hauptströmung verstärken die Rotation zusätzlich.
  • Hufeisenwirbel Ω3: Hufeisenwirbel Ω3 entstehen im Staubereich eines senkrecht in einer Grenzschichtströmung stehenden Zylinders. In Wandnähe ist der Druck in der Grenzschicht minimal. In der äußeren Schicht der Hauptströmungsgrenzschicht bildet sich dagegen ein positiver Druckgradient. Die Grenzschicht löst sich ab und rollt sich entgegen der Hauptströmung in Richtung des Druckminimums an der Wand ein. Der entstehende Wirbel legt sich beidseitig um den Zylinder. Die Rotationsrichtung der Hufeisenwirbel Ω3 ist der der benachbarten Nierenwirbel Ω2 entgegengesetzt, und die Hufeisenwirbel Ω3 verlaufen bei Einzellochausblasung seitlich unterhalb des Kühlluftstrahls.
  • Instationäre Wirbel Ω4: Die instationären Wirbel sind vergleichbar mit Kármán-Wirbeln im Nachlauf eines Zylinders. Ursache für die Wirbelbildung ist die Grenzschichtablösung auf der Saugseite des Zylinders. Die instationären Wirbel Ω4 entstehen senkrecht auf der gekühlten Oberfläche.
  • Trifft also Heißgas aus einer Brennkammer der Strömungsmaschine an der Außenoberfläche der Turbinenschaufel auf einen Strahl des aus dem Fluidkanal ausgetretenen Kühlfluids, so teilt sich die Strömung des Heißgases um den Kühlfluidstrahl auf, und es bildet sich durch die Wirkung des Heißgases am Strahlrand ein Schornsteinwirbel mit zwei Wirbelarmen Ω2 aus. Jeder der beiden Wirbelarme Ω2 ist von einem Wirbel gebildet, wobei die Geschwindigkeitsvektoren des Heißgases an Kühlfluidstrahl auf, und es bildet sich durch die Wirkung des Heißgases am Strahlrand ein Schornsteinwirbel mit zwei Wirbelarmen Ω2 aus. Jeder der beiden Wirbelarme Ω2 ist von einem Wirbel gebildet, wobei die Geschwindigkeitsvektoren des Heißgases an den beiden Innenseiten der Wirbelarme von der Außenwand weg zeigen.
  • Ebenso ist es beispielsweise aus der US 5 223 320 und der EP 2 492 454 A2 bekannt, Kühllöcher heißgasbeaufschlagter Bauteile mit zwei unterschiedlichen Durchmessern auszustatten, welche durch eine geschlossen umlaufende Stufe voneinander getrennt sind. Damit kann Heißgaseinzug in das Bauteil unterbunden werden.
  • Um die Wirbelbildung zu beeinflussen, ist es bekannt, in den Fluidkanälen Turbulatoren in der Form von Rippen oder Pins vorzusehen (siehe WO 2013/089255 A1 und US 2009/0304499 A1 ).
  • Die Bestrebungen gehen dahin, die Filmkühlleistung weiter zu erhöhen. Entsprechend ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Turbinenschaufel für eine Strömungsmaschine zu schaffen, die effektiv mit einer Filmkühlung kühlbar ist.
  • Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß bei einer Turbinenschaufel der eingangs genannten Art durch die kennzeichnenden Merkmale von Anspruch 1 gelöst.
  • Erfindungsgemäß ist somit vorgesehen, dass sich der zentrale Kanalabschnitt an den Zwischen- Kanalabschnitt unter Bildung einer dazwischen liegenden, senkrecht zur Längsachse des Fluidkanals liegenden Schulterfläche anschließt. Alternativ kann im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt und dem zentralen Kanalabschnitt eine Schulterfläche ausgebildet sein, welche in einer zur Längsachse des Fluidkanals unter einem Winkel α≠90°, beispielsweise etwa 45° geneigten Ebene liegt. Dabei ist die Schulterfläche an einem Wandbereich des Fluidkanals ausgebildet, während am gegenüberliegenden Wandbereich der Zwischen-Kanalabschnitt und der zentrale Kanal-Abschnitt geradlinig, d.h. ohne Schulterbildung, ineinander übergehen. Insbesondere kann hier die Wandung des Fluidkanals über dessen ganze Länge geradlinig verlaufen. Alternativ kann aber auch hier eine Schulter mit einer geringen Schulterhöhe ausgebildet sein.
  • Gemäß einer Ausführungsform der Erfindung ist zwischen dem zentralen Kanalabschnitt und dem Einström-Kanalabschnitt ein Zwischen-Kanalabschnitt vorgesehen, der über seine Länge einen konstanten, bevorzugt kreisförmigen oder ovalen Querschnitt besitzt, wobei die Längsachse des Zwischen-Kanalabschnitts gegenüber der Längsachse des zentralen Fluidkanalabschnitts versetzt ist und insbesondere parallel zu dieser verläuft.
  • Es hat sich gezeigt, dass durch die erfindungsgemäß vorgenommene Änderung der Geometrie die Strömung des Kühlfluids in dem Fluidkanal in der Weise beeinflusst werden kann, dass die lokalen Strömungsgeschwindigkeiten im Fluidkanal derart angepasst werden, dass einerseits sich das in Abbildung 15 gezeigte Wirbelpaar Ω2 genau anders herum dreht und andererseits die Ablösung im Diffusor zur stromaufwärtigen Seite verlagert werden kann, wie dies in der Figur 13 gezeigt ist. Beide Effekte haben einen positiven Einfluss auf die Filmkühleffektivität und können insbesondere die laterale Ausdehnung des Kühlfluidstrahls bewirken.
  • Es hat sich gezeigt, dass besonders gute Ergebnisse erzielt werden, wenn der zentrale Kanalabschnitt gegenüber dem Zwischen-Kanalabschnitt eine um wenigstens 30%, insbesondere um wenigstens 40% und bevorzugt wenigstens 60% kleinere Querschnittsfläche aufweist.
  • Wenn der zentrale Kanalabschnitt und der Zwischen-Kanal- abschnitt jeweils einen kreisrunden Querschnitt besitzen, stehen der Durchmesser D des Zwischen-Kanalabschnitts und der Durchmesser d des zentralen Kanalabschnitts bevorzugt in dem Verhältnis D/d=1,3 bis 1,7, insbesondere D/d=1,5.
  • Der Ausström-Kanalabschnitt kann in an sich bekannter Weise diffusorartig mit einem sich erweiternden Querschnitt ausgebildet sein. Dabei verläuft die Wandung des Fluidkanals an ihrem der Kaltgasseite zugewandten Wandbereich in der Richtung der Längsachse des Fluidkanals und schließt sich geradlinig an den zentralen Kanalabschnitt an. Alternativ kann vorgesehen sein, dass der Ausström-Kanalabschnitt über seine gesamte Länge einen gleichbleibenden, insbesondere runden Querschnitt besitzt. Dabei verläuft der Ausström-Kanal Abschnitt bevorzugt konzentrisch zu dem zentralen Kanalabschnitt und besitzt den gleichen Querschnitt wie dieser.
  • Hinsichtlich vorteilhafter Ausgestaltungen der Erfindung wird auf die nachfolgende Beschreibung eines Ausführungsbeispiels verwiesen. In Zeichnung zeigt
    • Figur 1
    einen Längsschnitt durch eine Turbinenschaufelwand mit einem Fluidkanal, der erfindungsgemäß ausgestaltet ist,
    Figur 2
    eine Variante der in Figur 1 dargestellten Turbinenschaufelwand im Längsschnitt,
    Figur 3
    eine Querschnittsansicht entlang der Linie V-V in Figur 1, in der die Querschnittsgeometrien des Fluidkanals im Zwischen-Kanalabschnitt und dem zentralen Kanalabschnitt erkennbar sind,
    Figur 4
    eine Querschnittsansicht entlang der Linie V-V in Figur 1, in der alternative Querschnittsgeometrien des Fluidkanals im Zwischen-Kanalabschnitt und dem zentralen Kanalabschnitt dargestellt sind,
    Figur 5
    eine Schnittansicht durch eine Turbinenschaufelwandung mit einem weiteren erfindungsgemäß ausgebildeten Fluidkanal gemäß der vorliegenden Erfindung,
    Figur 6
    eine Schnittansicht durch eine Turbinenschaufelwand mit einer dritten Ausführungsform eines Fluidkanals gemäß der vorliegenden Erfindung,
    Figur 7 bis 9
    Varianten der in Figur 6 dargestellten Turbinenschaufelwand im Längsschnitt,
    Figur 10
    einen Längsschnitt durch eine Turbinenschaufelwand mit einer vierten Ausführungsform eines Fluidkanals gemäß der vorliegenden Erfindung,
    Figur 11
    eine Querschnittsansicht entlang der Linien A-A in den Figuren 6 und 10, in der die Querschnittsgeometrien des Fluidkanals im ZwischenKanalabschnitt und im zentralen Kanalabschnitt dargestellt sind,
    Figur 12
    eine dreidimensionale Darstellung des in Figur 10 dargestellten Fluidkanals im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt und dem zentralen Kanalabschnitt,
    Figur 13
    eine schematische Darstellung, welche die Lage der Ablösung des Kühlfluids im Diffusor bei der Ausgestaltung des Fluidkanals gemäß den Figuren 1, 5 und 6 zeigt,
    Figur 14
    eine schematische Darstellung, welche das Ablöseverhalten des Kühlfluids im Diffusor bei herkömmlichen Fluidkanälen mit einem Diffusor zeigt, und
    Figur 15
    eine schematische Darstellung, welche die Wirbelbildung einer zylindrischen Filmkühlbohrung zeigt.
  • In der Figur 1 ist in einem Längsschnitt ein Ausschnitt einer Turbinenschaufelwand 1 dargestellt, in der ein Fluidkanal 2 ausgebildet ist, durch welchen ein Kühlfluid wie beispielsweise Kühlluft von einer Kaltgasseite der Turbinenschaufel - hier dem Innenraum der Turbinenschaufel - zu einer von Heißgas überströmten Außenoberfläche der Turbinenschaufelwand 1, welche eine Heißgasseite der Turbinenschaufel bildet, strömen kann. Der Fluidkanal 2 weist an seinem zur Kaltgasseite weisenden Endbereich einen Einström-Kanalabschnitt 2a mit einer Fluideinlassöffnung 3, an seinem zur Heißgasseite der Turbinenschaufelwand 1 weisenden Endbereich einen sich diffusorartig erweiternden Ausström- Kanalabschnitt 2b mit einer Fluidauslassöffnung 4 und zwischen dem Einström-Kanalabschnitt 2a und dem Ausström- Kanal Abschnitt 2b einen zentralen Kanalabschnitt 2c, der eine Längsachse X des Fluidkanals 2 definiert und über seine Länge einen konstanten kreisförmigen oder ovalen Querschnitt besitzt, auf. Die Längsachse X des Fluidkanals 2 schließt mit der vom Heißgas überströmten Oberfläche der Turbinenschaufelwand 1 einen spitzen Winkel ein, der zwischen der Längsachse X und der Oberfläche an der Anströmseite bzw. stromaufwärts gelegenen Seite des Fluidkanals gemessen wird. Zwischen dem Einström-Kanalabschnitt 2a und dem zentralen Kanalabschnitt 2c ist ein Zwischen-Kanalabschnitt 2d vorgesehen, der eine größere Querschnittsfläche als der zentrale Kanalabschnitt 2c besitzt. In der Figur 1 ist erkennbar, dass der Einström-Kanalabschnitt 2a und der Zwischen-Kanalabschnitt 2d als eine durchgehende Bohrung ausgebildet sind, so dass sich der Zwischen-Kanalabschnitt 2d an den Einström-Kanalabschnitt 2a geradlinig anschließt und über seine Länge einen konstanten Querschnitt besitzt.
  • Der Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c ist scharfkantig ausgebildet, wobei die Wandung des Fluidkanals 2 auf derjenigen Seite des Fluidkanals 2, welcher der Kaltgasseite zugewandt ist, geradlinig verläuft, und am gegenüberliegenden, der Heißgasseite zugewandten Wandungsbereich eine Schulterfläche 5 zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c gebildet wird, welche senkrecht zu der Längsachse X des Fluidkanals 2 liegt. Alternativ ist es jedoch auch möglich, wie in Figur 2 gezeigt, die Schulterfläche 5 zwischen dem Zwischen-Kanal- abschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c an dem der Kaltgasseite zugewandten Wandungsbereich auszubilden, wobei dann an der gegenüberliegenden, d.h. zum Heißgasseite zugewandten Wandungsbereich die Wandung des Fluidkanals 2 geradlinig, d.h. ohne Schulterbildung verläuft.
  • In den Figuren 3 und 4 ist der Übergang vom Zwischen-Kanalabschnitt 2d zum zentralen Kanalabschnitt 2c des Fluidkanals 2 gut erkennbar. Bei der Ausführungsform gemäß Figur 2 besitzen der Zwischen-Kanalabschnitt 2d und der zentrale Kanalabschnitt 2c jeweils einen kreisrunden Querschnitt, wobei der Durchmesser D des Zwischen-Kanalabschnitts 2d deutlich größer als der Durchmesser 2d des zentralen Kanalabschnitts 2c ist. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt das Durchmesserverhältnis D/d etwa 1,5.Daraus resultiert, dass die Querschnittsfläche des zentralen Kanalabschnitts 2c eine um etwa 55% kleinere Querschnittsfläche als der Zwischen-Kanalabschnitt 2d besitzt. An dem stromabwärts gelegenen Wandbereich des Fluidkanals 2 geht der Zwischen-Kanalabschnitt 2d geradlinig in den zentralen Kanalabschnitt 2c über, während in den übrigen Umfangsbereichen die Schulterfläche 5 zwischen den beiden Kanalabschnitten 2d, 2c gebildet wird.
  • Bei der Ausführungsform gemäß der Figur 4 besitzen der Zwischen-Kanalabschnitt 2d einen ovalen Querschnitt und der zentrale Kanalabschnitt 2c einen kreisrunden Querschnitt. Aufgrund der ovalen Ausgestaltung des Zwischen-Kanalabschnitts 2d ist die Schulterfläche 5 nur an dem stromaufwärts gelegenen Wandungsbereich des Fluidkanals 2 vorhanden.
  • Wenn im Betrieb der Fluidkanal 2 von einem Kühlfluid wie beispielsweise Kühlluft durchströmt wird, führt die scharfkantige Verengung im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c dazu, dass sich der Kühlfluidstrom - wie in Figur 13 gezeigt - im diffusorartig erweiterten Ausström-Kanalab- schnitt 2b von der Wandung des Fluidkanals an deren stromaufwärts in Bezug auf die Heißgasströmung H gelegenen Seite ablöst. Wie die Figur 13 erkennen lässt, legt sich hierdurch das Kühlfluid nach dem Verlassen des Fluidkanals 2 optimal an die äußere Oberfläche der Turbinenschaufelwand 1 an, um diese vor dem überströmenden Heißgas zu schützen.
  • In der Figur 5 ist ein ähnlicher Fluidkanal 2 in einer Turbinenschaufelwand 1 dargestellt. Der einzige Unterschied zu der in Figur 1 dargestellten Ausführungsform besteht darin, dass die Fluideinlassöffnung 3 in der Stirnseite einer Wulst 6 ausgebildet ist, der von der Innenfläche der Turbinenschaufelwand 1 nach innen abragt, so dass das Kühlfluid stirnseitig in den Fluidkanal 2 eintritt.
  • In der Figur 6 ist eine weitere Ausführungsform eines Fluidkanals 2 in einer Turbinenschaufelwand 1 dargestellt. Dieser umfasst in gleicher Weise wie der Fluidkanal 2 gemäß der Figur 1 einen Einström-Kanalabschnitt 2a auf der Kaltseite der Turbinenschaufelwand 1, einen Ausström-Kanal- abschnitt 2b auf der Heißseite der Turbinenschaufelwand 1, einen zwischen dem Einström-Kanalabschnitt 2a und dem Ausström-Kanalabschnitt 2b liegenden zentralen Kanalabschnitt 2c mit einem über seine Länge konstanten, kreisförmigen Querschnitt, sowie einen Zwischen-Kanalabschnitt 2d, der zwischen dem Einström-Kanalabschnitt 2a und dem zentralen Kanalabschnitt 2c ausgebildet ist. Der Einström-Kanalabschnitt 2a und der Zwischen-Kanalabschnitt 2d sind dabei nach Art einer zylindrischen Bohrung mit einem über die Länge konstanten Durchmesser ausgebildet, der größer als der Durchmesser des zentralen Kanalabschnitts 2c ist. Des Weiteren ist die Längsachse, welche durch den Zwischen-Fluidkanals 2d und den Einström-Fluidkanal 2a definiert wird, versetzt gegenüber der Längsachse X des zentralen Kanalabschnitts 2c. Konkret ist die Anordnung so getroffen, dass zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c eine Schulterfläche 5 an der zur Kaltgasseite weisenden Seite des Fluidkanals 2 gebildet wird, während auf der gegenüberliegenden, d.h. zur Heißgasseite weisenden Seite die Fluidkanalwandung im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c geradlinig verläuft, also hier ein stetiger Übergang vom Zwischen- Kanalabschnitt 2d in den zentralen Kanalabschnitt 2c ohne Schulterbildung stattfindet. Im Gegensatz zu der Ausführungsform der Figur 1 liegt die Schulterfläche 5 nicht senkrecht zu der Längsachse des Fluidkanals, sondern in einer gegenüber der Längsachse X um etwa 45° geneigten Ebene. Der Übergangsbereich ist in dem Querschnitt der Figur 11 erkennbar.
  • Alternativ zu der in Figur 5 gezeigten Ausführungsform kann die Schulterfläche auch an dem zur Heißgasseite weisenden Wandungsbereich des Fluidkanals 2 ausgebildet sein, während dann an der gegenüberliegenden, d.h. zur Kaltgasseite weisenden Seite die Fluidkanalwandung im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c geradlinig verläuft. Derartige Ausgestaltungen sind in den Figuren 7 und 8 dargestellt. Die Figur 7 lässt ferner erkennen, dass die Ebene, in welcher die Schulterfläche 5 liegt, mit dem zur Heißgasseite gelegenen Wandungsbereich einen Winkel < 90° einschließt, so dass eine Art Rücksprung gebildet wird. In ähnlicher Weise kann auch bei der in Figur 6 dargestellten Ausführungsform die Schulterfläche 5 mit dem zur Kaltgasseite gelegenen Wandungsbereich einen Winkel < 90° unter Bildung eines Rücksprungs einschließen, wie dies in Figur 9 gezeigt ist.
  • Bei der in Figur 6 dargestellten Ausführungsform ist der Ausström-Kanalabschnitt 2b diffusorartig ausgebildet. Alternativ kann der Ausström-Kanalabschnitt 2b wie in Figur 10 gezeigt auch eine Fortsetzung des zentralen Kanalabschnitts 2c darstellen. In diesem Fall bilden der Einström-Kanalabschnitt 2a und der Zwischen-Kanalabschnitt 2d eine Bohrung größeren Durchmessers und der zentrale Kanalabschnitt 2c und der Ausström-Kanalabschnitt 2b eine Bohrung kleineren Durchmessers, wobei die Bohrungen derart versetzt sind, dass eine Schulterfläche 5 im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt 2d und dem zentralen Kanalabschnitt 2c an der stromabwärtigen Seite der Fluidkanalwandung gebildet wird.
  • Durch die Ausgestaltung des Fluidkanals 2 nach den Figuren 6 und 10 wird im Betrieb der gleiche Effekt erzielt wie durch die Ausgestaltung des Fluidkanals 2 nach den Figuren 1 und 4. Aufgrund des vergrößerten Durchmessers des Fluidkanals 2 im Einström-Kanalabschnitt 2a und Zwischen-Kanalabschnitt 2d wird das Kühlfluid in dem Fluidkanal 2 zunächst verzögert und anschließend im Bereich der geneigten Schulterfläche 5 beschleunigt und derart umgelenkt, dass eine Ablösung des Kühlfluidstroms im Bereich der stromaufwärts gelegenen Seite der Fluidkanalwandung stattfindet.
  • Obwohl die Erfindung im Detail durch das bevorzugte Ausführungsbeispiel näher illustriert und beschrieben wurde, so ist die Erfindung nicht durch die offenbarten Beispiele eingeschränkt und andere Variationen können vom Fachmann hieraus abgeleitet werden, ohne den Schutzumfang der Erfindung zu verlassen.

Claims (12)

  1. Turbinenschaufel für eine Strömungsmaschine mit einer Turbinenschaufelwand (1), in der wenigstens ein Fluidkanal (2) ausgebildet ist, durch welchen ein Kühlfluid von einer Kaltgasseite zu einer von Heißgas überströmten Oberfläche, d.h. der Heißgasseite der Turbinenschaufelwand (1) strömen kann, und wobei der wenigstens eine Fluidkanal (2) an seinem zur Kaltgasseite weisenden Endbereich einen Einström-Kanalabschnitt (2a), an seinem zur Heißgasseite der Turbinenschaufelwand (1) weisenden Endbereich einen Ausström-Kanalabschnitt (2b) und zwischen dem Einström-Kanalabschnitt (2a) und dem Ausström-Kanalabschnitt (2b) einen zentralen Kanalabschnitt (2c) mit einem über die Länge konstanten, kreisförmigen oder ovalen Querschnitt besitzt, der eine Längsachse (X) des Fluidkanals (2) definiert, welche mit der von Heißgas überströmten Oberfläche der Turbinenschaufelwand (1) einen spitzen Winkel einschließt, wobei der Fluidkanal (2) zwischen dem Einström-Kanalabschnitt (2a) und dem zentralen Kanalabschnitt (2c) einen Zwischen-Kanalabschnitt (2d) aufweist, der eine größere Querschnittsfläche als der zentrale Kanalabschnitt (2c) besitzt, wobei
    - sich der zentrale Kanalabschnitt (2c) an den Zwischen-Kanalabschnitt (2d) unter Bildung einer dazwischen liegenden, senkrecht zur Längsachse des Fluidkanals (2) liegenden Schulterfläche (5) anschließt oder
    - dass im Übergangsbereich zwischen dem Zwischen-Kanalabschnitt (2d) und dem zentralen Kanalabschnitt (2c) eine Schulterfläche (5) ausgebildet wird, welche in einer zur Längsachse des Fluidkanals (2) unter einem Winkel α≠90° geneigten Ebene liegt, wobei die Schulterfläche (5) an einem Wandbereich des Fluidkanals (2) ausgebildet ist, dadurch gekennzeichnet, dass
    an dem der Schulterfläche (5) gegenüberliegenden Wandbereich der Zwischen-Kanalabschnitt (2d) und der zentrale Kanalabschnitt (2c) geradlinig, d.h. ohne Schulterbildung, ineinander übergehen.
  2. Turbinenschaufel nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischen-Kanalabschnitt (2d) über seine Länge einen konstanten Querschnitt besitzt.
  3. Turbinenschaufel nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Zwischen-Kanalabschnitt (2d) einen kreisförmigen oder ovalen Querschnitt besitzt, und die Längsachse des Zwischen-Kanalabschnitts (2d) gegenüber der Längsachse (X) des zentralen Fluidkanalabschnitt (2c) versetzt ist.
  4. Turbinenschaufel nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schulterfläche (5) an dem der Heißgasseite zugewandten Wandbereich des Fluidkanals (2) ausgebildet ist.
  5. Turbinenschaufel nach einer der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schulterfläche (5) an dem der Kaltgasseite zugewandten Wandbereich des Fluidkanals (2) ausgebildet ist.
  6. Turbinenschaufel nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der zentrale Kanalabschnitt (2c) gegenüber dem Zwischen-Kanalabschnitt (2d) eine um wenigstens 30%, insbesondere wenigstens 40% und vorzugsweise wenigstens 60% kleinere Querschnittsfläche besitzt.
  7. Turbinenschaufel nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der zentrale Kanalabschnitt (2c) und der Zwischen-Kanalabschnitt (2d) jeweils einen kreisrunden Querschnitt besitzen und der Durchmesser (D) des Zwischen-Kanalabschnitts (2d) und der Durchmesser (d) des zentralen Kanalabschnitts (2c) in dem Verhältnis D/d = 1,3 bis 1,7, insbesondere D/d = 1,5 stehen.
  8. Turbinenschaufel nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausström-Kanalabschnitt (2b) diffusorartig mit einem sich erweiternden Querschnitt ausgebildet ist.
  9. Turbinenschaufel nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Wandung des Fluidkanals (2) an ihrem der Kaltgasseite zugewandten Wandbereich in der Richtung der Längsachse des Fluidkanals (2) verläuft und sich geradlinig an den zentralen Kanalabschnitt (2c) anschließt.
  10. Turbinenschaufel nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausström-Kanalabschnitt (2b) über seine gesamte Länge einen gleichbleibenden, insbesondere kreisrunden Querschnitt besitzt.
  11. Turbinenschaufel nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausström-Kanalabschnitt (2b) konzentrisch zu der Längsachse (X) des Fluidkanals (2) verläuft und insbesondere den gleichen Querschnitt wie der zentrale Kanalabschnitt (2c) besitzt.
  12. Turbinenschaufel nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Turbinenschaufel im Feingussverfahren hergestellt ist.
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