本公开涉及涡轮喷嘴以及具备涡轮喷嘴的径流式涡轮机。
背景技术：
涡轮机以从空气等压缩性的工作流体中取出动力为目的而使用。涡轮机的种类主要有轴流式涡轮机和径流式涡轮机。与轴流式涡轮机相比，径流式涡轮机通常单级效率优异。因此，径流式涡轮机例如适于小规模到中规模的发电设备。
径流式涡轮机的重要的部件之一为涡轮喷嘴。涡轮喷嘴是用于将工作流体导向涡轮叶轮的部件，承担使工作流体膨胀而将压力变换成速度的作用。如专利文献1所记载的那样，在径流式涡轮机中，构成涡轮喷嘴的多个涡轮机叶片在涡轮叶轮的周围环状地配置。工作流体的流路由在涡轮叶轮的周向上互相相邻的涡轮机叶片之间的空间形成。通常为了使工作流体膨胀而使流路截面积从上游侧朝向下游侧(也就是说，朝向涡轮叶轮)逐渐缩小。
当通过涡轮喷嘴时，工作流体根据其压力而膨胀并增速。因工作流体与涡轮叶轮的翼片碰撞时施加于翼片的冲动、和工作流体通过涡轮叶轮的翼片间的流路时工作流体膨胀由此施加于翼片的反动，涡轮叶轮旋转(所谓的冲动-反动式涡轮机)。由此，连结于涡轮叶轮的发电机旋转从而生成电力。
在专利文献2中，以实现冲动式涡轮机的输出增大为目的，公开了一种用于使工作流体高速化的收口喷嘴。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：国际公开第2005/085615号
专利文献2：日本特开2010-190109号公报
专利文献3：美国专利第5657522号说明书
非专利文献
非专利文献1：nacatechnicalnoteno.1651supesonicnozzledesign
技术实现要素：
用于提高径流式涡轮机的效率的方法之一是提高径流式涡轮机中的流体的膨胀比。但是，使用收口喷嘴的径流式涡轮机无法以超过临界压力比的压力比(膨胀比)使工作流体膨胀。“临界压力比”是指工作流体的流速达到音速时的压力比。
本公开的目的在于提供一种用于以超过临界压力比的高压力比使工作流体膨胀的技术。
即，本公开提供一种用于径流式涡轮机的涡轮喷嘴，具备：
具有中心轴线的环状的轮毂；
多个喷嘴叶片，其沿所述轮毂的周向在所述轮毂上等角度间隔地配置，并且包括在所述轮毂的周向上互相相邻的第1喷嘴叶片和第2喷嘴叶片；以及
在所述第1喷嘴叶片的腹面与所述第2喷嘴叶片的背面之间形成的流路，
在将从所述轮毂的外周侧朝向所述轮毂的内周侧的方向定义为所述流路中的工作流体的流动方向时，
所述流路包括在所述流动方向上具有最小的流路截面积的喉部(throat)，
在比所述喉部靠所述流动方向的下游侧的位置，所述流路截面积变大，
在比所述喉部靠所述流动方向的下游侧处的所述第1喷嘴叶片的高度，比在所述喉部处的所述第1喷嘴叶片的高度大，并且从所述流动方向的上游侧朝向下游侧逐渐增加。
根据本公开的技术，能够以超过临界压力比的高压力比使工作流体膨胀。
附图说明
图1是本公开的一实施方式的径流式涡轮机的部分剖视图。
图2是图1所示的径流式涡轮机的部分俯视图。
图3是涡轮喷嘴的部分放大俯视图。
图4是喷嘴叶片的放大俯视图。
图5是两个喷嘴叶片的后缘部分的放大俯视图。
图6a是沿流路的中心线的涡轮喷嘴的剖视图。
图6b是沿流路的中心线的变形例的涡轮喷嘴的剖视图。
图6c是沿流路的中心线的另一变形例的涡轮喷嘴的剖视图。
图7是示出在工作流体为标准空气(κ＝1.4)的情况下的式(3)的计算结果的图表。
图8a是示出在涡轮喷嘴的出口处的流速的马赫数m为m＝1.4的喷嘴叶片中，包括中心轴线的平面与翼片形状中心线所成的角度的图表。
图8b是示出在涡轮喷嘴的出口处的流速的马赫数m为m＝1.4的又一喷嘴叶片中，包括中心轴线的平面与翼片形状中心线所成的角度的图表。
图9是示出与喷嘴叶片的厚度有关的分布的一个例子的图表。
图10是示出喷嘴叶片的高度的分布的图表。
图11是使用径流式涡轮机的发电系统的构成图。
附图标记说明
10：涡轮叶轮；
11：可动翼片；
12：轴；
13：涡轮叶轮的轮毂；
14：涡轮喷嘴；
16：护罩壁；
22：涡轮喷嘴的轮毂；
22p：轮毂的上表面；
24：喷嘴叶片；
24p：腹面；
24q：背面；
24r：上表面；
27：流路；
27a：收缩部；
27b：喉部；
27c：扩口部；
100：径流式涡轮机；
102：冷凝器(制冷器)；
104：泵；
106：蒸发器(蒸气发生器)；
108：发电机；
110：朗肯循环回路；
112：热源；
114：管道；
200：发电系统；
o：旋转轴线；
l：翼片形状中心线。
具体实施方式
(作为本公开的基础的见解)
在假设工作流体为理想流体的情况下，喷嘴的出口处的工作流体的流速由以下的式(1)来表示。
cs：喷出流速
cp：定压比热
t01：喉部处的静温
pexit：喷嘴的出口处的静压
p00：喷嘴的入口处的静压
κ：比热比
喷出流速cs是以根据工作流体的物理性质和状态量决定的音速为上限、根据压力比pexit/p00决定的。喷出流速cs达到音速的压力比被称为“临界压力比”。收口喷嘴那样的通常的喷嘴无法以临界压力比以上的压力比使工作流体膨胀。即，无法实现工作流体的流速超过音速的膨胀。
接下来，将由下述式(2)定义的值m称为马赫数。马赫数是通过将流速除以音速而得到的值。
m：马赫数
v：工作流体的流速
a：音速
κ：比热比
r：工作流体的气体常数
t00：工作流体的静温
在收口喷嘴的情况下，在其流路截面积最小的部分流速最大。当最大流速达到m＝1的流速时，该收口喷嘴中的膨胀比达到临界压力比，工作流体无法进一步膨胀。流路截面积与马赫数m之间具有下述式(3)的关系。
a：喷嘴的任意位置处的流路截面积
a*：喷嘴的最小的流路截面积
m：马赫数
κ：比热比
图7示出了在工作流体为标准空气(κ＝1.4)的情况下的式(3)的计算结果。根据式(3)以及图7可知，在喷嘴的任意位置处，当流动的马赫数m小于1的情况下，喷嘴需要具有比最小的流路截面积(即，m＝1时的截面积)大的截面积。伴随流速的增加而流路截面积减少，在流路截面积最小的位置流速达到音速。当流速超过音速时流路截面积变大。即，为了使流速增加至超过音速，需要使流路截面积变大。
根据这些事实可知，为了使流速从亚音速流动变化为超音速流动，需要具备具有收口的形状的部分、具有最小的流路截面积的部分(喉部)、以及具有扩口形状的部分的喷嘴。将这样的构造的喷嘴称为“拉瓦尔喷嘴”，该喷嘴用于火箭的发动机或航空器的发动机那样的多利用超音速流动的推进内燃机。
在专利文献1中，以实现冲动式涡轮机的输出增大为目的，使用用于使要导向冲动式涡轮机的涡轮叶轮的工作流体高速化的收口喷嘴。冲动式涡轮机构成为：通过喷嘴使工作流体大致完全膨胀，利用工作流体与涡轮叶轮的翼片碰撞时施加于翼片的冲动来使涡轮叶轮旋转。将专利文献1所公开的收口喷嘴沿涡轮叶轮的切线方向配置这一构造，多被在小流量且高压力比的条件下工作的涡轮机所采用。但是，根据该构造，喷嘴部分变得尺寸较长，因此，涡轮机的整体的尺寸变得过大。另外，专利文献1所公开的喷嘴在喷嘴的顶端具有最小的流路截面积。因此，在专利文献1所公开的喷嘴中，马赫数m不超过1，无法实现马赫数超过1的加速。
另一方面，专利文献3公开了一种轴流式涡轮机用的超音速分配器。在专利文献3的超音速分配器中，翼片件(叶片)的外形具有上游侧的直线部分、形成喉部的凸部分、以及下游侧的弯曲部分。在专利文献3中记载了能够生成马赫1.2～2.5的范围的马赫数的超音速流这一情况。专利文献3所公开的超音速分配器与拉瓦尔喷嘴类似。但是，在相邻的叶片之间形成的流路的二维形状因分配器的构造的限制而必然关于流路的中心线非对称。
与此相对，如在非专利文献1的图1所记载的那样，理想的拉瓦尔喷嘴是轴对称的喷嘴。根据轴对称构造，通过喉部后产生的冲击波在相对的壁面反射而抵消，从而能够防止急剧的压力变化(非专利文献1的图8以及图9)。结果，能够有效地生成超音速流。
如专利文献3的分配器那样，在流路不具有对称构造的情况下，无法充分获得抵消冲击波的效果，除此以外还容易引起边界层的过大化、边界层的剥离这样的流动部位的扰乱。结果，大多仅能够实现到m＝1.1～1.2左右的高超音速区域的膨胀。也就是说，在需要到更高的超音速区域的膨胀的情况下，还需要下工夫。
本公开的第1技术方案的涡轮喷嘴是用于径流式涡轮机的涡轮喷嘴，具备：
具有中心轴线的环状的轮毂；，
多个喷嘴叶片，其沿所述轮毂的周向在所述轮毂上等角度间隔地配置，并且包括在所述轮毂的周向上互相相邻的第1喷嘴叶片和第2喷嘴叶片；以及
在所述第1喷嘴叶片的腹面与所述第2喷嘴叶片的背面之间形成的流路，
在将从所述轮毂的外周侧朝向所述轮毂的内周侧的方向定义为所述流路中的工作流体的流动方向时，
所述流路包括在所述流动方向上具有最小的流路截面积的喉部，
在比所述喉部靠所述流动方向的下游侧的位置，所述流路截面积变大，
在比所述喉部靠所述流动方向的下游侧处的所述第1喷嘴叶片的高度，比在所述喉部处的所述第1喷嘴叶片的高度大，并且从所述流动方向的上游侧朝向下游侧逐渐增加。
根据第1技术方案的涡轮喷嘴，在拉瓦尔喷嘴中获得的效果提高，例如，抵消冲击波的效果提高。结果，能够实现更高的压力比下的膨胀。在工作流体的流速的马赫数m在喉部达到1之后，工作流体也能够持续增速，即，持续膨胀。与使用单纯的收口喷嘴的涡轮喷嘴相比，能够向涡轮叶轮导入更高速的工作流体，因此，能够增加使涡轮叶轮旋转的冲动成分，从而构造单级且能够发挥大输出的径流式涡轮机。
在本公开的第2技术方案中，例如，在第1技术方案的涡轮喷嘴的比所述喉部靠所述流动方向的下游侧的位置，所述轮毂的上表面与所述中心轴线垂直，所述第1喷嘴叶片的上表面相对于与所述中心轴线垂直的平面倾斜。根据第2技术方案，容易进行用于制作涡轮喷嘴的加工。
在本公开的第3技术方案中，例如，在第1技术方案的涡轮喷嘴的比所述喉部靠所述流动方向的下游侧的位置，所述第1喷嘴叶片的上表面与所述中心轴线垂直，所述轮毂的上表面相对于与所述中心轴线垂直的平面倾斜。根据第3技术方案，第1喷嘴叶片的上表面与垂直于轮毂的中心轴线的平面垂直，因此，容易调整第1喷嘴叶片与径流式涡轮机的壳体(shroud)壁之间的空隙的尺寸。也就是说，不必改变护罩壁的形状，能够抑制涡轮喷嘴的制造成本的增加。
在本公开的第4技术方案中，例如，在第1技术方案的涡轮喷嘴的比所述喉部靠所述流动方向的下游侧的位置，所述第1喷嘴叶片的上表面相对于与所述中心轴线垂直的平面倾斜，并且，所述轮毂的上表面相对于与所述中心轴线垂直的所述平面倾斜。根据第4技术方案，能够使第1喷嘴叶片的上表面的倾斜角度和轮毂的上表面的倾斜角度变小。
在本公开的第5技术方案中，例如，第1技术方案的涡轮喷嘴的所述多个喷嘴叶片的各自的翼片(叶片)形状中心线包括第1部分和第2部分，所述第1部分是从所述翼片形状中心线的上游端到第1点为止的部分，所述第1点是所述翼片形状中心线开始向朝向所述中心轴线的方向弯曲的点，所述第2部分是从所述第1点到所述翼片形状中心线的下游端为止的部分。
根据第5技术方案，能够使工作流体的流速达到超音速时的在多个喷嘴叶片的各自的后缘部分产生的冲击波的方向偏向流动方向的下游侧。使冲击波的压力恢复位置向下游侧偏移，使在冲击波之前产生的膨胀波的区域(也就是说，流速持续增加的膨胀区域)扩大，由此能够实现高的膨胀比。另外，能够适当地保持工作流体从涡轮喷嘴向涡轮叶轮的流入角度。
在本公开的第6技术方案中，例如，在将包括第5技术方案的涡轮喷嘴的所述中心轴线的平面与所述翼片形状中心线所成的角度定义为角度β时，在所述第1部分中所述角度β的平均变化率为正的值，所述第2部分包括所述角度β的所述平均变化率从正的值向负的值变化的第2点，在从所述第2点到所述下游端为止的区间中，所述角度β的所述平均变化率为负的值。根据第6技术方案，在喷嘴叶片的宽度方向上的喷出速度的分布均一化。由此，抑制了涡轮叶轮的每一转的角速度的变动(转矩的变动)，所以，能够在连结于径流式涡轮机的发电机生成高品质的交流电的电力。
在本公开的第7技术方案中，例如，在将包括第5技术方案或第6技术方案的涡轮喷嘴的所述中心轴线的平面与所述翼片形状中心线所成的角度定义为角度β时，所述角度β在所述第2部分中的包括所述下游端的预定长度的区间线性地变化。
本公开的第8技术方案的径流式涡轮机具备第1～第7技术方案中的任一涡轮喷嘴和配置于所述涡轮喷嘴的内侧的涡轮叶轮。
根据第8技术方案，能够提供一种单级且能够发挥大输出的径流式涡轮机。
以下，参照附图对本公开的实施方式进行说明。本公开并不限定于以下的实施方式。
如图1所示，本实施方式的径流式涡轮机100具备涡轮叶轮10、轴12、涡轮喷嘴14以及壳体20。涡轮叶轮10以及涡轮喷嘴14配置于壳体20中。涡轮叶轮10配置于涡轮喷嘴14的内侧。在涡轮叶轮10固定有轴12。涡轮叶轮10包括多个可动翼片11以及轮毂13。多个可动翼片11在轮毂13的表面上等角度间隔地设置。壳体20包括涡旋室15以及护罩壁16。涡旋室15是在涡轮喷嘴14的周围形成的环状的空间。设置于壳体20的进气口(省略图示)朝向涡旋室15开口。从涡旋室15经过涡轮喷嘴14向涡轮叶轮10导入工作流体。护罩壁16从与涡轮叶轮10和轴12所共用的旋转轴线o平行的方向上的一侧覆盖可动翼片11和涡轮喷嘴14。旋转轴线o与涡轮喷嘴14的中心轴线一致。因此，在本说明书中将涡轮喷嘴14的中心轴线也记为“中心轴线o”。
如图2所示，涡轮喷嘴14由轮毂22以及多个喷嘴叶片24构成。轮毂22为环状且为板状的部件。轮毂22具有在俯视下分别为圆形的内周缘和外周缘。多个喷嘴叶片24沿轮毂22的周向在轮毂22上等角度间隔地配置。
本实施方式的径流式涡轮机100是所谓的冲动-反动式涡轮机。通常，使用喷嘴叶片的涡轮喷嘴由于各自的流路的长度较短，因此，难以实现大的压力比的膨胀。但是，根据冲动-反动式涡轮机，首先在涡轮喷嘴中使工作流体膨胀，并且能够在涡轮叶轮中使工作流体进一步膨胀。由涡轮喷嘴和涡轮叶轮双方分担工作流体的膨胀，因此，在各要素中工作流体的流速难以变得过大。在该情况下，能够抑制主要取决于流速的摩擦损失以及流动的扰乱，因此，冲动-反动式涡轮机容易实现比冲动式涡轮机高的效率。
如图3所示，各喷嘴叶片24具有腹面24p、背面24q以及上表面24r。腹面24p是距轮毂22的中心轴线o近的一侧的面。背面24q是距轮毂22的中心轴线o远的一侧的面。换言之，腹面24p是距涡轮叶轮10近的一侧的面，背面24q是距涡轮叶轮10远的一侧的面。上表面24r是朝向护罩壁16(参照图1)的面。喷嘴叶片24作为整体具有柱状的形状。在轮毂22的周向上互相相邻的喷嘴叶片24(第1喷嘴叶片)的腹面24p与喷嘴叶片24(第2喷嘴叶片)的背面24q之间形成有工作流体的流路27。
在本实施方式中，流路27具有收缩部27a、喉部27b以及扩口部27c。在将从轮毂22的外周侧朝向轮毂22的内周侧的方向定义为流路27中的工作流体的流动方向时，收缩部27a、喉部27b以及扩口部27c从流动方向的上游侧起以该顺序排列。收缩部27a是位于比喉部27b靠流动方向的上游侧的位置的部分，是具有逐渐缩小的流路截面积的部分。喉部27b是具有最小的流路截面积的部分。喉部27b可以在流动方向上具有一定的长度。也就是说，在流路27可以存在具有最小的流路截面积的区间。扩口部27c是位于比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置的部分，是具有逐渐扩大的流路截面积的部分。也就是说，本实施方式的涡轮喷嘴14具有与拉瓦尔喷嘴类似的构造。
如图3以及图4所示，在涡轮喷嘴14的俯视图中，将与喉部27b对应的喷嘴叶片24的腹面24p上的位置定义为特定位置p1。另外，将在喷嘴叶片24的翼片形状中心线l上的、从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2前进翼片形状中心线l的全长的a％的位置定义为位置pa。将在翼片形状中心线l上的、从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2前进翼片形状中心线l的全长的b％的位置定义为位置pb(a<b)。此时，从特定位置p1向翼片形状中心线l引的垂线与翼片形状中心线l的交点k在位置pa与位置pb之间。在一个例子中，设定为a＝20、b＝25。
当喉部27b处于上述那样的位置时，能够避免收缩部27a的流路截面积的急剧缩小。结果，能够避免收缩部27a处的工作流体的过度加速。尤其是在使用具有高粘度的工作流体的情况下，收缩部27a的流路截面积符合设计意图，能够避免在收缩部27a处发生流动的阻塞。另外，也充分确保了诱导超音速的流动的扩口部27c的长度，所以，能够实现充分的膨胀。
根据本实施方式的涡轮喷嘴14，即使在要求超过临界压力比的膨胀的情况和/或工作流体中的音速低的情况下，也能够实现超过临界压力比的压力比下的膨胀。结果，能够通过单一的径流式涡轮机100获得大的输出。此外，当涡轮机的入口处的工作流体的温度低、或工作流体的分子量大时，工作流体中的音速也低。
在本说明书中，“翼片形状中心线l”能够通过以下的方法来确定。首先，准备喷嘴叶片24的俯视图并且决定翼弦方向。翼弦方向被确定为能够确保最大的翼弦长的方向。接下来，以沿翼弦方向将喷嘴叶片24分割成多个部分的方式与翼弦方向垂直地引出多条分割线。通过连接各分割线的中点来获得翼片形状中心线l。越细地引出分割线，则获得越准确的翼片形状中心线l。根据通过翼片形状中心线l上的任意的点并且以最短距离将腹面24p与背面24q连结的线段的长度来确定喷嘴叶片24的厚度。
如图4以及图5(a)所示，喷嘴叶片24具有主体部分241和后缘部分242。后缘部分242是包括翼片形状中心线l的下游端q2且朝向轮毂22的中心轴线o弯曲的部分。主体部分241是包括翼片形状中心线l的上游端q1且位于比后缘部分242靠近翼片形状中心线l的上游端q1的位置的部分。如图5(a)所示，喷嘴叶片24的翼片形状中心线l包括第1部分l1和第2部分l2。第1部分l1是从翼片形状中心线l的上游端q1到第1点b的部分。第1点b是翼片形状中心线l开始向朝向中心轴线o的方向弯曲的点。第2部分l2是从第1点b到翼片形状中心线l的下游端q2的部分。在本实施方式中，点b是翼片形状中心线l中的后缘部分242与主体部分241的边界点。根据这样的构造，能够使在工作流体的流速达到超音速时在后缘部分242产生的冲击波的方向偏向流动方向的下游侧。使冲击波的压力恢复位置向下游侧偏移，使在冲击波之前产生的膨胀波的区域(也就是说，流速持续增加的膨胀区域)扩大，由此能够实现高的膨胀比。另外，能够适当地保持工作流体从涡轮喷嘴14向涡轮叶轮10的流入角度。
在想要以大的压力比使工作流体膨胀的情况下，在拉瓦尔喷嘴或基于拉瓦尔喷嘴的喷嘴中，在喷嘴叶片的后缘部分产生的冲击波(压力波)往往会导致膨胀波的区域的结束。与此相对，根据本实施方式，能够使膨胀波的区域扩大至比喷嘴叶片24的后缘部分242靠下游侧的位置。因此，能够以更大的压力比使工作流体膨胀。由此，具有更快的流速的工作流体从涡轮喷嘴14流入涡轮叶轮10。驱动涡轮叶轮10的冲动力增加，所以，径流式涡轮机100的输出提高。另外，使各流路27中的流速分布平滑化，所以，抑制了涡轮叶轮10的每一转的角速度的变动(转矩的变动)，生成的交流电的波形接近正弦波形。也就是说，获得了高品质的电力。以合适的角度从涡轮喷嘴14朝向涡轮叶轮10引导工作流体，所以，径流式涡轮机100的隔热效率也提高。
如图5(a)所示，将在翼片形状中心线l上的、从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2前进翼片形状中心线l的全长的x％的位置定义为位置px。同样地，将在翼片形状中心线l上的、从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2前进翼片形状中心线l的全长的y％的位置定义为位置py(b<x<y)。翼片形状中心线l中的后缘部分242与主体部分241的边界点b例如在位置px与位置py之间。在一个例子中，设定为x＝85、y＝90。根据这样的构造，能够不阻碍扩口部27c处的膨胀地形成扩大的膨胀区域。由此，径流式涡轮机100的输出提高。
图8a是示出在具有图5(a)所示的形状的后缘部分242的喷嘴叶片24中，包括中心轴线o的平面与翼片形状中心线l所成的角度β的变化的图表。横轴表示距翼片形状中心线l的上游端q1的距离相对于翼片形状中心线l的全长的比率。纵轴表示翼片形状中心线l上的各位置处的角度β。根据图8a可知，角度β的平均变化率不恒定。根据这样的构造，由在后缘部分242生成的冲击波(压缩波)引起的压力变动，以基于后缘部分242的角度决定的角度而朝向下游侧直线地在喷嘴叶片24与喷嘴叶片24之间产生。在扩大了的膨胀区域中，与喷嘴叶片24的宽度方向有关的喷出速度的分布均一化。由此，抑制了涡轮叶轮10的每一转的角速度的变动(转矩的变动)，所以，能够在连结于径流式涡轮机100的发电机生成高品质的交流电的电力。
通过使边界点b处的弯曲(弯折)的程度增加，能够提高上述的效果。与图5(a)所示的喷嘴叶片24的后缘部分242相比，图5(b)所示的喷嘴叶片24的后缘部分242在边界点b弯曲较大。为了进行比较，图5(c)重叠地示出了图5(a)所示的喷嘴叶片的后缘部分和图5(b)所示的喷嘴叶片的后缘部分。
图8b是示出在具有图5(b)所示的形状的后缘部分242的喷嘴叶片24中，包括中心轴线o的平面与翼片形状中心线l所成的角度β的变化的图表。根据图8b可知，具有图5(b)的形状的喷嘴叶片24的翼片形状中心线l在比边界点b稍稍靠近下游端q2的第2点c弯曲较大。在翼片形状中心线l的第1部分l1，角度β的平均变化率是正的值。翼片形状中心线l的第2部分l2包括角度β的平均变化率从正的值向负的值变化的第2点c。在第2点c，角度β从单调增加转变为单调减少。换言之，在第2点c，角度β的平均变化率从正的值向负的值变化。在从第2点c到下游端q2为止的区间中，角度β的平均变化率为负的值。根据这样的构造，能够进一步提高上述的效果。在本实施方式中，边界点b是与第2点c不同的点。但是，边界点b也可以与第2点c一致。
如图8b所示，角度β在包括下游端q2的预定长度的区间线性地变化。在从第2点c到下游端q2为止的区间中，角度β的平均变化率大致恒定(倾斜度恒定)。若后缘部分242具有这样的构造，则如以上所说明的那样，能够扩大膨胀区域。以使得来自涡轮喷嘴14的工作流体的喷出角度不过度偏转的方式施加限制，所以，能够将向涡轮叶轮10的工作流体的流入角度保持为与设计相同的合适的值。结果，径流式涡轮机100的效率进一步提高。
在本实施方式中，喷嘴叶片24的厚度从比以上所说明的交点k稍靠下游侧的位置起逐渐减少。具体而言，如图4所示，将在翼片形状中心线l上的、从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2前进翼片形状中心线l的全长的c％的位置定义为位置pc(b<c<x)。在图4的例子中，喷嘴叶片24的厚度从位置pb到位置pc的区间所包括的任意位置起朝向翼片形状中心线l的下游端q2开始减少。在一个例子中，设定为c＝30。根据这样的厚度的变化，能够使得喉部27b形成于合适的位置。
图9是示出与图4的喷嘴叶片24的厚度相关的分布的一个例子的图表。横轴表示距翼片形状中心线l的上游端q1的距离相对于翼片形状中心线l的全长的比率。纵轴表示喷嘴叶片24的厚度方向上的从翼片形状中心线l到喷嘴叶片24的表面的距离相对于翼片形状中心线l的全长的比率。在图9中，实线示出了与喷嘴叶片24的厚度方向上的从翼片形状中心线l距背面24q的距离(第1厚度)有关的比率。在图9中，虚线表示与喷嘴叶片24的厚度方向上的从翼片形状中心线l到腹面24p的距离(第2厚度)有关的比率。翼片形状中心线l上的任意位置处的喷嘴叶片24的厚度由第1厚度与第2厚度的和来表示。在图9的例子中，喷嘴叶片24的厚度在从翼片形状中心线l的上游端q1朝向下游端q2的翼片形状中心线l的全长的约20％的位置，即，a＝20时的位置pa或其前后的位置处最大。在比处于a＝20时的位置pa与b＝25时的位置pb之间的交点k稍靠下游侧的位置(例如，c＝30时的位置pc)，喷嘴叶片24的厚度明显表现出减少的倾向。喷嘴叶片24的厚度从位置pc到下游端q2单调且缓慢地减少。根据这样的厚度的变化，能够使得喉部27b形成于合适的位置。
在本说明书中，将是在平行于轮毂22的中心轴线o的方向上的喷嘴叶片24的尺寸，且是轮毂22的上表面22p到喷嘴叶片24的上表面24r的尺寸定义为喷嘴叶片24的高度。在比喉部27b靠流动方向的下游侧处的喷嘴叶片24的高度比在比喉部27b靠流动方向的上游侧处的喷嘴叶片24的高度大。根据这样的构造，在拉瓦尔喷嘴中获得的效果提高，例如，抵消冲击波的效果提高。结果，能够实现更高的压力比下的膨胀。在工作流体的流速的马赫数m在喉部27b达到1之后，工作流体也能够持续增速，即，持续膨胀。与使用单纯的收口喷嘴的涡轮喷嘴相比，能够向涡轮叶轮10导入更高速的工作流体，因此，能够增加使涡轮叶轮10旋转的冲动成分，从而能够构造单级且能够发挥大输出的径流式涡轮机100。
详细而言，如图6a～图6c所示，在比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置，喷嘴叶片24的高度h从流动方向的上游侧朝向下游侧逐渐增加。在比喉部27b靠流动方向的下游侧处的喷嘴叶片24的高度h比在比喉部27b靠流动方向的上游侧处的喷嘴叶片24的高度h大。根据这样的构造，能够使流路截面积的变化接近拉瓦尔喷嘴。结果，能够使工作流体更顺利地膨胀。
图6a～图6c是沿图3所示的流路27的中心线的喷嘴叶片24的剖视图。在图6a～图6c中展现了喷嘴叶片24的腹面24p。
在图6a所示的例子中，在比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置，轮毂22的上表面22p与轮毂22的中心轴线o垂直，喷嘴叶片24的上表面24r相对于与轮毂22的中心轴线o垂直的平面倾斜。在图6a所示的例子中，在平行于中心轴线o的方向上的轮毂22的厚度恒定。由于轮毂22的厚度恒定，因此容易进行用于制作出图6a所示的形状的加工。
在图6b所示的例子中，在比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置，喷嘴叶片24的上表面24r垂直于轮毂22的中心轴线o，轮毂22的上表面22p相对于与轮毂22的中心轴线o垂直的平面倾斜。在这个例子中，轮毂22的厚度沿喷嘴叶片24发生变化。在比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置，轮毂22的厚度减小。根据图6b所示的例子，喷嘴叶片24的上表面24r与垂直于中心轴线o的平面垂直，因此，容易调整喷嘴叶片24与护罩壁16(参照图1)之间的空隙的尺寸。也就是说，不必改变护罩壁16的形状，能够抑制涡轮喷嘴14的制造成本的增加。
在图6c所示的例子中，在比喉部27b靠流动方向的下游侧的位置，喷嘴叶片24的上表面24r相对于与轮毂22的中心轴线o垂直的平面倾斜。而且，轮毂22的上表面22p相对于与轮毂22的中心轴线o垂直的平面倾斜。这个例子是图6a的例子与图6b的例子的组合。根据图6c所示的例子，能够使喷嘴叶片24的上表面24r的倾斜角度以及轮毂22的上表面22p的倾斜角度变小。
图10是示出喷嘴叶片的高度的分布的图表。横轴表示距翼片形状中心线l的上游端q1的距离相对于翼片形状中心线l的全长的比率。纵轴表示各位置的高度相对于最大的高度的比率。各位置处的喷嘴叶片24的高度表示翼片形状中心线l上的高度。在本实施方式中，喷嘴叶片24在下游端q2具有最大的高度。从上游端q1(0％位置)到位置pb，喷嘴叶片24的高度恒定。如参照图3和图4所说明的那样，位置pb是比交点k稍稍靠下游侧的位置。从位置pb到下游端q2(100％位置)，喷嘴叶片24的高度大致线性地增加。根据这样的构造，能够抑制在比喉部27b靠下游侧的位置处的急剧的压力变化，能够使工作流体更顺利地膨胀。
在本实施方式中，在喉部27b的下游侧存在扩口部27c的开始点。在本实施方式中，喉部27b具有一定的长度。也就是说，在本实施方式的涡轮喷嘴14存在具有最小的流路截面积的区间。在一个例子中，喉部27b具有翼片形状中心线l的全长的5％左右的长度。扩口部27c的开始点被设定在喉部27b的下游端的位置。在喷嘴叶片24的表面形成有边界层，所以，工作流体的流动在比喉部27b的顶头的位置靠下游侧的位置最窄。考虑这一情况来设定扩口部27c的开始点。该流路截面积的变化取决于喷嘴叶片24的翼片形状中心线l的形状、喷嘴叶片24的腹面24p侧的厚度、喷嘴叶片24的背面24q侧的厚度、以及喷嘴叶片的高度。基于这一情况，喷嘴叶片24的厚度从比交点k稍靠下游侧的位置pb起减少，并且喷嘴叶片24的高度在比交点k稍靠下游侧的位置pb起增加。
接下来，对使用径流式涡轮机100的发电系统的实施方式进行说明。
如图11所示，本实施方式的发电系统200具备朗肯循环回路110、热源112以及管道114。朗肯循环回路110具备径流式涡轮机100、冷凝器102(制冷器)、泵104以及蒸发器106(蒸气发生器)。径流式涡轮机100、冷凝器102、泵104以及蒸发器106通过多个配管按这一顺序连接。在径流式涡轮机100的旋转轴连接有发电机108。当通过径流式涡轮机100使工作流体膨胀时驱动发电机108，从而生成电力。朗肯循环回路110也可以具备再热器等公知的其他装置。
蒸发器106构成为，使在热源112生成的热传递媒介116与在朗肯循环回路110循环的工作流体进行热交换，从而使工作流体蒸发。在本实施方式中，蒸发器106配置于管道114。管道114连接于热源112。在管道114中，在热源112生成的热传递流体116流动。热传递流体116既可以是气体，也可以是液体。当热传递流体116为气体时，蒸发器106可以构成为翅片管热交换器等气-液热交换器。当热传递流体116为液体时，蒸发器106例如可以构成为板式热交换器、双管式热交换器等液-液热交换器。
不特别限定热源112的种类。作为热源112的例子，列举出锅炉、工场的设备、发动机、垃圾焚烧炉、太阳池、燃料电池等。
也不特别限定朗肯循环回路110中的工作流体的种类。工作流体既可以是烃、卤代烃等有机物，也可以是水、氨气、二氧化碳等无机物。作为烃，可列举丙烷等。作为卤代烃，可列举r410a、r22、r32、r245fa等。
产业上的可利用性
本说明书所公开的技术对于径流式涡轮机有用。径流式涡轮机例如对于发电系统有用。