JP3898311B2 - Water wheel or pump water wheel - Google Patents

Description

で定義される水車比速度ｎ _sp を、
ｎ _sp ≧４１６４／Ｈ _nor ^0.625
の範囲とすることができる。
【００１４】
また、前記ランナをフランシス形ランナとし、基準有効落差がＨ _nor （ｍ）であるとき に、水力機械中心位置での前記ランナの入口径Ｄ ₁ と出口径Ｄ _e との比を
Ｄ ₁ ／Ｄ _e ≦０．３８＋０．０２１６×Ｈ _nor ^0.625
の範囲とすることができる。
【００１５】
さらに、前記ランナをフランシス形ランナとし、最高揚程がＨ（ｍ）、この最高揚程Ｈ（ｍ）での最大揚水量がＱ（ｍ ³ ／ｓ）、回転速度がｎ（ｒｐｍ）であるときに、
【数４】

で定義されるポンプ比速度ｎ _sq の係数ｋ＝ｎＱ ^{1/2 を}
ｋ≧３６００
の範囲にすることができる。
【００１６】
本発明の第２の特徴は、水車またはポンプ水車において、回転軸と、前記回転軸に連結された第１の羽根車と、前記回転軸にトルク伝達装置を介して連結されるとともに前記第１の羽根車から流出した流れが流入する第２の羽根車とを備え、前記トルク伝達装置は、前記第２の羽根車で発生したトルクが前記第１の羽根車で発生したトルクと同一方向である場合には前記第２の羽根車で発生したトルクを前記回転軸に伝達し、前記第２の羽根車で発生したトルクが前記第１の羽根車で発生したトルクと反対方向である場合には前記第２の羽根車で発生したトルクを前記回転軸に伝達しないことを特徴とする。
【００１７】
本発明の第１の特徴によれば、ランナの出口側に、回転軸に連結されたエネルギー回収装置を設けることにより、水車連転時に吸出し管へ流出する流れの旋回速度成分を略ゼロとすることができるので、落差および流量が変化した場合でも常に最高効率点に近い状態を保つことができるとともに、旋回流れに起因した吸出し管の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができ、このため水力機械の運転保守の向上および運転範囲の拡大を図ることができる。
【００１８】
本発明の第２の特徴によれば、第１の羽根車の出口側に第２の羽根車を設けるとともに、トルク伝達装置により、第２の羽根車で発生したトルクが第１の羽根車で発生したトルクと反対方向である場合に第２の羽根車で発生したトルクを回転軸に伝達しないようにするので、過負荷流量での運転時においても第１の羽根車単独の場合と同様のエネルギー変換効率を達成することができ、また部分負荷流量での運転時には第２の羽根車により第１の羽根車では回収できなかった旋回流れの流体エネルギーを回収するため、第１の羽根車単独の場合に比べてエネルギー変換効率が向上するとともに、旋回流れに起因した吸出し管の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００１９】
なお本発明は、水力機械の内部損失についての次のような理解に基づいてなされたものである。以下、説明を簡単にするため、フランシス形ランナを有する水力機械についてその水車運転時における特性について述べる。
【００２０】
まず、フランシス形ランナの特性は運動量理論に基づいて次式（１）により定義される。
ｇ・η_h ・Ｈ＝ｕ₁ ・ｖ_u1−ｕ₂ ・ｖ_u2 … （１）
ここで、ｇは重力加速度、η_h は水車効率、Ｈは有効落差、ｕはランナの周速度、ｖ_u は流れの絶対速度の周方向成分（旋回速度成分）であり、添字１，２はランナの入口および出口を意味している。
【００２１】
上式（１）において、ｕ₁ およびｕ₂ はそれぞれ、ランナの羽根の入口半径Ｒ₁ 、およびランナから流出した流れの代表流線の位置半径Ｒ₂ から算出される。すなわち、ランナの回転速度をｎ（ｒｐｍ）とすると、
ｕ₁ ＝２π・Ｒ₁ ・ｎ／６０ … （２）
ｕ₂ ＝２π・Ｒ₂ ・ｎ／６０ … （３）
となる。
【００２２】
ここでまず、エネルギー変換効率に関連する特性について説明する。内部損失の総和と有効落差との比ｈ／Ｈは次式（４）により定義される。
ｈ／Ｈ＝１−η_h … （４）
【００２３】
また、上式（４）のｈ／Ｈは水力機械の各流路ごとの損失に分けると次式（５）のように表される。
ｈ／Ｈ＝（ｈ／Ｈ）_C ＋（ｈ／Ｈ）_G ＋（ｈ／Ｈ）_R ＋（ｈ／Ｈ）_D … （５）
【００２４】
上式（５）において、添字Ｃ，Ｇ，Ｒ，Ｄはそれぞれケーシング、カイドベーン、ランナおよび吸出し管を意味している。なお、これら各流路ごとの損失のうち運転条件によって大幅に変化する損失は（ｈ／Ｈ）_R であり、これ以外の損失（ｈ／Ｈ）_C ，（ｈ／Ｈ）_G ，（ｈ／Ｈ）_D の変化は少ない。従って、エネルギー変換効率を向上させるためにはランナでの損失（ｈ／Ｈ）_R をいかに適切に制御するかにかかっている。
【００２５】
次に、水圧脈動に関連する特性について説明する。水圧脈動についてはランナの出口側での流れが重要であり、この点について図１６（ａ）（ｂ）により説明する。
【００２６】
図１６（ａ）は水車特性と吸出し管に発生する渦心との関係を示す図であり、縦軸は単位有効落差当りの流量Ｑ、横軸はランナの単位有効落差当りの回転速度ｎを示している。また、図１６（ｂ）はランナの出口側の流れと吸出し管に発生する渦心との関係を説明するための図である。
【００２７】
ここで、図１６（ａ）に示す「渦心なし」（後述する［００６４］段落における「流れの旋回速度成分が略ゼロ（無拘束状態）」と同じ意味）の領域は図１６（ｂ）に示す絶対速度ｖ₂ の場合に対応しており、吸出し管において水がほぼ真下に流れるとともに流れの旋回速度成分が略ゼロ（上式（１）においてほぼｖ_u2＝０）であることを意味している。この状態はｎ／Ｈ^1/2 ＝一定の下で水車効率η_h を最も高くできるので、「渦心なし」の領域ではランナの損失（ｈ／Ｈ）_R が最小となる。
【００２８】
一方、このような「渦心なし」の状態から流量が減少した場合には、流れの相対速度ｗ₂ が減少して図１６（ｂ）に示すｖ₂ ″の流れとなり、その結果、流れの旋回速度成分ｖ_u2はｖ_u2＝ｖ₂ ″ｃｏｓα″となって周方向の値を有し、この旋回速度成分の増加につれて吸出し管の中心部に渦心が形成され、ωの角速度で触れ回る現象が起こる。渦心の直径Ｄ_ωとランナの出口径Ｄ_e との比Ｄ_ω／Ｄ_e についての幾つかの特性曲線を図１６（ａ）に示すが、この比Ｄ_ω／Ｄ_e の値が６０％近くになると吸出し管に竜巻状の渦が発生していわゆるサージング状態となり、水圧脈動の急増により機器の振動および騒音が増大して運転不能に陥る危険性がある。
【００２９】
また、「渦心なし」の状態から流量が増加した場合には、ランナの出口側の流れからランナの回転と反対方向の旋回流れが発生し、比Ｄ_ω／Ｄ_e が４０％近くになると吸出し管の中心部にコアー状の渦が発生し、機器の振動および騒音が増大する。
【００３０】
なお、「渦心なし」の状態から流量が減少および増加した場合に発生する旋回流れの強さはｖ_u2の大きさに比例するが、上式（１）に示されているように、旋回流れの強さはｕ₂ とｖ_u2との積で決定されるため、ｖ_u2が同じ大きさならｕ₂ は可能な限り小さい方がよい。このため、ランナの出口側の代表流線の位置半径Ｒ₂ も可能な限り小さい方が旋回流れの強さを弱くすることができる（上式（３）参照）。
【００３１】
ここで、このような運転状態とランナの損失（ｈ／Ｈ）_R との関係については、ランナに乱流解析を適用して詳細に調べた本発明者らの研究（文献１（T.Nagafuji et al. ：“A New Prediction Method on Performance of Hydraulic Turbines”, Proc. of International Conf. on Fluid Engineering, 1997/7, Vol.1, p.219 ）参照）により、次のような点が明らかにされている。すなわち、ランナの損失（ｈ／Ｈ）_R は２つの成分に大別することができ、これらの成分と運転状態との関係が明らかにされている。
【００３２】
ここで、（ｈ／Ｈ）_R は２つの成分Θ_i ，Θ_u の和として次式（６）のように表される。
（ｈ／Ｈ）_R ＝Θ_R ＝Θ_i ＋Θ_u … （６）
【００３３】
上式（６）において、Θ_i はランナの羽根まわりの損失率、Θ_u はランナの出口からの旋回流れによる損失率である。これら２つの損失率と吸出し管に発生する渦心との関係を図１７に示す。図１７に示すように、回転速度と反対方向の旋回流れが生じる領域（大流量側）ではΘ_i が急増し、回転速度と同一方向の旋回流れが生じる領域（小流量側）ではΘ_u が急増するがΘ_i の変化は少ないことが見出された。ここで、Θ_i はランナの内部で発生する損失であるので回収することば難しいが、Θ_u はランナによって回収されずに捨てられる損失であり、回収も比較的容易である。そして、このΘ_u を回収すれば、旋回流れを低減することができるので、機器の振動および騒音も低減することができる。
【００３４】
以上から明らかなように、ランナの出口から流出した流れのランナの回転と同一方向の旋回速度成分による運動エネルギーを回収し、ランナの出口から流出した旋回流れを制御することにより、フランシス形ランナを有する水力機械における上述した問題点を根本的に解決することができる。
【００３５】
【発明の実施の形態】
第１の実施の形態
以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。図１乃至図４は本発明による水力機械の第１の実施の形態を示す図である。
【００３６】
図１に示すように、水力機械は、回転軸１と、回転軸１の下端に固着されたフランシス形ランナ２とを備えている。このうちフランシス形ランナ２は、クラウン２ａ、バンド２ｂおよび複数枚の羽根２ｃからなっている。
【００３７】
また、フランシス形ランナ２の下端には回転軸１に連動してフランシス形ランナ２とともに回転する軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ（エネルギー回収装置）６が設けられている。なお、回転軸１の内部には可動羽根プロペラ形ランナ６の羽根６ｃの開度を調整するための羽根可動機構が内蔵されており、水車運転時にフランシス形ランナ２から流出した流れの旋回速度成分による運動エネルギーを回転軸トルクとして回収できるようになっている。
【００３８】
さらに、フランシス形ランナ２の外周には複数枚のガイドべーン３が円周方向に等間隔で配置され、またガイドベーン３の外周にはケーシング４が設けられている。さらにまた、ランナ２の下方には吸出し管５が設けられ、フランシス形ランナ２から流出した流れの運動エネルギーを圧力エネルギーとして回収できるようになっている（ディフューザ機能）。なお、各ガイドべーン３は流量を調整するために回転可動可能な構造となっている。
【００３９】
次に、このような構成からなる本発明の第１の実施の形態の作用について説明する。
【００４０】
図１に示す水力機械においては、水車運転時には、ケーシング４から流入した流れが全周にわたって滑らかにフランシス形ランナ２に流入し、これによりフランシス形ランナ２が回転する。このとき可動羽根プロペラ形ランナ６は、フランシス形ランナ２から流出した流れの旋回速度成分による運動エネルギーを回収する。
【００４１】
ここで水車運転時には、可動羽根プロペラ形ランナ６により、落差および流量が変化した場合でも吸出し管５の入口において水が常にほぼ真下に流れるよう制御することができるので、常に最高効率点に近い状態を保つことができるとともに、旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。なお、このような構成からなる水力機械の問題点としては、フランシス形ランナ２の回転と反対方向の旋回速度成分がある場合に流体エネルギーを回収することができず、かえって損失の増大を招くことが挙げられる。従って、本発明の第１の実施の形態においては、フランシス形ランナ２の設計および運転範囲の設定を適切に行って、吸出し管５の入口における流れがフランシス形ランナ２の回転と同一方向の旋回速度成分を有するようにする必要がある。
【００４２】
以下、図２により、フランシス形ランナを有する水力機械を水車運転させる場合におけるフランシス形ランナ２の設計および運転範囲について説明する。なお図２において、縦軸は単位有効落差当りの流量Ｑ、横軸はランナの単位有効落差当りの回転速度ｎを示している。
【００４３】
図２に示すように、従来のフランシス形ランナを有する水力機械においては「渦心なし」の運転点（曲線ａ）の上側および下側（曲線ａよりも、Ｑ／√Ｈの値が大きい領域を上側とし、Ｑ／√Ｈの値が小さい領域を下側とする）に運転範囲を設定している。ここで、領域Ａは従来のフランシス形ランナを有する水力機械の運転範囲であり、曲線ａはフランシス形ランナの出口側で渦心が発生しないような運転点を示している。これに対し、本発明の第１の実施の形態におけるフランシス形ランナにおいては、「渦心なし」の運転点（曲線ｂ）の下側に運転範囲を設定している。ここで、領域Ｂは本発明の第１の実施の形態における水力機械の運転範囲であり、曲線ｂは本発明の第１の実施の形態におけるフランシス形ランナ２の出口側で渦心が発生しないような運転点を示している。
【００４４】
なお、このように運転領域（領域Ｂ）を設定しても、本発明の第１の実施の形態における水力機械では、フランシス形ランナ２の出口側に設けられた可動羽根プロペラ形ランナ６により、フランシス形ランナ２から流出した流れの旋回速度成分による運動エネルギーが回収されるので、従来の水力機械のように部分負荷運転によって機器の振動および騒音が発生したり、エネルギー効率が低下したりすることはない。
【００４５】
ここで、本発明の第１の実施の形態における水力機械においては、従来の水力機械に比べて「渦心なし」の運転点を大流量側に移行させ、高回転速度領域にて運転を行うことが好ましい。このような設計変更を行った場合には通常、水力機械のキャビテーション特性が悪化するが、本発明の第１の実施の形態における水力機械では、フランシス形ランナ２の出口側に設けられた可動羽根プロペラ形ランナ６によりフランシス形ランナ２の出口側の圧力を高めることができるので、従来の水力機械と同程度のキャビテーション特性を保つことができる。
【００４６】
図２において、Ｈ_max およびＨ_min は、回転速度が一定であるので落差が変化する範囲の最高有効落差および最低有効落差の運転状態を示している。また縦軸は、それぞれの落差における最大出力を得るための流量の範囲を示している。ここで、機器の最高効率を達成しうる基準有効落差をＨ_nor （ｍ）、この基準有効落差がＨ_nor （ｍ）での最大出力をＰ_nor （ｋＷ）、回転速度をｎ（ｒｐｍ）とすると、
【数５】

で定義される水車比速度ｎ_spが従来の水力機械よりもかなり大きな値となるので、機器を小形化および高速化する必要が生じる。このような機器の小形化および高速化に伴ってフランシス形ランナの振動強度が低下するという問題が生じるが、この点については既に本発明者らにより解決されている（特公昭６２−１９５８９号公報参照）。なお、フランシス形ランナの適切な羽根形状を得るためには、「渦心なし」の運転点を上側に移行させるときに流量および回転速度の両方を連動させて変更することが必要となる。従来の水力機械と同程度の運転範囲を確保するには、少なくとも流量は１．２倍、回転速度は１．１倍にする必要がある。ｎ_sp＝ｎ×Ｑであるから、水車比速度ｎ_spは１.１×１.２＝１ . ３２倍まで上げることになる。従来の水力機械における落差に対する比速度の実績は文献２（F. de Siervo and F. de Leva ：“Modern Trends in Selection and Designing Francis Turbines ”, Water Power & Dam Construction, 1976/8, Vol.28, No.8, p.28）に記載されており、
ｎ_sp＝３４７０／Ｈ_nor ^0.625 … （７）
であるから、上式（７）の１．２倍に相当する式として、
ｎ_sp＝４１６４／Ｈ_nor ^0.625 … （８）
が得られる。従って、上式（８）で求められる値を下限とした水車比速度ｎ_spのフランシス形ランナを利用することにより、従来の水力機械よりも小形化および高速化を図ることができる。
【００４７】
また、このようにして求められる水車比速度ｎ_spと、図１に示す水車中心位置でのフランシス形ランナ２の入口径Ｄ₁ とランナ出口径Ｄ_e との比Ｄ₁ ／Ｄ_e とは密接な関係にある。このような実績は上記文献２に記載されており、
Ｄ₁ ／Ｄ_e ＝０．４＋９４．５／ｎ_sp … （９）
となる。
【００４８】
本発明の第１の実施の形態におけるフランシス形ランナ２はその出口側に可動羽根プロペラ形ランナ６の回転軸および羽根可動機構があり、出口の断面積が狭められるので、必要断面積を確保するために、またフランシス形ランナ２の形状を高比速度に適したものとするために、この比Ｄ₁ ／Ｄ_e を従来の水力機械よりも小さくすることが必要である。図１に示す可動羽根プロペラ形ランナ６の内径Ｄ_i とフランシス形ランナ２の出口径Ｄ_e との比Ｄ_i ／Ｄ_e は羽根可動機構を設けるためには最低でも０．３が必要となる。これによる断面積の縮小は約１０％であるので、従来の水力機械と同程度の断面積を確保するにはＤ_e を約５％増大させる必要がある。従って、Ｄ₁ ／Ｄ_e を従来の実績の０．９５倍とし、上式（８）を上式（９）に代入することにより、
Ｄ₁ ／Ｄ_e ＝０．９５×（０．４＋９４．５／（４１６４／Ｈ_nor ^0.625 ））
＝０．３８＋０．０２１６×Ｈ_nor ^0.625 … （１０）
が得られる。従って、上式（１０）で求められる値を上限とした寸法を採用することにより、従来の水力機械よりも小形化および高速化を図ることができる。
【００４９】
なお、以上においては図１に示す水力機械を水車運転させる場合について説明してきたが、図１に示す水力機械を可逆式ポンプ水車としてポンプ運転させる場合等においても同様に適用することができる。このような可逆式ポンプ水車においては水車運転とポンプ運転とでフランシス形ランナ２の回転方向が反対となるが、このような可逆式ポンプ水車においては同一の回転速度ｎで水車運転およびポンプ運転のそれぞれの最高効率点での落差または揚程にずれが生じる。
【００５０】
図３にこのような可逆式ポンプ水車の特性を示す。図３に示すように、可逆式ポンプ水車は、水車運転時におけるフランシス形ランナ２の出口側の旋回流れが常にフランシス形ランナ２の回転と同一方向の旋回速度成分を有するような領域で使用される。従って、上述した説明から明らかなように、可動羽根プロペラ形ランナ６がフランシス形ランナ２から流出した流れの旋回速度成分による運動エネルギーをより有効に回収する。
【００５１】
一方、フランシス形ランナ２を水車運転時とは反対方向に回転させて吸出し管５からケーシング４へ揚水を行うポンプ運転時には、可動羽根プロペラ形ランナ６をポンプとして利用することにより、フランシス形ランナ２へ流入する吸込み流れを制御することができるので、キャビテーション特性を改善するとともに、軸入力を調整することができる。なお、最近開発されて利用されつつある可変速ポンプ水車によっても上述した効果を達成することはできるが、本発明の第１の実施の形態における水力機械では、一定速度機によって上述した効果を達成することができる。
【００５２】
また、キャビテーション特性を改善することができるので、上述した水車運転の場合と同様に機器の小形化および高速化を図ることができる。なお、従来の水力機械においては、ポンプの最高揚程がＨ（ｍ）、この最高揚程Ｈ（ｍ）での最大揚水量がＱ（ｍ³ ／ｓ）、回転速度がｎ（ｒｐｍ）であるときに、
【数６】

で定義されるポンプ比速度ｎ_sqの係数ｋ＝ｎＱ^1/2 の下限がｋ＝３０００である（特公昭６２−４４０９９号公報参照）。従って、上述した水車運転の場合と同様の理由により上式（１１）の１．２倍に相当するｋ＝３６００以上のフランシス形ランナを利用することにより、機器の小型化および高速化を図って経済性をさらに高めることができる。
【００５３】
このように本発明の第１の実施の形態によれば、フランシス形ランナ２の出口側に、回転軸１に連結された可動羽根プロペラ形ランナ６を設けることにより、水車連転時に吸出し管５へ流出する流れの旋回速度成分を略ゼロとすることができるので、落差および流量が変化した場合でも常に最高効率点に近い状態を保つことができるとともに、旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００５４】
また、ポンプ運転時においても可動羽根プロペラ形ランナ６をポンプとして利用することにより、フランシス形ランナ２へ流入する吸込み流れを制御することができるので、キャビテーション特性を改善するとともに、軸入力を調整することができる。
【００５５】
さらに、フランシス形ランナ２の比速度を従来の水力機械のものよりも大幅に高めることにより、機器の小形化および高速化を図ることができ、このため機器全体として可動羽根プロペラ形ランナ６の付加的費用を相殺し得るだけのコストダウンを図ることができる。
【００５６】
さらにまた、水圧脈動の減少、機器の振動および騒音の低減、およびキャビテーション特性の向上等を図ることができるので、運転保守の向上および運転範囲の拡大を図ることができる。
【００５７】
なお、上述した第１の実施の形態においては、エネルギー回収装置として軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ６を用いているが、図４に示すように、エネルギー回収装置として斜流形の可動羽根ランナ７を用いるようにしてもよい。なお、これらの軸流形および斜流形のランナは、落差によって使い分けるようにするとよく、例えば高落差の運転では斜流形を用い、低落差の運転では軸流形を用いるようにするとよい。
【００５８】
また上述した第１の実施の形態においては、高圧側の羽根車としてフランシス形ランナを用いているが、これ以外にも、例えば斜流形または軸流形の固定羽根ランナを用いることができる。この場合でも、羽根が固定されていれば、設計流量から離れた運転状態においてはフランシス形ランナの場合と同様な旋回流れが発生するので、上述した本発明の第１の実施の形態を同様にして適用することができる。
【００５９】
また、エネルギー回収装置である軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ６または斜流形の可動羽根ランナ７は定期的に交換または修理する必要がある。一般に、ランナの交換または修理は回転軸１の上部空間を開放してランナを外部に持ち出すことにより行うが、この方法では工事期間および費用がかなりかかる。上述した第１の実施の形態においては、ランナは半永久的に使用可能であるが、エネルギー回収装置である軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ６または斜流形の可動羽根ランナ７はキャビテーションにより材料の劣化等が発生しやすい。従って、上述した第１の実施の形態における水力機械においては、吸出し管５の上部に搬出口を設けるとともに、軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ６または斜流形の可動羽根ランナ７の羽根を容易に分解できる構造にするとよい。
【００６０】
第２の実施の形態
次に、図５乃至図７により、本発明による水力機械の第２の実施の形態について説明する。本発明による第２の実施の形態は、エネルギー回収装置として軸流形の固定羽根プロペラ形ランナを用いる点を除いて、他は図１乃至図３に示す第１の実施の形態と略同一である。本発明の第２の実施の形態において、図１乃至図３に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。
【００６１】
図５に示すように、第１の羽根車であるフランシス形ランナ２の下端には回転軸１に連動してフランシス形ランナ２とともに回転する第２の羽根車である軸流形の固定羽根プロペラ形ランナ（エネルギー回収装置）８が設けられている。ここで固定羽根プロペラ形ランナ８は、複数枚の固定羽根８ｃを有している。
【００６２】
次に、このような構成からなる本発明の第２の実施の形態の作用について説明する。なお図５において、点線Ｓは代表流線面の断面を示し、フランシス形ランナ２の出口における代表流線面Ｓの位置半径をＲ₂ 、固定羽根プロペラ形ランナ８の出口における代表流線面Ｓの位置半径をＲ_2dとする。
【００６３】
まず、図５に示す水力機械の設計流量での運転時における作用について説明する。図６は図５に示す水力機械の設計流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図である。図６において、符号２ｃ，８ｃはそれぞれ図５に示す代表流線面Ｓに沿って平面に展開したフランシス形ランナ２の羽根および固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根の断面を示している。また図６において、符号ｗ₂ は各ランナ２，８の出口における流れの相対速度（ここでは羽根２ｃ，８ｃに沿って水が流出している）を示し、符号ｕ₂ は各ランナ２，８の代表流線面における周速度を示し、符号ｖ₂ は各ランナ２，８の出口における流れの絶対速度を示している。また、符号ｖ₁ ，ｗ₁ ，ｕ₁ はそれぞれフランシス形ランナ２の入口における流れの絶対速度、流れの相対速度およびフランシス形ランナ２の周速度を示している。
【００６４】
図６に示すような設計流量での運転状態においては、各ランナ２，８から流出した流れの旋回速度成分が略ゼロ（無拘束状態）になるように各ランナ２，８の羽根２ｃ，８ｃの角度が設計されるので、図６に示す各羽根２ｃ，８ｃから流出した流れの絶対速度ｖ₂ の旋回速度成分ｖ_u2は略ゼロになり、すなわち流れの絶対速度ｖ₂ は中心を向いている。このため、固定羽根プロペラ形ランナ８においては、羽根８ｃに流入する流れも羽根８ｃから流出する流れも角運動量が略ゼロの流れであり、また羽根８ｃの前後で流れの角運動量が変化しないので、角運動量保存の法則から、羽根８ｃはトルクを発生しないことになる。従って、設計流量での運転時には固定羽根プロペラ形ランナ８は仕事をしていないことになる。なお、水力機械全体の効率は、固定羽根プロペラ形ランナ８の流動損失分だけ低下することになるが、固定羽根プロペラ形ランナ８の流動損失は実用上無視できる程度であるので、水力機械全体の効率はフランシス形ランナ２単独の場合と略同一になる。
【００６５】
次に、図５に示す水力機械の部分負荷流量での運転時における作用について説明する。図７は図５に示す水力機械の部分負荷流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図である。なお図７においては、図６と同一部分および同一量には同一符号を付している。
【００６６】
図７に示すような部分負荷流量での運転状態においては、フランシス形ランナ２の羽根２ｃから流出した流れはフランシス形ランナ２の回転と同一方向の旋回速度成分を有する流れになる。すなわち、流量の減少により流れの絶対速度ｖ₁ ，ｖ₂ のメリディアン方向成分（周速度と直交する方向の成分）が減少する一方で、フランシス形ランナ２の周速度ｕ₁ ，ｕ₂ は変化しないので、特にフランシス形ランナ２の羽根２ｃの出口においては流れの絶対速度ｖ₂ はフランシス形ランナ２の回転と同一方向の旋回速度成分ｖ_u2を有するようになる。
【００６７】
一方、固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根８ｃの出口においても流量の減少により流れの旋回速度成分ｖ_u2が発生するが、図５に示すように、固定羽根プロペラ形ランナ８の代表流線面Ｓの位置半径Ｒ_2dがフランシス形ランナ２の代表流線面Ｓの位置半径Ｒ₂ より小さいので、上式（１）により流れの強さｕ₂ ・ｖ_u2は小さくなる。このことは、固定羽根プロペラ形ランナ８において流れの角運動量が減少したことを意味し、角運動量保存の法則から、羽根８ｃはトルクを発生することになる。従って、水力機械全体としてはフランシス形ランナ２単独の場合よりもトルクが大きくなる。ここで、トルクが大きくなるということは、水車効率が向上することを意味し、また流れの旋回速度成分が低減するので、フランシス形ランナの部分負荷運転時に問題になっていた旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００６８】
このように本発明の第２の実施の形態によれば、フランシス形ランナ２の出口側に、固定羽根プロペラ形ランナ８を設けた場合でも、上述した条件を満たすように固定羽根プロペラ形ランナ８を設計することにより、設計流量の運転時にはフランシス形ランナ２単独の場合と同様のエネルギー変換効率を達成することができ、また部分負荷流量での運転時には固定羽根プロペラ形ランナ８がフランシス形ランナ２では回収できなかった旋回流れの流体エネルギーを回収するため、フランシス形ランナ２単独の場合に比べてエネルギー変換効率が向上するとともに、旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００６９】
なお上述した第２の実施の形態においては、設計流量での運転時における固定羽根プロペラ形ランナ８の無拘束状態での流動損失（損失水頭）を小さくするために、固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根８ｃ面の摩擦損失を低減するよう羽根８ｃの枚数はフランシス形ランナ２の羽根２ｃの枚数以下とすることが好ましい。また、部分負荷流量での運転時におけるフランシス形ランナ２から流出した旋回流れの流体エネルギーを回収するため、固定羽根プロペラ形ランナ８の出口における代表流線面Ｓの位置半径Ｒ_2dはフランシス形ランナ２の出口における代表流線面Ｓの位置半径Ｒ₂ よりも小さくすることが好ましい。これは、フランシス形ランナ２および固定羽根プロペラ形ランナ８の回転速度ｎが同一であるため、上式（１）の周速度ｕ₂ を小さくするためには、固定羽根プロペラ形ランナ８の出口における代表流線面Ｓの位置半径Ｒ_2dを小さくするしかないためである（上式（３）参照）。このため、固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根８ｃの最大径はフランシス形ランナ２の羽根２ｃの最大径よりも小さくすることが好ましい。
【００７０】
また上述した第２の実施の形態においては、第１の羽根車としてフランシス形ランナを用いているが、これ以外にも、例えば斜流形または軸流形の固定羽根ランナを用いることができる。この場合でも、羽根が固定されていれば、設計流量から離れた運転状態においてはフランシス形ランナの場合と同様な旋回流れが発生するので、上述した本発明の第２の実施の形態を同様にして適用することができる。
【００７１】
第３の実施の形態
次に、図８および図９により、本発明による水力機械の第３の実施の形態について説明する。本発明による第３の実施の形態は、エネルギー回収装置である軸流形の固定羽根プロペラ形ランナをトルク伝達装置を介して回転軸に連結する点を除いて、他は図５乃至図７に示す第２の実施の形態と略同一である。本発明の第３の実施の形態において、図５乃至図７に示す第２の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。
【００７２】
図８に示すように、第１の羽根車であるフランシス形ランナ２の下端には回転軸１に連動してフランシス形ランナ２とともに回転する第２の羽根車である軸流形の固定羽根プロペラ形ランナ（エネルギー回収装置）８が設けられている。ここで、固定羽根プロペラ形ランナ８はトルク伝達装置９を介して回転軸１に連結され、トルク伝達装置９は、固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクが発電運転中のフランシス形ランナ２で発生したトルクと同一方向である場合には固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクを回転軸１に伝達し、固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクが発電運転中のフランシス形ランナ２で発生したトルクと反対方向である場合には固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクを回転軸１に伝達しないようになっている。
【００７３】
次に、このような構成からなる本発明の第３の実施の形態の作用について説明する。なお、設計流量および部分負荷流量での運転時における作用は図５乃至図７に示す第２の実施の形態の場合と略同一であるので、以下、過負荷流量での運転時における作用について説明する。図９は図８に示す水力機械の過負荷流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図である。なお図９においては、図６と同一部分および同一量には同一符号を付している。
【００７４】
図９に示すような過負荷流量での運転状態においては、フランシス形ランナ２の羽根２ｃから流出した流れはフランシス形ランナ２の回転と反対方向の旋回速度成分ｖ_u2を有する流れになる。一方、固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根８ｃから流出した流れは、旋回速度成分が略ゼロの流れになる。このことは、固定羽根プロペラ形ランナ８の羽根８ｃの前後において固定羽根プロペラ形ランナ８の回転と反対方向の角運動量が減少したことになり、その結果、固定羽根プロペラ形ランナ８は回転と反対方向のトルクを発生することとなる。このため、このような場合には、フランシス形ランナ２と固定羽根プロペラ形ランナ８とを直結している図５乃至図７に示す第２の実施の形態では、水力機械全体で発生するトルクが減少し、エネルギー変換効率が低下することになる。しかしながら、本発明の第３の実施の形態では、トルク伝達装置９により、固定羽根プロペラ形ランナ８の回転と反対方向のトルクが発生する場合にはフランシス形ランナ２と固定羽根プロペラ形ランナ８との連結を解除するので、固定羽根プロペラ形ランナ８は無拘束状態となり、フランシス形ランナ２よりも遅い回転速度で回る。
【００７５】
このように本発明の第３の実施の形態によれば、フランシス形ランナ２の出口側に固定羽根プロペラ形ランナ８を設けた水力機械において、トルク伝達装置９により、固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクが発電運転中のフランシス形ランナ２で発生したトルクと反対方向である場合には固定羽根プロペラ形ランナ８で発生したトルクを回転軸１に伝達しないようにするので、過負荷流量の運転時においてもフランシス形ランナ２単独の場合と同様のエネルギー変換効率を達成することができる。また、部分負荷流量での運転時には固定羽根プロペラ形ランナ８によりフランシス形ランナ２では回収できなかった旋回流れの流体エネルギーを回収するので、フランシス形ランナ２単独の場合に比べてエネルギー変換効率が向上するとともに、旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００７６】
なお上述した第３の実施の形態においては、第１の羽根車としてフランシス形ランナ２を用いているが、これ以外にも、例えば斜流形または軸流形の固定羽根ランナを用いることができる。この場合でも、羽根が固定されていれば、設計流量から離れた運転状態においてはフランシス形ランナ２の場合と同様な旋回流れ、すなわち過負荷流量での運転時にはランナの回転と反対方向の旋回流れ、部分負荷流量での運転時にはランナの回転と同一方向の流れが発生するので、上述した本発明の第３の実施の形態を同様にして適用することができる。
【００７７】
参考例
次に、図１０乃至図１２により、本発明による水力機械の参考例について説明する。なお図１０においては、図１に示す第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。
【００７８】
図１０に示すように、水力機械は、回転軸１と、回転軸１に連結された軸流形の固定羽根プロペラ形ランナ（第１の羽根車）１０および同じく軸流形の可動羽根プロペラ形ランナ（第２の羽根車）６とを備えている。ここで可動羽根プロペラ形ランナ６は、負荷に応じて羽根６ｃの角度を変えることができる。なお、固定羽根プロペラ形ランナ１０の羽根１０ｃの枚数は可動羽根プロペラ形ランナの羽根６ｃの枚数以下となっている。
【００７９】
次に、このような構成からなる本発明の参考例の作用について説明する。
【００８０】
水力機械全体の有効落差をＨ（ｍ）、回転速度をｎ（ｒｐｍ）、最大流量をＱ_max （ｍ³ ／ｓ）とすると、上流側にある固定羽根プロペラ形ランナ１０が有効落差Ｈの一部である落差Ｈ₁ を負担し、次いで可動羽根プロペラ形ランナ６が有効落差Ｈの一部である落差Ｈ₂ を負担する。ここで、Ｈ₁ ＋Ｈ₂ ＝Ｈであるので、可動羽根プロペラ形ランナ６に作用する落差Ｈ₂ は水力機械全体の有効落差Ｈと比較して低くなる。
【００８１】
図１１および図１２はそれぞれ可動羽根プロペラ形ランナ６および固定羽根プロペラ形ランナ１０の効率特性を示す図である。図１１および図１２において、縦軸は効率η（％）を、横軸は流量Ｑ（ｍ³ ／ｓ）を示している。
【００８２】
図１１に示すように、可動羽根プロペラ形ランナ６の効率特性は、可動羽根プロペラ形ランナ６単体により落差Ｈ₂ で運転した場合の効率特性と略同一となる。一方、固定羽根プロペラ形ランナ１０の効率特性は、図１２に示すように、その最高効率点が水力機械の最大流量Ｑ_max より大きいところにあり、最大流量Ｑ_max 以下の流量においては部分負荷運転となる。このため、固定羽根プロペラ形ランナ１０から流出した流れには常に固定羽根プロペラ形ランナ１０の回転と同一方向の旋回流れが存在し、これが下流側の可動羽根プロペラ形ランナ６の入力エネルギーとなる。従って、固定羽根プロペラ形ランナ１０の羽根１０ｃの角度を調整し、Ｑ_max 以下の流量で適切な旋回流れが固定羽根プロペラ形ランナ１０から流出するよう設計しておけば、可動羽根プロペラ形ランナ６は可動羽根プロペラ形ランナ６単独の場合と同様の性能を発揮し、設計流量での運転時には水力機械の水吸出し管５に旋回速度成分が略ゼロの流れが流出する。また、水力機械全体の効率ηは各ランナ１０，６の効率η₁ ，η₂ に落差Ｈ₁ ，Ｈ₂ をかけた荷重平均で求められる。すなわち、
η＝（Ｈ₁ ・η₁ ＋Ｈ₂ ・η₂ ）／Ｈ … （１２）
となる。このため、流量の減少により固定羽根プロペラ水車１０の効率が低下するので、水力機械全体の効率は可動羽根プロペラ形ランナ６単独の場合よりは低下するが、例えばフランシス形ランナを有する水力機械のような固定羽根の水車と比較すれば、部分負荷流量での運転時には効率の低下は少なく、また吸出し管５に流出する旋回流れも少ないので、旋回流れに起因した吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００８３】
また、図１５に示すような従来のカプラン水車においては、可動羽根を動かすことから適用落差に限界があったが、本発明の参考例によれば、可動羽根プロペラ形ランナ６に作用する落差Ｈ₂ は水力機械全体の落差Ｈより低いので、従来は固定羽根からなるフランシス水車に適用されていた５０〜１００ｍの落差範囲にも可動羽根のカプラン水車を適用できるようになり、部分負荷流量での運転時間の長い水力発電所等においては全体的な発電量を固定羽根のフランシス水車等を適用した場合に比べて大幅に増大することができる。
【００８４】
このように本発明の参考例によれば、可動羽根プロペラ形ランナ６の上流側に固定羽根プロペラ形ランナ１０を設け、固定羽根プロペラ形ランナ１０の羽根１０ｃの枚数を可動羽根プロペラ形ランナ６の羽根６ｃの枚数以下としているので、部分負荷特性の良好な可動羽根プロペラ形ランナ６の適用落差の範囲を拡大することができ、このため水力発電所等における全体的な発電量を増大させることができるとともに、部分負荷流量での運転時における旋回流れに起因すた吸出し管５の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができる。
【００８５】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、落差および流量が変化した場合でも常に最高効率点に近い状態を保つことができるとともに、旋回流れに起因した吸出し管の水圧脈動や機器の振動および騒音の低減を図ることができ、このため運転保守の向上および運転範囲の拡大を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明による水力機械の第１の実施の形態を示す図。
【図２】 図１に示す水力機械の運転範囲を説明するための図。
【図３】 ポンプ水車の特性を説明するための図。
【図４】 図１に示す水力機械の変形例を示す図。
【図５】 本発明による水力機械の第２の実施の形態を示す図。
【図６】 図５に示す水力機械の設計流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図。
【図７】 図５に示す水力機械の部分負荷流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図。
【図８】 本発明による水力機械の第３の実施の形態を示す図。
【図９】 図８に示す水力機械の過負荷流量での運転時における代表流線面上の流れを示す図。
【図１０】 本発明による水力機械の参考例を示す図。
【図１１】 図１０に示す水力機械の可動羽根プロペラ形ランナの効率特性を示す図。
【図１２】 図１０に示す水力機械の固定羽根プロペラ形ランナの効率特性を示す図。
【図１３】 従来のフランシス形ランナを有する水力機械を示す図。
【図１４】 図１３に示す水力機械のフランシス形ランナの作用を説明するための図。
【図１５】 従来の軸流形可動羽根からなる水力機械（カプラン水車）を示す図。
【図１６】 従来の水力機械における吸出し管の渦心および水圧脈動の発生要因を説明するための図。
【図１７】 従来の水力機械におけるランナ損失を説明するための図。
【符号の説明】
１ 回転軸
２ フランシス形ランナ
３ カイドベーン
４ ケーシング
５ 吸出し管
６ 可動羽根プロペラ形ランナ
７ 斜流形可動羽根ランナ
８ 固定羽根プロペラ形ランナ
９ トルク伝達装置
１０ 固定羽根プロペラ形ランナ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention is a hydraulic machine that is installed in a hydroelectric power plant or the like and converts hydraulic energy into electric energy.(Water wheel or pump wheel)In particular, the present invention relates to a hydraulic machine capable of improving energy conversion efficiency and improving operational maintenance and expanding an operation range by reducing the size, vibration and noise of the machine.
[0002]
[Prior art]
  FIG. 13 is a view showing a hydraulic machine having a conventional Francis type runner. As shown in FIG. 13, a hydraulic machine having a conventional Francis-type runner includes a rotating shaft 1 and a Francis-type runner 2 fixed to the lower end of the rotating shaft 1. Of these, the Francis-type runner 2 includes a crown 2a, a band 2b, and a plurality of blades 2c.
[0003]
  A plurality of guide vanes 3 are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the outer periphery of the Francis-type runner 2 (see FIG. 14), and a casing 4 is provided on the outer periphery of the guide vane 3. Further, a suction pipe 5 is provided below the Francis-type runner 2 so that the kinetic energy of the flow flowing out from the Francis-type runner 2 can be recovered as pressure energy (diffuser function). Each guide vane 3 has a structure that can be rotated to adjust the flow rate.
[0004]
  In the hydraulic machine shown in FIGS. 13 and 14, during the operation of the water turbine, the flow flowing from the casing 4 smoothly flows into the Francis runner 2 over the entire circumference (see reference numeral G in FIG. 14), thereby the Francis runner 2. Rotates in the T direction. On the other hand, at the time of pump operation, the Francis runner 2 rotates in the opposite direction to that at the time of water turbine operation, thereby pumping water from the suction pipe 5 toward the casing 4.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
  However, in a conventional hydraulic machine having a Francis-type runner, when the head or flow rate changes during a water turbine operation and a partial load operation or an overload operation is performed, the energy conversion efficiency is remarkably lowered and the water pressure pulsation of the suction pipe 5 is increased. As a result, the vibration and noise of the equipment increase, resulting in a problem of deterioration of operation maintenance and limitation of the operation range.
[0006]
  As a conventional method for solving such a problem, for example, an accessory part for suppressing the swirling flow from the runner is provided on the upper portion of the suction pipe (Japanese Patent Laid-Open No. 57-108468 and Japanese Utility Model Laid-Open). 57-78777) and those that supply air to the upper part of the suction pipe (see Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-72676), etc., thereby reducing water pressure pulsation of the suction pipe and vibration and noise of the equipment. Yes.
[0007]
  However, these conventional methods are all symptomatic and do not fundamentally solve the above-mentioned problems. That is, in all of the conventional methods, the kinetic energy due to the swirl velocity component of the flow flowing out of the runner in the operating state deviating from the maximum efficiency point is reduced or suppressed at the upper part of the suction pipe, thereby causing the hydraulic pulsation or It merely reduces the vibration and noise of the equipment, and does not remove the causal turning speed component itself. For this reason, the effect varies depending on individual conditions and circumstances, and it is difficult to improve the energy conversion efficiency.
[0008]
  As a hydraulic machine with good partial load characteristics during partial load operation, a hydraulic machine (Kaplan turbine) having a propeller-type runner 6 including movable blades 6c as shown in FIG. 15 is conventionally known. As shown in FIG. 15, the conventional Kaplan turbine has a propeller-type runner 6 composed of a plurality of movable blades 6c, and the angle of each movable blade 6c can be changed according to the load, so the blades are fixed. It is possible to improve partial load characteristics during partial load operation as compared with a hydraulic machine having a Francis type runner. In addition, about the Kaplan turbine shown in FIG. 15, the same code | symbol is attached | subjected to FIG. 13 and the same part as FIG. 14, and detailed description is abbreviate | omitted.
[0009]
  However, in the conventional Kaplan turbine, since the blades move, the strength is inferior, and the movable range of the blades is restricted due to the structural problem of the blade moving mechanism, so the applicable head range is limited. There is a problem that it cannot be used for operation with a high head like a hydraulic machine having a high pressure.
[0010]
  The present invention has been made in consideration of such points, and by collecting the kinetic energy due to the swirl velocity component of the flow flowing out from the runner of the hydraulic machine as the rotating shaft torque, the energy conversion efficiency is improved, To provide an economical and highly reliable hydraulic machine that can reduce the vibration and noise of the equipment by removing the cause of water pressure pulsation in the suction pipe, thereby improving the operation maintenance and expanding the operation range. Objective.
[0011]
  It is another object of the present invention to provide a hydraulic machine that improves a Kaplan turbine with good partial load characteristics so that it can be used even at high heads.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
  The first feature of the present invention is:A water wheel or a pump wheel,A rotation shaft; a runner coupled to the rotation shaft; and an energy recovery device coupled to the rotation shaft and configured to collect fluid energy of a swirling flow that has flowed out of the runner during a water turbine operation.
[0013]
  Here, the runner is a Francis-type runner, and the standard effective head is H _nor (M), this standard effective head H _nor The maximum output at (m) is P _nor (KW), when the rotation speed is n (rpm),
[Equation 3]

Turbine specific speed n defined by _sp The
          n _sp ≧ 4164 / H _nor ^0.625
Range.
[0014]
  Further, the runner is a Francis type runner, and the standard effective head is H _nor When (m) The runner inlet diameter D at the center of the hydraulic machine ₁ And outlet diameter D _e And the ratio
          D ₁ / D _e ≦ 0.38 + 0.0216 × H _nor ^0.625
Range.
[0015]
  Further, the runner is a Francis type runner, the maximum head is H (m), and the maximum pumping amount at this maximum head H (m) is Q (m ^Three / S), when the rotational speed is n (rpm)
[Expression 4]

Pump specific speed n defined by _sq Coefficient k = nQ ^1/2
    k ≧ 3600
Can be in the range.
[0016]
  First of the present invention2In the water turbine or the pump turbine, the rotation shaft, the first impeller coupled to the rotation shaft, and the rotation shaft coupled to the rotation shaft via a torque transmission device and flowing out from the first impeller A second impeller into which the generated flow flows, and the torque transmitting device is configured so that the torque generated in the second impeller is in the same direction as the torque generated in the first impeller. When the torque generated by the second impeller is transmitted to the rotating shaft, and the torque generated by the second impeller is opposite to the torque generated by the first impeller, the second The torque generated by the impeller is not transmitted to the rotating shaft.
[0017]
  According to the first feature of the present invention, by providing an energy recovery device connected to the rotating shaft on the exit side of the runner, the swirl velocity component of the flow flowing out to the suction pipe at the time of the turbine rotation is substantially zero. Therefore, even when the head and flow rate change, it is possible to always keep the state close to the maximum efficiency point, and it is possible to reduce the water pressure pulsation of the suction pipe and the vibration and noise of the equipment due to the swirling flow. For this reason, the operation and maintenance of the hydraulic machine can be improved and the operation range can be expanded.
[0018]
  First of the present invention2According to the above feature, the second impeller is provided on the outlet side of the first impeller, and the torque generated by the second impeller is opposite to the torque generated by the first impeller by the torque transmission device. Since the torque generated by the second impeller is not transmitted to the rotating shaft when the direction is the direction, the same energy conversion efficiency as in the case of the first impeller alone is achieved even when operating at an overload flow rate. In addition, when operating at a partial load flow rate, the second impeller collects the fluid energy of the swirling flow that could not be recovered by the first impeller, so that compared to the case of the first impeller alone The energy conversion efficiency can be improved, and the water pressure pulsation of the suction pipe and the vibration and noise of the equipment due to the swirling flow can be reduced.
[0019]
  The present invention has been made based on the following understanding of the internal loss of a hydraulic machine. In the following, for the sake of simplicity, the characteristics of a hydraulic machine having a Francis-type runner during operation of the water turbine will be described.
[0020]
  First, the characteristics of the Francis-type runner are defined by the following equation (1) based on the momentum theory.
    g · η_h・ H = u₁・ V_u1-U₂・ V_u2        (1)
  Where g is the acceleration of gravity and η_hIs the turbine efficiency, H is the effective head, u is the peripheral speed of the runner, v_uIs a circumferential component (swirl velocity component) of the absolute velocity of the flow, and subscripts 1 and 2 mean the inlet and outlet of the runner.
[0021]
  In the above formula (1), u₁And u₂Are the runner blade entrance radii R, respectively.₁, And the radius R of the representative streamline of the flow out of the runner₂Is calculated from That is, when the rotation speed of the runner is n (rpm),
    u₁= 2π · R₁・ N / 60 (2)
    u₂= 2π · R₂・ N / 60 (3)
It becomes.
[0022]
  First, characteristics related to energy conversion efficiency will be described. The ratio h / H between the sum of internal losses and the effective head is defined by the following equation (4).
    h / H = 1-η_h                        (4)
[0023]
  Further, h / H in the above equation (4) is expressed as the following equation (5) when divided into losses for each flow path of the hydraulic machine.
  h / H = (h / H)_C+ (H / H)_G+ (H / H)_R+ (H / H)_D  (5)
[0024]
  In the above formula (5), the subscripts C, G, R, and D mean a casing, a guide vane, a runner, and a suction pipe, respectively. Of these losses for each flow path, the loss that varies greatly depending on the operating conditions is (h / H)_RAnd other losses (h / H)_C  , (H / H)_G  , (H / H)_DThere is little change. Therefore, in order to improve the energy conversion efficiency, the runner loss (h / H)_RIt depends on how to control properly.
[0025]
  Next, characteristics related to water pressure pulsation will be described. Regarding the water pressure pulsation, the flow on the outlet side of the runner is important, and this point will be described with reference to FIGS.
[0026]
  FIG. 16 (a) is a diagram showing the relationship between the turbine characteristics and the vortex center generated in the suction pipe. The vertical axis represents the flow rate Q per unit effective head, and the horizontal axis represents the rotational speed n per unit effective head of the runner. Show. FIG. 16B is a diagram for explaining the relationship between the flow on the outlet side of the runner and the vortex center generated in the suction pipe.
[0027]
  Here, “no vortex” shown in FIG.(This has the same meaning as “the swirl velocity component of the flow is substantially zero (unconstrained state)” in the paragraph [0064] described later)Is the absolute velocity v shown in FIG.₂In the suction pipe, water flows almost directly below, and the swirl velocity component of the flow is substantially zero (in the above equation (1), approximately v_u2= 0). This state is n / H^1/2= Turbine efficiency η under constant_hThe runner loss (h / H) in the “no vortex” region_RIs minimized.
[0028]
  On the other hand, when the flow rate decreases from such a state of “no vortex”, the relative velocity w of the flow₂Decreases and v shown in FIG.₂″ And, as a result, the swirl velocity component v of the flow_u2Is v_u2= V₂“Cos α” has a value in the circumferential direction, and as the swirl speed component increases, a vortex center is formed at the center of the suction pipe, and a phenomenon of touching at an angular velocity of ω occurs. Vortex diameter D_ωAnd runner outlet diameter D_eRatio D_ω/ D_eSome characteristic curves for are shown in FIG. 16 (a), this ratio D_ω/ D_eWhen the value of is close to 60%, a tornado-like vortex is generated in the suction pipe and a so-called surging state occurs, and there is a risk that the vibration and noise of the equipment increase due to a sudden increase in water pressure pulsation, resulting in inoperability.
[0029]
  When the flow rate is increased from the state of “no vortex”, a swirling flow in the opposite direction to the rotation of the runner is generated from the flow on the outlet side of the runner, and the ratio D_ω/ D_eWhen it becomes close to 40%, a core-like vortex is generated at the center of the suction pipe, and the vibration and noise of the equipment increase.
[0030]
  Note that the strength of the swirl flow generated when the flow rate decreases and increases from the state of “no vortex” is v_u2However, as shown in the above equation (1), the strength of the swirling flow is u₂And v_u2V is determined by the product of_u2U are the same size₂Should be as small as possible. For this reason, the radius R of the representative streamline on the exit side of the runner₂However, the smallest possible one can reduce the strength of the swirl flow (see the above formula (3)).
[0031]
  Here, such operating conditions and runner loss (h / H)_RAs for the relationship between the turbulence analysis and the runner, the present inventors investigated in detail (Reference 1 (T. Nagafuji et al .: “A New Prediction Method on Performance of Hydraulic Turbines”, Proc. of International Conf. on Fluid Engineering, 1997/7, Vol.1, p.219)). That is, runner loss (h / H)_RCan be roughly divided into two components, and the relationship between these components and the operating state has been clarified.
[0032]
  Where (h / H)_RIs the two components Θ_i  , Θ_uIs expressed as the following equation (6).
    (H / H)_R= Θ_R= Θ_i+ Θ_u              (6)
[0033]
  In the above equation (6), Θ_iIs the loss rate around the runner blades, Θ_uIs the loss rate due to the swirling flow from the exit of the runner. FIG. 17 shows the relationship between these two loss rates and vortices generated in the suction pipe. As shown in FIG. 17, in the region where the swirling flow in the direction opposite to the rotational speed occurs (large flow rate side), Θ_iIn the region where the swirling flow in the same direction as the rotational speed occurs (small flow rate side)_uSuddenly increases but Θ_iIt was found that there was little change. Where Θ_iIs a loss generated inside the runner, so it is difficult to recover it._uIs a loss that is discarded without being recovered by the runner and is relatively easy to recover. And this Θ_uSince the swirling flow can be reduced by collecting the noise, the vibration and noise of the equipment can also be reduced.
[0034]
  As is apparent from the above, the Francis-type runner is controlled by collecting the kinetic energy due to the swirl velocity component in the same direction as the rotation of the runner of the flow flowing out of the runner outlet and controlling the swirling flow flowing out of the runner outlet. It is possible to fundamentally solve the above-described problems in the hydraulic machine that has the above-described hydraulic machine.
[0035]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  First embodiment
  Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 to FIG. 4 are views showing a first embodiment of a hydraulic machine according to the present invention.
[0036]
  As shown in FIG. 1, the hydraulic machine includes a rotating shaft 1 and a Francis-type runner 2 fixed to the lower end of the rotating shaft 1. Of these, the Francis-type runner 2 includes a crown 2a, a band 2b, and a plurality of blades 2c.
[0037]
  Further, an axial flow type movable vane propeller type runner (energy recovery device) 6 that rotates together with the Francis type runner 2 in conjunction with the rotary shaft 1 is provided at the lower end of the Francis type runner 2. In addition, a blade moving mechanism for adjusting the opening degree of the blade 6c of the movable blade propeller-type runner 6 is built in the rotary shaft 1, and the swirl speed component of the flow that flows out of the Francis-type runner 2 during the water turbine operation. The kinetic energy due to can be recovered as rotational shaft torque.
[0038]
  Further, a plurality of guide vanes 3 are arranged at equal intervals in the circumferential direction on the outer periphery of the Francis-type runner 2, and a casing 4 is provided on the outer periphery of the guide vane 3. Furthermore, a suction pipe 5 is provided below the runner 2 so that the kinetic energy of the flow flowing out from the Francis-type runner 2 can be recovered as pressure energy (diffuser function). Each guide vane 3 has a structure that can be rotated to adjust the flow rate.
[0039]
  Next, the operation of the first embodiment of the present invention having such a configuration will be described.
[0040]
  In the hydraulic machine shown in FIG. 1, during the operation of the water turbine, the flow flowing in from the casing 4 smoothly flows into the Francis runner 2 over the entire circumference, whereby the Francis runner 2 rotates. At this time, the movable blade propeller-type runner 6 collects kinetic energy due to the swirl velocity component of the flow flowing out from the Francis-type runner 2.
[0041]
  Here, when the water turbine is operated, the movable blade propeller-type runner 6 can be controlled so that water always flows almost directly at the inlet of the suction pipe 5 even when the head and flow rate change, so that the state is always close to the maximum efficiency point. In addition, it is possible to reduce the water pressure pulsation of the suction pipe 5 due to the swirling flow and the vibration and noise of the equipment. In addition, as a problem of the hydraulic machine having such a configuration, when there is a turning speed component in a direction opposite to the rotation of the Francis-type runner 2, fluid energy cannot be recovered, and the loss is increased instead. Is mentioned. Therefore, in the first embodiment of the present invention, the design of the Francis runner 2 and the setting of the operation range are appropriately performed so that the flow at the inlet of the suction pipe 5 is swung in the same direction as the rotation of the Francis runner 2. It is necessary to have a velocity component.
[0042]
  Hereinafter, the design and operation range of the Francis-type runner 2 when a hydraulic machine having a Francis-type runner is operated in a water turbine will be described with reference to FIG. In FIG. 2, the vertical axis represents the flow rate Q per unit effective head, and the horizontal axis represents the rotational speed n per unit effective head of the runner.
[0043]
  As shown in FIG. 2, in the hydraulic machine having a conventional Francis-type runner, the upper side and the lower side of the operating point (curve a) of “no vortex”(A region where the Q / √H value is larger than the curve a is the upper side, and a region where the Q / √H value is smaller is the lower side)The operation range is set to. Here, the region A is an operating range of a hydraulic machine having a conventional Francis-type runner, and a curve a indicates an operating point where no vortex is generated on the outlet side of the Francis-type runner. On the other hand, in the Francis-type runner according to the first embodiment of the present invention, the operating range is set below the operating point (curve b) of “no vortex”. Here, the region B is the operating range of the hydraulic machine in the first embodiment of the present invention, and the curve b does not generate a vortex center on the outlet side of the Francis-type runner 2 in the first embodiment of the present invention. Such operating points are shown.
[0044]
  Even if the operation region (region B) is set in this way, in the hydraulic machine according to the first embodiment of the present invention, the movable blade propeller-type runner 6 provided on the outlet side of the Francis-type runner 2 Since the kinetic energy due to the swirl velocity component of the flow that flows out of the Francis-type runner 2 is recovered, the vibration and noise of the equipment is generated by the partial load operation as in the conventional hydraulic machine, and the energy efficiency is reduced. There is no.
[0045]
  Here, in the hydraulic machine according to the first embodiment of the present invention, the operating point of “no vortex” is shifted to the large flow rate side as compared with the conventional hydraulic machine, and the operation is performed in the high rotational speed region. It is preferable. When such a design change is made, the cavitation characteristics of the hydraulic machine are usually deteriorated. However, in the hydraulic machine according to the first embodiment of the present invention, the movable blade provided on the outlet side of the Francis-type runner 2 Since the pressure on the outlet side of the Francis-type runner 2 can be increased by the propeller-type runner 6, cavitation characteristics comparable to those of conventional hydraulic machines can be maintained.
[0046]
  In FIG._maxAnd H_minIndicates the operating state of the highest effective head and the lowest effective head in the range where the head changes because the rotational speed is constant. The vertical axis indicates the range of flow rate for obtaining the maximum output at each head. Here, the standard effective head that can achieve the maximum efficiency of the equipment is H_nor(M), this standard effective head is H_norThe maximum output at (m) is P_nor(KW) and the rotation speed is n (rpm),
[Equation 5]

Turbine specific speed n defined by_spIs considerably larger than that of conventional hydraulic machines, so that it is necessary to reduce the size and speed of the equipment. The problem that the vibration intensity of the Francis-type runner decreases with the downsizing and speeding up of such devices has been solved by the present inventors (Japanese Patent Publication No. 62-19589). reference). In order to obtain an appropriate blade shape of the Francis-type runner, it is necessary to change both the flow rate and the rotational speed in conjunction with the shift of the “no vortex” operating point to the upper side. In order to ensure an operating range comparable to that of conventional hydraulic machines, at least the flow rate must be 1.2 times and the rotational speed 1.1 times. n_sp= N × Q, so the turbine specific speed n_spIs 1.1 x 1.2 =1 . 32Will be doubled. The results of specific speed against head in conventional hydraulic machines are shown in Reference 2 (F. de Siervo and F. de Leva: “Modern Trends in Selection and Designing Francis Turbines”, Water Power & Dam Construction, 1976/8, Vol. 28, No.8, p.28)
    n_sp= 3470 / H_nor ^0.625              (7)
Therefore, as an expression corresponding to 1.2 times the above expression (7),
    n_sp= 4164 / H_nor ^0.625              (8)
Is obtained. Therefore, the turbine specific speed n with the value obtained by the above equation (8) as the lower limit._spBy using this Francis-type runner, it is possible to achieve a reduction in size and speed as compared with a conventional hydraulic machine.
[0047]
  In addition, the specific speed n of the turbine required in this way_spAnd the inlet diameter D of the Francis-type runner 2 at the center of the turbine shown in FIG.₁And runner outlet diameter D_eRatio D₁/ D_eIs closely related. Such results are described in the above document 2,
    D₁/ D_e= 0.4 + 94.5 / n_sp        (9)
It becomes.
[0048]
  The Francis-type runner 2 according to the first embodiment of the present invention has the rotating shaft of the movable blade propeller-type runner 6 and the blade moving mechanism on the outlet side, and the sectional area of the outlet is narrowed, so that the necessary sectional area is secured. Therefore, in order to make the shape of the Francis-type runner 2 suitable for high specific speed, this ratio D₁/ D_eNeeds to be smaller than conventional hydraulic machines. Inner diameter D of movable blade propeller-type runner 6 shown in FIG._iAnd outlet diameter D of Francis-type runner 2_eRatio D_i/ D_eIn order to provide a blade moving mechanism, a minimum of 0.3 is required. The reduction of the cross-sectional area due to this is about 10%._eNeed to be increased by about 5%. Therefore, D₁/ D_eBy substituting 0.95 times the conventional performance and substituting the above equation (8) into the above equation (9),
    D₁/ D_e= 0.95 × (0.4 + 94.5 / (4164 / H_nor ^0.625))
            = 0.38 + 0.0216 x H_nor ^0.625      (10)
Is obtained. Therefore, by adopting a dimension with the upper limit of the value obtained by the above equation (10), it is possible to achieve a reduction in size and speed compared to a conventional hydraulic machine.
[0049]
  In the above description, the case where the hydraulic machine shown in FIG. 1 is operated as a turbine has been described. However, the present invention can be similarly applied to the case where the hydraulic machine shown in FIG. 1 is operated as a reversible pump turbine. In such a reversible pump turbine, the rotational direction of the Francis runner 2 is opposite between the turbine operation and the pump operation. In such a reversible pump turbine, the turbine operation and the pump operation are performed at the same rotational speed n. There is a gap in the head or head at each maximum efficiency point.
[0050]
  FIG. 3 shows the characteristics of such a reversible pump turbine. As shown in FIG. 3, the reversible pump turbine is used in a region where the swirling flow on the outlet side of the Francis runner 2 always has the swirl velocity component in the same direction as the rotation of the Francis runner 2 during the water turbine operation. The Therefore, as apparent from the above description, the movable blade propeller-type runner 6 more effectively recovers the kinetic energy due to the swirl velocity component of the flow flowing out from the Francis-type runner 2.
[0051]
  On the other hand, during the pump operation in which the Francis-type runner 2 is rotated in the direction opposite to that during the water turbine operation to pump water from the suction pipe 5 to the casing 4, the movable blade propeller-type runner 6 is used as a pump. Since the suction flow flowing into the gas can be controlled, the cavitation characteristics can be improved and the shaft input can be adjusted. Although the above-mentioned effect can be achieved by a variable speed pump turbine that has been recently developed and used, the hydraulic machine according to the first embodiment of the present invention achieves the above-described effect by a constant speed machine. can do.
[0052]
  Further, since the cavitation characteristics can be improved, it is possible to reduce the size and speed of the device as in the case of the water turbine operation described above. In a conventional hydraulic machine, the maximum pump head is H (m), and the maximum pumping volume at this maximum head H (m) is Q (m^Three/ S), when the rotational speed is n (rpm)
[Formula 6]

Pump specific speed n defined by_sqCoefficient k = nQ^1/2The lower limit of k is 3000 (see Japanese Examined Patent Publication No. 62-44099). Therefore, for the same reason as in the case of the water turbine operation described above, by using a Francis-type runner with k = 3600 or more corresponding to 1.2 times the above equation (11), the device can be reduced in size and speeded up. Economic efficiency can be further improved.
[0053]
  As described above, according to the first embodiment of the present invention, the movable pipe propeller-type runner 6 connected to the rotary shaft 1 is provided on the outlet side of the Francis-type runner 2, so that the suction pipe 5 is rotated during the turbine rotation. Since the swirl velocity component of the flow flowing out to the flow can be made substantially zero, even when the head and the flow rate change, the state close to the maximum efficiency point can always be maintained, and the water pressure of the suction pipe 5 caused by the swirl flow can be maintained. It is possible to reduce pulsation, equipment vibration and noise.
[0054]
  Further, the suction flow flowing into the Francis-type runner 2 can be controlled by using the movable blade propeller-type runner 6 as a pump even during the pump operation, so that the cavitation characteristics are improved and the shaft input is adjusted. be able to.
[0055]
  Furthermore, the specific speed of the Francis-type runner 2 can be significantly increased as compared with that of the conventional hydraulic machine, so that the equipment can be reduced in size and speeded up. For this reason, the movable blade propeller-type runner 6 is added to the entire equipment. Cost can be reduced by offsetting the cost.
[0056]
  Furthermore, since it is possible to reduce water pressure pulsation, reduce equipment vibration and noise, and improve cavitation characteristics, it is possible to improve operational maintenance and expand the operating range.
[0057]
  In the first embodiment described above, the axial flow type movable blade propeller type runner 6 is used as the energy recovery device. However, as shown in FIG. 4, the diagonal flow type movable blade is used as the energy recovery device. A runner 7 may be used. These axial flow type and mixed flow type runners may be properly used depending on the drop. For example, the high flow type operation may be a diagonal flow type, and the low drop operation may be an axial flow type.
[0058]
  In the first embodiment described above, the Francis-type runner is used as the impeller on the high-pressure side, but other than this, for example, a mixed flow-type or axial-flow type fixed-blade runner can be used. Even in this case, if the blades are fixed, a swirling flow similar to that in the case of the Francis-type runner is generated in the operation state away from the design flow rate. Therefore, the above-described first embodiment of the present invention is similarly performed. Can be applied.
[0059]
  Further, the axial flow type movable blade propeller type runner 6 or the mixed flow type movable blade runner 7 as the energy recovery device needs to be periodically replaced or repaired. In general, replacement or repair of the runner is performed by opening the upper space of the rotary shaft 1 and taking the runner to the outside. However, this method requires a considerable construction period and cost. In the first embodiment described above, the runner can be used semi-permanently, but the axial flow type movable blade propeller type runner 6 or the mixed flow type movable blade runner 7 as an energy recovery device is made of material by cavitation. It is easy for deterioration to occur. Accordingly, in the hydraulic machine according to the first embodiment described above, a carry-out port is provided at the upper portion of the suction pipe 5, and the blades of the axial flow type movable blade propeller type runner 6 or the diagonal flow type movable blade runner 7 are provided. A structure that can be easily disassembled is preferable.
[0060]
  Second embodiment
  Next, a second embodiment of the hydraulic machine according to the present invention will be described with reference to FIGS. The second embodiment of the present invention is substantially the same as the first embodiment shown in FIGS. 1 to 3 except that an axial flow type fixed blade propeller type runner is used as the energy recovery device. is there. In the second embodiment of the present invention, the same parts as those in the first embodiment shown in FIGS. 1 to 3 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0061]
  As shown in FIG. 5, the lower end of the Francis-type runner 2 that is the first impeller is an axial-flow type fixed-blade propeller that is the second impeller that rotates together with the Francis-type runner 2 in conjunction with the rotary shaft 1. A shape runner (energy recovery device) 8 is provided. Here, the fixed blade propeller-type runner 8 has a plurality of fixed blades 8c.
[0062]
  Next, the operation of the second embodiment of the present invention having such a configuration will be described. In FIG. 5, a dotted line S indicates a cross section of the representative streamline surface, and the position radius of the representative streamline surface S at the outlet of the Francis-type runner 2 is R₂The position radius of the representative streamline surface S at the outlet of the fixed blade propeller type runner 8 is R_2dAnd
[0063]
  First, the operation during operation at the design flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. 5 will be described. FIG. 6 is a diagram showing the flow on the representative streamline surface during operation at the design flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. In FIG. 6, reference numerals 2 c and 8 c indicate cross sections of the blades of the Francis-type runner 2 and the blades of the fixed-blade propeller-type runner 8 that are developed in a plane along the representative streamline plane S shown in FIG. 5. Further, in FIG.₂Indicates the relative velocity of the flow at the outlets of the runners 2 and 8 (here, water flows out along the blades 2c and 8c), and the symbol u₂Indicates the peripheral speed of each runner 2, 8 on the representative streamline surface, and the symbol v₂Indicates the absolute velocity of the flow at the outlet of each runner 2,8. The symbol v₁, W₁, U₁Are respectively the absolute velocity of the flow at the inlet of the Francis-type runner 2, the relative velocity of the flow, and the peripheral velocity of the Francis-type runner 2.
[0064]
  In the operating state at the design flow rate as shown in FIG. 6, the blades 2c and 8c of the runners 2 and 8 are set so that the swirl velocity component of the flow flowing out from the runners 2 and 8 becomes substantially zero (unconstrained state). Is designed, the absolute velocity v of the flow flowing out from each blade 2c, 8c shown in FIG.₂Swirl velocity component v_u2Becomes substantially zero, that is, the absolute velocity of the flow v₂Is facing the center. For this reason, in the fixed blade propeller-type runner 8, the flow into the blade 8c and the flow out of the blade 8c have substantially zero angular momentum, and the angular momentum of the flow does not change before and after the blade 8c. From the law of conservation of angular momentum, the blade 8c does not generate torque. Therefore, the fixed blade propeller-type runner 8 does not work during operation at the design flow rate. The efficiency of the entire hydraulic machine is reduced by the flow loss of the fixed blade propeller-type runner 8, but the flow loss of the fixed blade propeller-type runner 8 is practically negligible. The efficiency is substantially the same as that of the Francis-type runner 2 alone.
[0065]
  Next, the operation during operation at a partial load flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. 5 will be described. FIG. 7 is a diagram showing a flow on the representative streamline surface during operation at a partial load flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. In FIG. 7, the same parts and the same amounts as those in FIG. 6 are denoted by the same reference numerals.
[0066]
  In the operation state at the partial load flow rate as shown in FIG. 7, the flow that flows out from the blade 2 c of the Francis-type runner 2 becomes a flow having a swirl velocity component in the same direction as the rotation of the Francis-type runner 2. That is, the absolute flow velocity v₁, V₂While the meridian direction component (the component in the direction perpendicular to the circumferential speed) of the francis runner 2 decreases,₁, U₂Does not change, especially at the outlet of the vane 2c of the Francis runner 2, the absolute flow velocity v₂Is the turning velocity component v in the same direction as the rotation of the Francis-type runner 2_u2Will have.
[0067]
  On the other hand, at the outlet of the blade 8c of the fixed blade propeller-type runner 8, the swirl velocity component v of the flow is reduced due to the decrease in the flow rate._u2However, as shown in FIG. 5, the position radius R of the representative streamline surface S of the fixed blade propeller-type runner 8._2dIs the radius R of the representative streamline surface S of the Francis-type runner 2₂Since it is smaller, the flow strength u is obtained by the above equation (1).₂・ V_u2Becomes smaller. This means that the angular momentum of the flow is reduced in the fixed blade propeller-type runner 8, and the blade 8c generates torque from the law of conservation of angular momentum. Accordingly, the torque of the hydraulic machine as a whole is larger than that of the Francis-type runner 2 alone. Here, the increase in torque means that the turbine efficiency is improved, and the swirl speed component of the flow is reduced, which is caused by the swirl flow that has become a problem during partial load operation of the Francis runner. It is possible to reduce the water pressure pulsation of the suction pipe 5 and the vibration and noise of the equipment.
[0068]
  As described above, according to the second embodiment of the present invention, even when the fixed blade propeller-type runner 8 is provided on the outlet side of the Francis-type runner 2, the fixed blade propeller-type runner 8 so as to satisfy the above-described condition. Thus, the energy conversion efficiency similar to that of the Francis runner 2 alone can be achieved during operation at the design flow rate, and the fixed blade propeller runner 8 can be replaced with the Francis runner 2 during operation at a partial load flow rate. In order to recover the fluid energy of the swirling flow that could not be recovered, the energy conversion efficiency is improved compared to the case of the Francis-type runner 2 alone, and the water pressure pulsation of the suction pipe 5 caused by the swirling flow and the vibration and noise of the equipment Can be reduced.
[0069]
  In the second embodiment described above, in order to reduce the flow loss (loss head) in the unconstrained state of the fixed blade propeller-type runner 8 during operation at the design flow rate, The number of blades 8c is preferably equal to or less than the number of blades 2c of the Francis-type runner 2 so as to reduce friction loss on the surface of the blade 8c. Further, in order to recover the fluid energy of the swirling flow that flows out from the Francis-type runner 2 during operation at a partial load flow rate, the position radius R of the representative streamline surface S at the outlet of the fixed blade propeller-type runner 8_2dIs the position radius R of the representative streamline surface S at the exit of the Francis-type runner 2₂It is preferable to make it smaller. This is because the rotational speed n of the Francis-type runner 2 and the fixed vane propeller-type runner 8 is the same, and therefore the peripheral speed u of the above equation (1).₂In order to reduce the position radius R of the representative streamline surface S at the outlet of the fixed blade propeller-type runner 8._2dThis is because there is no choice but to reduce (see the above formula (3)). For this reason, it is preferable that the maximum diameter of the blade 8 c of the fixed blade propeller-type runner 8 is smaller than the maximum diameter of the blade 2 c of the Francis-type runner 2.
[0070]
  In the second embodiment described above, a Francis type runner is used as the first impeller, but other than this, for example, a mixed flow type or axial flow type fixed blade runner can be used. Even in this case, if the blades are fixed, a swirling flow similar to that in the case of the Francis-type runner is generated in the operation state away from the design flow rate. Therefore, the above-described second embodiment of the present invention is similarly performed. Can be applied.
[0071]
  Third embodiment
  Next, a third embodiment of the hydraulic machine according to the present invention will be described with reference to FIGS. The third embodiment of the present invention is the same as that shown in FIGS. 5 to 7 except that an axial flow type fixed blade propeller runner as an energy recovery device is connected to a rotating shaft via a torque transmission device. This is substantially the same as the second embodiment shown. In the third embodiment of the present invention, the same parts as those in the second embodiment shown in FIG. 5 to FIG.
[0072]
  As shown in FIG. 8, the lower end of the Francis runner 2 that is the first impeller is an axial flow type fixed vane propeller that is the second impeller that rotates with the Francis runner 2 in conjunction with the rotary shaft 1. A shape runner (energy recovery device) 8 is provided. Here, the fixed blade propeller-type runner 8 is connected to the rotary shaft 1 via a torque transmission device 9, and the torque transmission device 9 is a Francis-type runner 2 in which the torque generated by the fixed blade propeller-type runner 8 is generated. When the torque is in the same direction as the generated torque, the torque generated by the fixed blade propeller-type runner 8 is transmitted to the rotary shaft 1, and the torque generated by the fixed blade propeller-type runner 8 is generated by the Francis-type runner 2 during power generation operation. The torque generated by the fixed blade propeller-type runner 8 is not transmitted to the rotary shaft 1 in the direction opposite to the generated torque.
[0073]
  Next, the operation of the third embodiment of the present invention having such a configuration will be described. Note that the operation during operation at the design flow rate and the partial load flow rate is substantially the same as that in the second embodiment shown in FIGS. 5 to 7, and therefore the operation during operation at the overload flow rate will be described below. To do. FIG. 9 is a diagram showing a flow on the representative streamline surface during operation of the hydraulic machine shown in FIG. 8 at an overload flow rate. In FIG. 9, the same parts and the same amounts as those in FIG. 6 are denoted by the same reference numerals.
[0074]
  In the operation state at the overload flow rate as shown in FIG. 9, the flow that flows out from the blade 2c of the Francis-type runner 2 is the swirl velocity component v in the direction opposite to the rotation of the Francis-type runner 2._u2It becomes a flow having. On the other hand, the flow that has flowed out of the blade 8c of the fixed blade propeller-type runner 8 has a substantially zero turning speed component. This means that the angular momentum in the direction opposite to the rotation of the fixed blade propeller runner 8 is decreased before and after the blade 8c of the fixed blade propeller runner 8, and as a result, the fixed blade propeller runner 8 is opposite to the rotation. Direction torque will be generated. For this reason, in such a case, in the second embodiment shown in FIGS. 5 to 7 in which the Francis-type runner 2 and the fixed blade propeller-type runner 8 are directly connected, the torque generated in the entire hydraulic machine is reduced. As a result, the energy conversion efficiency decreases. However, in the third embodiment of the present invention, when the torque transmission device 9 generates torque in the direction opposite to the rotation of the fixed blade propeller runner 8, the Francis runner 2 and the fixed blade propeller runner 8 Therefore, the fixed blade propeller type runner 8 is in an unconstrained state and rotates at a lower rotational speed than the Francis type runner 2.
[0075]
  As described above, according to the third embodiment of the present invention, in the hydraulic machine in which the fixed blade propeller runner 8 is provided on the outlet side of the Francis type runner 2, the torque transmitting device 9 causes the fixed blade propeller runner 8 to When the generated torque is in the opposite direction to the torque generated by the Francis-type runner 2 during power generation operation, the torque generated by the fixed blade propeller-type runner 8 is not transmitted to the rotary shaft 1, so Even during operation, the same energy conversion efficiency as in the case of the Francis-type runner 2 alone can be achieved. In addition, when operating at a partial load flow rate, fluid energy of the swirling flow that cannot be recovered by the Francis-type runner 2 is recovered by the fixed-blade propeller-type runner 8, so that the energy conversion efficiency is improved compared to the case of the Francis-type runner 2 alone. At the same time, it is possible to reduce the water pressure pulsation of the suction pipe 5 due to the swirling flow, the vibration of the equipment, and the noise.
[0076]
  In the above-described third embodiment, the Francis-type runner 2 is used as the first impeller, but other than this, for example, a mixed flow-type or axial-flow type fixed-blade runner can be used. . Even in this case, if the blades are fixed, the swirl flow similar to the case of the Francis-type runner 2 in the operation state away from the design flow rate, that is, the swirl flow in the direction opposite to the rotation of the runner when operating at the overload flow rate. Since the flow in the same direction as the rotation of the runner occurs during operation at the partial load flow rate, the above-described third embodiment of the present invention can be similarly applied.
[0077]
  Reference example
  Next, referring to FIGS. 10 to 12, the hydraulic machine according to the present invention isReference exampleWill be described. In FIG. 10, the same parts as those of the first embodiment shown in FIG.
[0078]
  As shown in FIG. 10, the hydraulic machine includes a rotating shaft 1, an axial flow type fixed blade propeller runner (first impeller) 10 connected to the rotating shaft 1, and an axial flow type movable blade propeller type. A runner (second impeller) 6 is provided. Here, the movable blade propeller-type runner 6 can change the angle of the blade 6c according to the load. The number of blades 10c of the fixed blade propeller-type runner 10 is equal to or less than the number of blades 6c of the movable blade propeller-type runner.
[0079]
  Next, the present invention having such a configuration will be described.Reference exampleThe operation of will be described.
[0080]
  The effective head of the entire hydraulic machine is H (m), the rotation speed is n (rpm), and the maximum flow rate is Q_max(M^Three/ S), the head H of which the fixed blade propeller-type runner 10 on the upstream side is a part of the effective head H₁Then, the movable blade propeller type runner 6 is part of the effective head H.₂To bear. Where H₁+ H₂= H, the drop H acting on the movable blade propeller-type runner 6₂Becomes lower than the effective head H of the entire hydraulic machine.
[0081]
  11 and 12 are diagrams showing efficiency characteristics of the movable blade propeller-type runner 6 and the fixed blade propeller-type runner 10, respectively. 11 and 12, the vertical axis represents efficiency η (%), and the horizontal axis represents flow rate Q (m^Three/ S).
[0082]
  As shown in FIG. 11, the efficiency characteristic of the movable blade propeller-type runner 6 is such that a drop H is caused by the movable blade propeller-type runner 6 alone.₂It is almost the same as the efficiency characteristic when operated with On the other hand, as shown in FIG. 12, the efficiency characteristic of the fixed blade propeller type runner 10 is that the maximum efficiency point is the maximum flow rate Q of the hydraulic machine._maxThe maximum flow rate Q_maxPartial load operation is performed at the following flow rates. Therefore, there is always a swirl flow in the same direction as the rotation of the fixed blade propeller runner 10 in the flow flowing out from the fixed blade propeller runner 10, and this becomes the input energy of the movable blade propeller runner 6 on the downstream side. Accordingly, the angle of the blade 10c of the fixed blade propeller-type runner 10 is adjusted, and Q_maxIf an appropriate swirl flow is designed to flow out of the fixed blade propeller runner 10 at the following flow rate, the movable blade propeller runner 6 exhibits the same performance as the movable blade propeller runner 6 alone and is designed. During operation at a flow rate, a flow having a substantially zero turning speed component flows out to the water suction pipe 5 of the hydraulic machine. Moreover, the efficiency η of the entire hydraulic machine is equal to the efficiency η of each runner 10, 6.₁, Η₂Head H₁, H₂It is obtained by the load average multiplied by. That is,
    η = (H₁・ Η₁+ H₂・ Η₂) / H (12)
It becomes. For this reason, since the efficiency of the fixed blade propeller turbine 10 is reduced due to the decrease in the flow rate, the efficiency of the entire hydraulic machine is lower than that of the movable blade propeller type runner 6 alone, but for example, a hydraulic machine having a Francis type runner Compared with a fixed vane turbine, there is little decrease in efficiency when operating at a partial load flow rate, and there is little swirling flow flowing out to the sucking pipe 5, so that water pressure pulsation of the sucking pipe 5 caused by swirling flow and equipment Vibration and noise can be reduced.
[0083]
  Further, in the conventional Kaplan turbine as shown in FIG. 15, there is a limit in the application head because the movable blade is moved.Reference exampleThe head H acting on the movable blade propeller-type runner 6₂Is lower than the head H of the entire hydropower machine, so Kaplan turbines with movable blades can be applied to the head range of 50 to 100 m, which was conventionally applied to Francis turbines consisting of fixed blades. In a hydropower station or the like having a long time, the overall power generation amount can be greatly increased as compared with a case where a fixed blade Francis turbine or the like is applied.
[0084]
  Thus, the present inventionReference exampleAccording to the above, the fixed blade propeller runner 10 is provided on the upstream side of the movable blade propeller runner 6, and the number of blades 10 c of the fixed blade propeller runner 10 is less than or equal to the number of blades 6 c of the movable blade propeller runner 6. The range of applicable heads of the movable vane propeller type runner 6 having good partial load characteristics can be expanded, so that the overall power generation amount in a hydroelectric power plant or the like can be increased and the partial load flow rate can be increased. It is possible to reduce the water pressure pulsation of the suction pipe 5 due to the swirling flow during operation and the vibration and noise of the equipment.
[0085]
【The invention's effect】
  As described above, according to the present invention, it is possible to always maintain a state close to the maximum efficiency point even when the head and the flow rate change, and to reduce the pressure pulsation of the suction pipe caused by the swirling flow, vibration of the equipment, and noise. Therefore, the operation maintenance can be improved and the operation range can be expanded.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing a first embodiment of a hydraulic machine according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram for explaining an operating range of the hydraulic machine shown in FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram for explaining the characteristics of a pump turbine.
FIG. 4 is a view showing a modification of the hydraulic machine shown in FIG. 1;
FIG. 5 is a diagram showing a second embodiment of the hydraulic machine according to the present invention.
6 is a view showing a flow on a representative streamline surface during operation at a design flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. 5;
7 is a diagram showing a flow on a representative streamline surface during operation at a partial load flow rate of the hydraulic machine shown in FIG. 5;
FIG. 8 is a diagram showing a third embodiment of the hydraulic machine according to the present invention.
FIG. 9 is a diagram showing a flow on a representative streamline surface during operation of the hydraulic machine shown in FIG. 8 at an overload flow rate.
FIG. 10 shows a hydraulic machine according to the present invention.Reference exampleFIG.
11 is a diagram showing efficiency characteristics of the movable blade propeller-type runner of the hydraulic machine shown in FIG.
12 is a diagram showing efficiency characteristics of the fixed blade propeller-type runner of the hydraulic machine shown in FIG.
FIG. 13 is a view showing a hydraulic machine having a conventional Francis-type runner.
FIG. 14 is a diagram for explaining the operation of the Francis-type runner of the hydraulic machine shown in FIG.
FIG. 15 is a view showing a hydraulic machine (Kaplan turbine) composed of a conventional axial flow type movable blade.
FIG. 16 is a view for explaining the cause of the suction pipe vortex and water pressure pulsation in a conventional hydraulic machine.
FIG. 17 is a diagram for explaining runner loss in a conventional hydraulic machine.
[Explanation of symbols]
1 Rotating shaft
2 Francis type runner
3 Kaido vane
4 Casing
5 Suction pipe
6 Movable blade propeller runner
7 Mixed-flow movable vane runner
8 Fixed blade propeller runner
9 Torque transmission device
10 Fixed vane propeller runner

Claims (6)

A rotation axis;
A runner coupled to the rotating shaft;
An energy recovery device connected to the rotating shaft and recovering fluid energy of a swirling flow that has flowed out of the runner during water turbine operation ;
The runner is a Francis-type runner. When the reference effective head is H _nor (m), the maximum output at the reference effective head H _nor (m) is P _nor (kW), and the rotation speed is n (rpm). ,

The turbine specific speed n _sp defined by
n _sp ≧ 4164 / H _nor ^0.625
A turbine or pump turbine characterized by being in the range of A rotation axis;
A runner coupled to the rotating shaft;
An energy recovery device connected to the rotating shaft and recovering fluid energy of a swirling flow that has flowed out of the runner during water turbine operation ;
The runner is a Francis runner, when the reference effective head is H _nor (m), the ratio of the inlet diameter D ₁ and outlet diameter D _e of the runner in the hydraulic machine center position
D ₁ / D _e ≦ 0.38 + 0.0216 × H _nor ^0.625
A turbine or pump turbine characterized by being in the range of The turbine or pump turbine according to claim 1 or 2, wherein the swirl flow has a swirl velocity component in the same direction as the rotation of the runner . A rotation axis;
A runner coupled to the rotating shaft;
An energy recovery device that is coupled to the rotating shaft and recovers fluid energy of a swirling flow that flows out of the runner during water turbine operation, and controls a suction flow that flows into the runner during pump operation ;
The runner is a Francis-type runner. When the maximum head is H (m), the maximum pumping amount at the maximum head H (m) is Q (m ³ / s), and the rotation speed is n (rpm),

The coefficient k = nQ ^1/2 of the pump specific speed n _sq defined by is k ≧ 3600
A turbine or pump turbine characterized by being in the range of 5. The water turbine or pump turbine according to claim 1, wherein the energy recovery device includes an axial flow type or diagonal flow type movable blade that rotates together with the runner in conjunction with the rotation shaft . In water turbine or pump turbine,
A rotation axis;
A first impeller coupled to the rotating shaft;
A second impeller coupled to the rotating shaft via a torque transmission device and into which a flow out of the first impeller flows;
When the torque generated by the second impeller is in the same direction as the torque generated by the first impeller, the torque transmission device transmits the torque generated by the second impeller to the rotating shaft. If the torque generated by the second impeller is in the opposite direction to the torque generated by the first impeller, the torque generated by the second impeller is not transmitted to the rotating shaft. Characterized by pump or pump turbine.

Images