WO2014061479A1 - 水力機械 - Google Patents

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guide vane
vane
stay
blade surface
flow path
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翔 原田
貞男 黒澤
秀之 川尻
篤人 西本
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株式会社 東芝
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F03B—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS
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    • F03B3/02—Machines or engines of reaction type; Parts or details peculiar thereto with radial flow at high-pressure side and axial flow at low-pressure side of rotors, e.g. Francis turbines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03B—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS
    • F03B3/00—Machines or engines of reaction type; Parts or details peculiar thereto
    • F03B3/10—Machines or engines of reaction type; Parts or details peculiar thereto characterised by having means for functioning alternatively as pumps or turbines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
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    • F03B3/125—Rotors for radial flow at high-pressure side and axial flow at low-pressure side, e.g. for Francis-type turbines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03B—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS
    • F03B3/00—Machines or engines of reaction type; Parts or details peculiar thereto
    • F03B3/16—Stators
    • F03B3/18—Stator blades; Guide conduits or vanes, e.g. adjustable
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/20—Hydro energy

Definitions

  • the embodiment of the present invention relates to a hydraulic machine.
  • FIG. 10 shows an example of the configuration of the Francis type turbine.
  • the Francis turbine is arranged inside the casing 502, a plurality of stay vanes 510 arranged in the circumferential direction in the casing 502, and inside each stay vane 510, with the rotation shaft 523 as the center.
  • a guide vane 520 that rotates.
  • a stationary blade row channel 531 (see FIG. 11) is defined between the stay vane 510 and the guide vane 520, and the runner 503 is rotated by flowing water flowing in the stationary blade row channel 531.
  • a turbine main shaft 504 is connected to the runner 503, and a generator (not shown) is driven through the water turbine main shaft 504.
  • flowing water from the casing 502 flows in a stationary blade row channel 531 defined between a stay vane 510 and a guide vane 520 on the inner peripheral side thereof, and then the flowing water Flows into the rotatable runner 503 and rotates the runner 503. Due to the rotation of the runner 503, a generator (not shown) is rotationally driven via the turbine main shaft 504. The flowing water flowing out of the runner 503 is guided to a water discharge channel (not shown) through the suction pipe 505.
  • the Francis type turbine when configured as a pump turbine, when operating as a pump, the flowing water flowing from the suction pipe 505 passes through the runner 503, and the stationary blade row flow between the stay vane 510 and the guide vane 520. It flows through the channel 531 and flows out from the casing 502 to the outside.
  • FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing the stay vane 510 and the guide vane 520 in a cross section perpendicular to the rotation shaft 523 of the guide vane 520 of FIG.
  • the plurality of stay vanes 510 and the plurality of guide vanes 520 are arranged side by side in the circumferential direction.
  • the guide vane 520 adjusts the guide vane opening degree by rotating about the rotation shaft 523, and changes the flow rate of the flowing water between the adjacent guide vanes 520.
  • the guide vane 520 has an outer shape defined by a pressure side blade surface 521 and a suction side blade surface 522, and is the largest inner circle that is the largest of the inscribed circles that contact both the pressure side blade surface 521 and the suction side blade surface 522.
  • the center point O1 of the tangent circle 524m is located on the inlet side of the guide vane 520.
  • the problem to be solved by the present invention is to reduce the hydraulic loss in the flow path defined between the stay vane and the guide vane by arranging the maximum inscribed circle of the guide vane at the optimum position.
  • the hydraulic machine according to the embodiment is arranged side by side in the circumferential direction, each of which has a plurality of stay vanes each having an exit end point, and is arranged inside each stay vane, and has a pressure side blade surface and a suction side blade surface, and rotates.
  • a guide vane that rotates about an axis.
  • the exit end points of each stay vane are in contact with a common reference circle, and each guide vane has a camber line formed by connecting the centers of the inscribed circles in contact with both the pressure side blade surface and the suction side blade surface.
  • the guide vane When each guide vane takes the maximum opening, the guide vane is inscribed at the intersection of the straight line drawn to the shortest distance between the outlet end point of the stay vane and the suction side blade surface of the corresponding guide vane and the camber line.
  • the center point of the largest inscribed circle having the largest diameter among the circles is located on the outlet side of the guide vane.
  • the hydraulic machine according to the embodiment has a plurality of stay vanes arranged side by side in the circumferential direction, and is arranged inside each stay vane, and has a pressure side blade surface and a suction side blade surface, with the rotation axis as a center.
  • Each guide vane has a camber line formed by connecting the centers of the inscribed circles in contact with both the pressure side blade surface and the suction side blade surface.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating an example of a configuration of a hydraulic machine according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a schematic enlarged view showing the stay vane and the guide vane in an enlarged manner in a cross section perpendicular to the rotation axis of the guide vane shown in FIG.
  • FIG. 3 is a diagram corresponding to FIG. 2 and illustrating the geometric relationship between the stay vane and the guide vane.
  • FIG. 4 is a schematic enlarged view showing an enlarged stay vane and guide vane as a comparative example, and is a view omitting a rotation axis of the guide vane.
  • FIG. 5 (a) is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 2 showing the stay vane and the guide vane in an enlarged manner, and showing the guide vane with its pivot shaft omitted
  • FIG. 5 (b) showing the guide vane.
  • It is a graph which shows the flow velocity of the flowing water in the predetermined position on the centerline of a flow path in the state which takes maximum opening.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the guide vane opening and the pressure loss in the flow path defined between the stay vane and the guide vane.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the guide vane opening and the turbine efficiency.
  • FIG. 8A is an enlarged view of the guide vane corresponding to FIG. 2, in which the rotation axis of the guide vane is omitted
  • FIG. 8B is the largest guide vane.
  • FIG. 10 is a schematic diagram illustrating an example of the configuration of the hydraulic machine.
  • FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing the stay vane and the guide vane in a cross section perpendicular to the rotation axis of the guide vane shown in FIG.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating an example of a configuration of a hydraulic machine according to an embodiment
  • FIG. 2 is an enlarged view of a stay vane and a guide vane in a cross section perpendicular to the rotation axis of the guide vane illustrated in FIG. It is a schematic enlarged view shown.
  • the hydraulic machine 1 is configured as a Francis type turbine, for example.
  • the hydraulic machine 1 includes a casing 2, a plurality of stay vanes 10 arranged in the circumferential direction in the casing 2, and an inner side of each stay vane 10, and a rotation shaft 23 is the center. And a rotating guide vane 20.
  • a stationary blade row flow path 31 (hereinafter referred to as a flow path 31) is defined between the stay vane 10 and the guide vane 20, and the runner 3 is rotated by running water guided in the flow path 31.
  • a water turbine main shaft 4 is connected to the runner 3, and a generator (not shown) is driven through the water turbine main shaft 4.
  • each component constituting the hydraulic machine 1 will be described.
  • the stay vane 10 will be described.
  • the plurality of stay vanes 10 are arranged in the circumferential direction in the casing 2 as described above, and each stay vane 10 is fixed to the casing 2.
  • Each stay vane 10 has a pressure side blade surface 13 located on the guide vane 20 side and a negative pressure side blade surface 14 located on the opposite side of the pressure side blade surface 13.
  • the outlet end point 11 refers to a point where the pressure side blade surface 13 of the stay vane 10 first comes into contact with the reference circle 12 common on the flow path 531 side.
  • the stay vane 10 is provided to rectify and guide the flowing water to the runner 3.
  • the flowing water from the casing 2 flows through the stationary blade row flow path 31 defined between the stay vane 10 and the guide vane 20 on the inner peripheral side, and enters the runner 3.
  • the flowing water rotates the runner 3.
  • the generator (not shown) is rotationally driven by the rotation of the runner 3 through the water turbine main shaft 4, and the flowing water flowing out from the runner 3 is guided to the water discharge channel (not shown) through the suction pipe 5.
  • the guide vane 20 adjusts the guide vane opening degree by rotating about the rotation shaft 23, and changes the flow rate of the flowing water between the adjacent guide vanes 20. Thereby, the flow rate of the flowing water flowing into the runner 3 arranged on the outlet side of the guide vane 20 is adjusted, and the output of the generator is adjusted. For example, the output of the generator can be increased by increasing the guide vane opening and increasing the flow rate of the flowing water flowing into the runner 3.
  • the largest guide vane opening is referred to as the maximum opening and refers to the rated maximum opening at which the flow rate of the flow path defined between adjacent guide vanes 20 is maximum.
  • the maximum opening degree of the guide vane 20 is the opening degree of the guide vane 20 when the flow rate of the flow path defined between the guide vane 20 adjacent to the adjacent guide vane 20 becomes the maximum among the guide vane opening degrees in the water turbine operation.
  • the maximum opening degree is predetermined for each hydraulic machine 1 to be designed.
  • each guide vane 20 is defined by the pressure side blade surface 21 and the suction side blade surface 22.
  • An inscribed circle 24 in contact with both the pressure side blade surface 21 and the suction side blade surface 22 is defined, and the maximum inscribed circle having the maximum diameter among the inscribed circles 24 is 24 m.
  • a line connecting the centers of the inscribed circles 24 that are in contact with both the pressure side blade surface 21 and the negative pressure side blade surface 22 is referred to as a camber line 25.
  • FIG. 3 corresponds to FIG. 2 and is a schematic enlarged view for further explaining the geometric relationship between the stay vane 10 and the guide vane 20.
  • an arbitrary straight line 34 perpendicular to the center line 33 of the flow path 31 defined between the stay vane 10 and the guide vane 20 is drawn in a cross section perpendicular to the axial direction of the rotating shaft 23.
  • the intersection points where the straight line 34 intersects the stay vane 10 and the guide vane 20 are defined as 35 and 36, respectively. In this case, it is preferable that the distance between the two intersections 35 and 36 is continuously increased from the most upstream end 37 to the most downstream end 38 of the center line 33 of the flow path 31.
  • FIG. 4 shows an enlarged view of a stay vane 510 and a guide vane 520 in the hydraulic machine.
  • a stay vane 510 and a guide vane 520 correspond to the stay vane 510 and the guide vane 520 of the hydraulic machine shown in FIG.
  • the rotation shaft 523 of the guide vane 520 is not shown.
  • the position of the maximum inscribed circle 524m of the guide vane 520 is different from the position of the maximum inscribed circle 24m of the guide vane 20 shown in FIG. 3, but the guide shown in FIG.
  • the center point O1 of the maximum inscribed circle 524m having the maximum diameter among the inscribed circles 524 of the guide vane 520 with respect to the intersection 532 between the straight line 539 and the camber line 525 is the guide vane 20 shown in FIG. Unlike the case, the guide vane 520 is located on the inlet side. As shown in FIG. 4, in a cross section perpendicular to the axial direction of the rotation shaft 523, an arbitrary straight line 534 perpendicular to the center line 533 of the flow path 531 is drawn, and the straight line 534 corresponds to the stay vane 510 and the guide vane 520. Let 535 and 536 be the intersections that intersect each other.
  • the distance between the two intersections 535 and 536 shown in FIG. 4 differs from the guide vane 20 shown in FIG. 2 from the most upstream end 537 to the most downstream end 538 of the center line 533 of the flow path 531.
  • an intersection where a straight line passing through the center point O1 of the maximum inscribed circle 524m of the guide vane 20 intersects the center line 533 is 541.
  • the distance between the two intersections 535 and 536 gradually decreases from the most upstream end 537 of the center line 533 of the flow path 531 toward the intersection 541 and gradually increases from the intersection 541 toward the most downstream end 538. To go.
  • FIG. 5A is a diagram corresponding to FIG. 2 showing the stay vane 10 and the guide vane 20 in an enlarged manner
  • FIG. 5B shows the flow when the guide vane 20 takes the maximum opening
  • 3 is a graph showing the flow velocity of a flow (running water) at a predetermined position on a center line 33 of a path 31. As shown in FIG.
  • the distance from the most upstream ends 37, 537 to the most downstream ends 38, 538 of the center lines 33, 533 of the flow paths 31, 531 is X
  • the center lines of the flow paths 31, 531 The distance from the most upstream ends 37 and 537 on 33 and 533 to the predetermined point P is set to x.
  • the horizontal axis of the graph shown in FIG. 5B indicates the dimensionless distance x / X
  • the vertical axis of the graph indicates the flow velocity (m / s) at the point P when the guide vane 20 takes the maximum opening. ).
  • x 1 is a center point of the maximum inscribed circle 524m of the guide vane 520 shown in FIG.
  • the flow path 531 defined between the stay vane 510 and the guide vane 520 becomes extremely narrow near the maximum inscribed circle 524m. This is because the flow velocity in the flow path 531 locally increases in the vicinity of the maximum inscribed circle 524 m. As a result, in the case where the guide vane 520 shown in FIG. Loss occurs greatly.
  • FIG. 6 the horizontal axis represents the guide vane opening a (mm), and the vertical axis represents the pressure loss ⁇ Hsg / flow path 31, 531 defined between the stay vanes 10, 510 and the guide vanes 20, 520. H is shown.
  • FIG. 7 shows the guide vane opening a (mm) on the horizontal axis and the turbine efficiency ⁇ T (%) on the vertical axis.
  • FIG. 8A is an enlarged view of the guide vane 20 corresponding to FIG. 2, and FIG. 8B shows the maximum inscribed state of the guide vane 20 when the guide vane 20 takes the maximum opening.
  • 4 is a graph showing the relationship between the position of a circle 24m and the head loss near the exit end point 27 of the guide vane 20; As shown in FIG. 8A, the distance from the midpoint 26 of the camber line 25 of the guide vane 20 to the center point O of the maximum inscribed circle 24m is set to l, and the camber line 25 from the midpoint 26 of the camber line 25 is shown.
  • the guide vane 20 of the present embodiment preferably has a structure that satisfies the relationship of 0 ⁇ 0l ⁇ 0.6L.
  • the positional relationship between the stay vane 10 and the guide vane 20 can be arbitrarily changed according to the capacity of the generator and the usage environment.
  • FIGS. 9A and 9B show an example of a change in the positional relationship between the stay vane 10 and the guide vane 20.
  • the rotation shaft 23 of the guide vane 20 is moved in the circumferential direction along the pitch circle 29 (clockwise in the illustrated example) and is brought closer to the stay vane 10.
  • the outlet end point 11 of the stay vane 10 is moved in the circumferential direction along the reference circle 12 (counterclockwise in the illustrated example) and is brought close to the guide vane 20.
  • an arbitrary straight line 34 orthogonal to the center line 33 of the flow path 31 is connected to the stay vane 10 and the guide vane 20.
  • An example in which the distance between the two intersections 35 and 36 continuously increases from the most upstream end 37 to the most downstream end 38 of the center line 33 of the flow path 31 when the intersections 35 and 36 are respectively intersected. showed that.
  • the present invention is not limited to such an example.
  • intersections 35 and 36 are points where an arbitrary straight line 34 perpendicular to the center line 33 of the flow path 31 intersects the stay vane 10 and the guide vane 20, respectively.
  • the distance between the two intersections 35 and 36 may be continuously decreased from the most upstream end 37 to the most downstream end 38 of the center line 33 of the flow path 31.
  • the embodiment is an example, and the scope of the invention is not limited thereto.

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Abstract

　水力機械１は、周方向に並べて配置された複数のステーベーン１０と、各ステーベーン１０の内側に配置され回動可能なガイドベーン２０と、を備えている。各ステーベーン１０の出口端点１１は、共通する基準円１２に接している。各ガイドベーン２０は、圧力側翼面２１と負圧側翼面２２とを含み、これらの両方に接する内接円２４の中心を結んでなるキャンバーライン２５を有する。各ガイドベーン２０が最大開度を取るとき、ステーベーン１０の出口端点１１と対応するガイドベーン２０の負圧側翼面２２との最短距離に引いた直線と、キャンバーライン２５との交点３２に対し、ガイドベーン２０の内接円２４のうち最大径となる最大内接円２４ｍの中心点Ｏが、ガイドベーン２０の出口側に位置する。

Description

水力機械
　本発明の実施の形態は、水力機械に関する。
　水力を利用して発電を行う水力機械として、例えばフランシス形水車が知られている。図１０に、フランシス形水車の構成の一例を示す。図１０に示すように、フランシス形水車は、ケーシング５０２と、ケーシング５０２内に、周方向に並べて配置された複数のステーベーン５１０と、各ステーベーン５１０の内側に配置され、回動軸５２３を中心として回動するガイドベーン５２０とを備えている。また、ステーベーン５１０とガイドベーン５２０との間に静止翼列流路５３１（図１１参照）が画定され、この静止翼列流路５３１内を流れる流水によってランナ５０３が回転する。また、ランナ５０３には、水車主軸５０４が接続されており、当該水車主軸５０４を介して発電機（不図示）が駆動されるようになっている。
　フランシス形水車が発電機として作動する際には、ケーシング５０２からの流水が、その内周側のステーベーン５１０とガイドベーン５２０との間に画定される静止翼列流路５３１内を流れ、その後流水は回転自在なランナ５０３へ流入して、このランナ５０３を回転させる。ランナ５０３の回転によって、水車主軸５０４を介して発電機（不図示）が回転駆動される。ランナ５０３から流出する流水は、吸出管５０５を経て放水路（不図示）へ案内されていく。
　一方、フランシス形水車がポンプ水車として構成されている場合、ポンプとして作動させる際には、吸出管５０５から流入した流水がランナ５０３を通り、ステーベーン５１０とガイドベーン５２０との間の静止翼列流路５３１を流れ、ケーシング５０２から外部に流出する。
　次に、図１１を参照して、ステーベーン５１０及びガイドベーン５２０について更に詳述する。図１１は、図１０のガイドベーン５２０の回動軸５２３に垂直な断面における、ステーベーン５１０及びガイドベーン５２０を示す概略断面図である。図１１に示すように、複数のステーベーン５１０及び複数のガイドベーン５２０は、それぞれ、周方向に並べて配置される。ガイドベーン５２０は、回動軸５２３を中心として回動することによりガイドベーン開度を調節して、隣接するガイドベーン５２０との間を流れる流水の流量を変化させる。これにより、ガイドベーン５２０の出口側に配置されるランナ５０３へ流入する流水の流量が調整されて、発電機の出力が調整される。このガイドベーン５２０は、圧力側翼面５２１と負圧側翼面５２２とにより外形を規定されており、圧力側翼面５２１と負圧側翼面５２２との両方に接する内接円のうち最大となる最大内接円５２４ｍの中心点Ｏ１が、ガイドベーン５２０の入口側に位置している。
特開平１０－１８４５２３号公報 特開平３－２６７５８３号公報 特開２００３－９０２７９号公報 特開２００７－１１３５５４号公報
　発電機の出力を大きくするためには、ガイドベーン開度を大きくして、ランナ５０３へ流入する流水の流量を大きくする必要がある。しかしながら、上述した水力機械では、最大内接円５２４ｍの中心点Ｏ１がガイドベーン５２０の入口側に位置しているため、ガイドベーン開度を大きくすると、ステーベーン５１０とガイドベーン５２０との間で画定される静止翼列流路５３１が最大内接円５２４ｍ付近で極端に狭まってしまう。このため、最大内接円５２４ｍ付近において、静止翼列流路５３１内の流水の流速が局所的に増大し、流水とステーベーン５１０及びガイドベーン５２０との間の摩擦損失が大きく発生したり、静止翼列流路５３１内の流れの剥離や渦による水力損失が発生してしまう、という問題があった。
　本発明が解決しようとする課題は、ガイドベーンの最大内接円を最適な位置に配置して、ステーベーンとガイドベーンとの間で画定される流路における水力損失を低減させることである。
　実施の形態に係る水力機械は、周方向に並べて配置され、各々が出口端点を有する複数のステーベーンと、各ステーベーンの内側に配置され、圧力側翼面と負圧側翼面とを有し、回動軸を中心として回動するガイドベーンと、を備える。各ステーベーンの出口端点は、共通する基準円に接するようになっており、各ガイドベーンは、前記圧力側翼面と前記負圧側翼面の両方に接する内接円の中心を結んでなるキャンバーラインを有する。各ガイドベーンが最大開度を取るとき、ステーベーンの出口端点と対応するガイドベーンの負圧側翼面との最短距離に引いた直線と、前記キャンバーラインとの交点に対し、前記ガイドベーンの内接円のうち最大径となる最大内接円の中心点が、前記ガイドベーンの出口側に位置する。
　あるいは、実施の形態に係る水力機械は、周方向に並べて配置される複数のステーベーンと、各ステーベーンの内側に配置され、圧力側翼面と負圧側翼面とを有し、回動軸を中心として回動するガイドベーンと、を備える。各ガイドベーンは、前記圧力側翼面と前記負圧側翼面の両方に接する内接円の中心を結んでなるキャンバーラインを有する。各ガイドベーンの前記キャンバーラインの中点から前記最大内接円の中心点までの距離をｌとし、前記キャンバーラインの中点から当該キャンバーラインの出口側の端点までの距離をＬとした場合、０≦ ｌ ≦０．６Ｌの関係を満たす。
図１は、一実施の形態による水力機械の構成の一例を示す概略図である。 図２は、図１に示すガイドベーンの回動軸に垂直な断面における、ステーベーン及びガイドベーンを拡大して示す概略拡大図である。 図３は、図２に対応する図であって、ステーベーンとガイドベーンとの幾何学的関係を説明するための図である。 図４は、比較例としてのステーベーン及びガイドベーンを拡大して示す概略拡大図であって、ガイドベーンの回動軸を省略して示す図である。 図５（ａ）は、ステーベーン及びガイドベーンを拡大して示す図２に対応する図であって、ガイドベーンの回動軸を省略して示す図であり、図５（ｂ）は、ガイドベーンが最大開度を取る状態において、流路の中心線上の所定の位置における流水の流速を示すグラフである。 図６は、ガイドベーン開度と、ステーベーンとガイドベーンとの間に画定される流路での圧力損失と、の関係を示すグラフである。 図７は、ガイドベーン開度と水車効率との関係を示すグラフである。 図８（ａ）は、ガイドベーンを拡大して示す図２に対応する図であって、ガイドベーンの回動軸を省略して示す図であり、図８（ｂ）は、ガイドベーンが最大開度を取る状態において、ガイドベーンの最大内接円の位置と、ガイドベーンの出口側端点付近での水頭損失との関係を示すグラフである。 図９（ａ）は、図２に対応する図であって、ステーベーンとガイドベーンとの位置関係の変更例の一例を示す概略図であり、図９（ｂ）は、図２に対応する図であって、ステーベーンとガイドベーンとの位置関係の変更例の他の例を示す概略図であって、ガイドベーンの回動軸を省略して示す図である。 図１０は、水力機械の構成の一例を示す概略図である。 図１１は、図１０に示すガイドベーンの回動軸に垂直な断面における、ステーベーン及びガイドベーンを示す概略断面図である。
　以下、図面を参照して、一実施の形態について説明する。図１は、一実施の形態による水力機械の構成の一例を示す概略図であり、図２は、図１に示すガイドベーンの回動軸に垂直な断面における、ステーベーン及びガイドベーンを拡大して示す概略拡大図である。
　本実施の形態による水力機械１は、例えばフランシス形水車として構成される。図１に示すように、水力機械１は、ケーシング２と、当該ケーシング２内に、周方向に並べて配置された複数のステーベーン１０と、各ステーベーン１０の内側に配置され、回動軸２３を中心として回動するガイドベーン２０とを備えている。また、ステーベーン１０とガイドベーン２０との間に静止翼列流路３１（以下、流路３１とする）が画定され、この流路３１内を案内された流水によってランナ３が回転される。ランナ３には、水車主軸４が接続されており、当該水車主軸４を介して発電機（不図示）が駆動されるようになっている。
　次に、水力機械１を構成する各構成要素について説明する。先ず、ステーベーン１０について説明する。図２に示すように、複数のステーベーン１０は、上述のようにケーシング２内に周方向に並べて配置されており、各ステーベーン１０は、ケーシング２に固定されている。また、各ステーベーン１０は、ガイドベーン２０側に位置する圧力側翼面１３と、当該圧力側翼面１３と反対側に位置する負圧側翼面１４とを有しており、各ステーベーン１０の出口部には、共通する基準円１２に接する出口端点１１が規定されている。本明細書において、出口端点１１とは、ステーベーン１０の圧力側翼面１３が、流路５３１側で共通する基準円１２に最初に接する地点のことを指す。ここで、ステーベーン１０は、ランナ３に流水を整流して導くために設けられている。
　次に、ガイドベーン２０について説明する。図２に示すように、ケーシング２内であって、各ステーベーン１０の内側に複数のガイドベーン２０が周方向に並べて配置されている。各ガイドベーン２０は、回動軸２３を中心として回動自在に設けられ、各ガイドベーン２０の回動軸２３は、共通するピッチサークル２９上に位置している。各ガイドベーン２０の回動軸２３が位置するピッチサークル２９は、基準円１２と同心に配置され、当該基準円１２よりも小径になっている。各ガイドベーン２０は、ランナ３側に位置する圧力側翼面２１と、ステーベーン１０側に位置する負圧側翼面２２と、を有している。本実施の形態では、１つのステーベーン１０に対して、その内側に１つのガイドベーン２０が対応するように配置されている。ここで、各ガイドベーン２０は、ランナ３に流入する流水の流量を調整するためのものである。
　このような水力機械１の構成によれば、ケーシング２からの流水が、その内周側のステーベーン１０とガイドベーン２０との間に画定される静止翼列流路３１を流れ、ランナ３へと流入し、この流水が当該ランナ３を回転させる。そして、ランナ３の回転によって、水車主軸４を介して発電機（不図示）が回転駆動され、ランナ３から流出する流水は、吸出管５を経て放水路（不図示）へ案内されていく。
　ここでガイドベーン２０について更に詳述する。ガイドベーン２０は、回動軸２３を中心として回動することによりガイドベーン開度を調節して、隣接するガイドベーン２０との間を流れる流水の流量を変化させる。このことにより、ガイドベーン２０の出口側に配置されるランナ３へ流入する流水の流量が調整されて、発電機の出力が調整される。例えば、ガイドベーン開度を大きくしてランナ３へ流入する流水の流量を大きくすることによって、発電機の出力を大きくすることができる。最も大きいガイドベーン開度は、最大開度と呼ばれ、隣接するガイドベーン２０との間に規定される流路の流量が最大となる定格最大開度を指す。すなわち、ガイドベーン２０の最大開度とは、水車運用上のガイドベーン開度のうち、隣接するガイドベーン２０との間に規定される流路の流量が最大となる際のガイドベーン２０の開度をいい、対象となる水力機械１毎にその最大開度が設計上予め定められている。
　次に、ステーベーン１０とガイドベーン２０との幾何学的関係について説明する。上述したように、各ガイドベーン２０は、圧力側翼面２１と負圧側翼面２２とにより外形が規定されている。この圧力側翼面２１と負圧側翼面２２の両方に接する内接円２４を規定し、この内接円２４のうち最大径となる最大内接円を２４ｍとする。また、圧力側翼面２１と負圧側翼面２２の両方に接する内接円２４の中心を結んでなる線を、キャンバーライン２５とする。
　図２に示すように、各ガイドベーン２０が最大開度を取る状態において、ステーベーン１０の出口端点１１から対応するガイドベーン２０の負圧側翼面２２に最短距離となる直線３９を引き、当該直線３９とキャンバーライン２５との交点を３２とする。本実施の形態では、この直線３９とキャンバーライン２５との交点３２に対し、ガイドベーン２０の内接円２４のうち最大径となる最大内接円２４ｍの中心点Ｏが、ガイドベーン２０の出口側に位置するようになっている。このような形態によれば、各ガイドベーン２０が最大開度を取る際、ステーベーン１０とガイドベーン２０との間で画定される流路３１が、最大内接円２４ｍによって極端に狭められることはない。このため、最大内接円２４ｍによって、流路３１内の流水の流速が局所的に増大させられることを防止することができ、流水とステーベーン１０及びガイドベーン２０との間の摩擦損失を低減すると共に、流路３１内の流れの剥離や渦による水力損失の発生を効果的に抑制することができる。
　図３は、図２に対応する図であって、ステーベーン１０とガイドベーン２０との幾何学的関係を更に説明するための概略拡大図である。図３に示すように、回動軸２３の軸方向に垂直な断面において、ステーベーン１０とガイドベーン２０との間に画成される流路３１の中心線３３に直交する任意の直線３４を引き、当該直線３４がステーベーン１０及びガイドベーン２０とそれぞれ交わる交点を３５及び３６とする。この場合、この２つの交点３５、３６間の距離が、当該流路３１の中心線３３の最上流端３７から最下流端３８に向かって連続的に増大するようになっていることが好ましい。
　ここで、流路３１の中心線３３の最上流端３７とは、回動軸２３の軸方向に垂直な断面において、流路３１の中心線３３に直交する任意の直線３４のうち、ガイドベーン２０の最上流側の端点３７ａを通る直線が流路３１の中心線３３と交わる交点３７のことを指す（図３参照）。一方、流路３１の中心線３３の最下流端３８とは、回動軸２３の軸方向に垂直な断面において、流路３１の中心線３３に直交する任意の直線３４のうち、ステーベーン１０の出口端点１１を通る直線が流路３１の中心線３３と交わる交点３８のことを指す（図３参照）。このような形態によれば、各ガイドベーン２０が最大開度を取る状態において、ステーベーン１０とガイドベーン２０との間で画定される流路３１を流れる流水の流量が、当該流路３１の中心線３３の最上流端３７から最下流端３８に向かって連続的に増大していく。それに伴い、流路３１を流れる流水の流速も、当該流路３１の中心線３３の最上流端３７から最下流端３８に向かって連続的に減少していくため、局所的に流速が増大したり減少したりすることはない。このため、流路３１での流れの剥離や渦による水力損失の発生を更に効果的に抑制することができる。
　次に、比較例として、図４に、水力機械におけるステーベーン５１０及びガイドベーン５２０を拡大して示す。なお、図４において、ステーベーン５１０及びガイドベーン５２０は、図１０に示す水力機械のステーベーン５１０及びガイドベーン５２０に対応している。また、図４において、ガイドベーン５２０の回動軸５２３の図示を省略している。図４に示すように、ガイドベーン５２０の最大内接円５２４ｍの位置が、図３に示すガイドベーン２０の最大内接円２４ｍの位置と異なるように配置されているが、図４に示すガイドベーン５２０のその他の構成及びステーベーン５１０の構成は、図３に示すガイドベーン２０の構成及びステーベーン１０の構成と略同一である。図４に示すように、各ガイドベーン５２０が最大開度を取る状態において、ステーベーン５１０の出口端点５１１から対応するガイドベーン５２０の負圧側翼面５２２に最短距離となる直線５３９を引き、当該直線５３９とキャンバーライン５２５との交点を５３２とする。このとき、この直線５３９とキャンバーライン５２５との交点５３２に対し、ガイドベーン５２０の内接円５２４のうち最大径となる最大内接円５２４ｍの中心点Ｏ１は、図２に示すガイドベーン２０の場合と異なり、ガイドベーン５２０の入口側に位置するようになっている。また、図４に示すように、回動軸５２３の軸方向に垂直な断面において、当該流路５３１の中心線５３３に直交する任意の直線５３４を引き、当該直線５３４がステーベーン５１０及びガイドベーン５２０とそれぞれ交わる交点を５３５及び５３６とする。この場合、図４に示す２つの交点５３５、５３６間の距離は、図２に示すガイドベーン２０の場合と異なり、当該流路５３１の中心線５３３の最上流端５３７から最下流端５３８に向かって連続的に増大はしていない。具体的には、流路５３１の中心線５３３に直交する任意の直線５３４のうち、ガイドベーン２０の最大内接円５２４ｍの中心点Ｏ１を通る直線が中心線５３３と交わる交点を５４１とすると、２つの交点５３５、５３６間の距離は、流路５３１の中心線５３３の最上流端５３７から交点５４１に向かって徐々に減少していき、交点５４１から最下流端５３８に向かって徐々に増大していく。
　次に、図５（ａ）（ｂ）を参照して、図２に示すガイドベーン２０を適用した場合と、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合と、の流速の相違について検討する。ここで、図５（ａ）は、ステーベーン１０及びガイドベーン２０を拡大して示す図２に対応する図であり、図５（ｂ）は、ガイドベーン２０が最大開度を取る状態において、流路３１の中心線３３上の所定の位置における流れ（流水）の流速を示すグラフである。図５（ａ）に示すように、流路３１、５３１の中心線３３、５３３の最上流端３７、５３７から最下流端３８、５３８までの距離をＸとし、流路３１、５３１の中心線３３、５３３上の最上流端３７、５３７から所定の点Ｐまでの距離をｘとする。また、図５（ｂ）に示すグラフの横軸に無次元距離ｘ／Ｘを示し、グラフの縦軸にガイドベーン２０が最大開度を取った場合の点Ｐにおける流れの流速（ｍ／ｓ）を示す。図５（ｂ）において、ｘ１は、中心線３３、５３３上の所定の点Ｐを通り中心線５３３に直交する直線５３４が、図４に示すガイドベーン５２０の最大内接円５２４ｍの中心点Ｏ１を通る場合におけるｘの値を示している。図５（ｂ）に示すグラフから理解されるように、図２に示すガイドベーン２０を適用した場合の方が、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合よりも、流れの流速の増加が抑制される。このため、流速に応じて大きくなる流路での摩擦損失も同様に抑制される。とりわけ、ｘ＝ｘ１となる位置付近において、図２に示すガイドベーン２０と、図４に示すガイドベーン５２０との間で流速の差が顕著となる。これは、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合、前述したように、ステーベーン５１０とガイドベーン５２０との間で画定される流路５３１が最大内接円５２４ｍ付近で極端に狭くなるため、最大内接円５２４ｍ付近において、流路５３１での流速が局所的に増大することによる。この結果、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合の方が、流水とステーベーン５１０及びガイドベーン５２０との間の摩擦損失が大きく発生したり、流路５３１での流れの剥離や渦による水力損失が大きく発生したりする。
　次に、図６及び図７を参照して、図２に示すガイドベーン２０を適用した場合と図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合における圧力損失の相違について検討する。ここで、図６は、横軸にガイドベーン開度ａ（ｍｍ）、縦軸にステーベーン１０、５１０とガイドベーン２０、５２０との間に画定される流路３１、５３１での圧力損失ΔHｓｇ／Hを示している。また、図７は、横軸にガイドベーン開度ａ（ｍｍ）、縦軸に水車効率ηＴ（％）を示している。図６から理解されるように、ガイドベーン開度ａを大きくした大出力側において、図２に示すガイドベーン２０を適用した場合の方が、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合に比べて、静止翼列流路３１での損失ΔHｓｇ／Hを抑制することができる。このため、図７に示すように、ガイドベーン開度ａを大きくした大出力側において、図２に示すガイドベーン２０を適用した場合の方が、図４に示すガイドベーン５２０を適用した場合に比べて、運転範囲内での落差における水車効率ηＴが高くなっている。
　次に、本実施の形態のガイドベーン２０の最大内接円２４ｍの配置について、図８（ａ）（ｂ）を参照して検討する。図８（ａ）は、ガイドベーン２０を拡大して示す図２に対応する図であり、図８（ｂ）は、ガイドベーン２０が最大開度を取る状態において、ガイドベーン２０の最大内接円２４ｍの位置と、ガイドベーン２０の出口側端点２７付近での水頭損失との関係を示すグラフである。図８（ａ）に示すように、ガイドベーン２０のキャンバーライン２５の中点２６から最大内接円２４ｍの中心点Ｏまでの距離をｌとし、キャンバーライン２５の中点２６から当該キャンバーライン２５の出口側の端点２７までの距離をＬとする。ここで、キャンバーライン２５の中点２６とは、キャンバーライン２５の全長の長さのうちの中央の点をいう。図８（ｂ）のグラフは、横軸に、距離ｌを示し、縦軸に、ガイドベーン２０の出口側端点２７付近での水頭損失を示している。図８（ｂ）に示すように、ｌ＞０．６Ｌになると、ガイドベーン２０の最大内接円２４ｍ近傍の最大肉厚位置から出口側端点２７にかけての曲率が大きくなるため、ガイドベーン２０の出口側端点２７の下流に大きな後流が発生してしまい、ガイドベーン２０の出口側での水頭損失が大きくなってしまう。すなわち、本実施の形態のガイドベーン２０は、０≦ ｌ ≦０．６Ｌの関係を満たす構造をもつことが好ましい。
　以上のように、本実施の形態によれば、各ガイドベーン２０が最大開度を取る状態において、ステーベーン１０とガイドベーン２０との間で画定される流路３１が、最大内接円２４ｍによって極端に狭められることはない。このため、最大内接円２４ｍによって、流路３１内の流水の流速が局所的に増大させられることを防止することができ、流水とステーベーン１０及びガイドベーン２０との間の摩擦損失を低減すると共に、流路３１内の流れの剥離や渦による水力損失の発生を効果的に抑制することができる。
　なお、上述した実施の形態において、ステーベーン１０とガイドベーン２０との位置関係は、発電機の容量や使用環境に応じて、任意に変更可能である。
　図９（ａ）（ｂ）に、ステーベーン１０とガイドベーン２０との位置関係の変更例の一例を示す。図９（ａ）に示す例では、ガイドベーン２０の回動軸２３が、ピッチサークル２９に沿って周方向に移動され（図示する例では時計回り）、ステーベーン１０に近づけられている。図９（ｂ）に示す例では、ステーベーン１０の出口端点１１が、基準円１２に沿って周方向に移動され（図示する例では反時計回り）、ガイドベーン２０に近づけられている。図９（ａ）に示すガイドベーン２０及び図９（ｂ）に示すガイドベーン２０は、双方とも図２に示す場合と比較して、直線３９とキャンバーライン２５との交点３２がガイドベーン２０の入口側に位置している。また、図９（ａ）（ｂ）に示すように、ガイドベーン２０の最大内接円２４ｍの中心点Ｏは、交点３２よりもガイドベーン２０の出口側に位置している。このような図９（ａ）（ｂ）に示す変更例によっても、直線３９とキャンバーライン２５との交点３２に対し、ガイドベーン２０の内接円２４のうち最大径となる最大内接円２４ｍの中心点Ｏが、ガイドベーン２０の出口側に位置するようになっているため、本実施の形態と同様な作用効果を得ることができる。
　上述した実施の形態では、図３に示すように、回動軸２３の軸方向に垂直な断面において、当該流路３１の中心線３３に直交する任意の直線３４がステーベーン１０及びガイドベーン２０とそれぞれ交わる交点を３５及び３６とした場合、この２つの交点３５、３６間の距離が、当該流路３１の中心線３３の最上流端３７から最下流端３８に向かって連続的に増大する例を示した。しかしながら、本発明はこのような例に限定されない。他の例として、回動軸２３の軸方向に垂直な断面において、当該流路３１の中心線３３に直交する任意の直線３４がステーベーン１０及びガイドベーン２０とそれぞれ交わる交点を３５及び３６とした場合、この２つの交点３５、３６間の距離を、当該流路３１の中心線３３の最上流端３７から最下流端３８に向かって連続的に減少するようにしてもよい。このような形態によれば、各ガイドベーン２０が最大開度を取った場合においては、流速が局所的に増大することなく、摩擦損失や流れの剥離や渦による水力損失の増加を抑制することが可能となる。
　なお、実施の形態は例示であり、発明の範囲はそれに限定されない。
１…水力機械、２…ケーシング、３…ランナ、４…水車主軸、５…吸出管、１０…ステーベーン、１１…出口端点、１２…基準円、１３…圧力側翼面、１４…負圧側翼面、２０…ガイドベーン、２１…圧力側翼面、２２…負圧側翼面、２３…回動軸、２４…内接円、２４ｍ…最大内接円、２５…キャンバーライン、２６…中点、２７…端点、２９…ピッチサークル、３１…流路、３２…交点、３３…中心線、３４…直線、３５…交点、３６…交点、３７…最上流端、３８…最下流端、５０２…ケーシング、５０３…ランナ、５０４…水車主軸、５０５…吸出管、５０６…基準円、５１０…ステーベーン、５１１…出口端点、５２０…ガイドベーン、５２１…圧力側翼面、５２２…負圧側翼面、５２３… 　　 回動軸、５２４…内接円、５２４ｍ…最大内接円、５２５…キャンバーライン、５３１…流路、５３２…交点、５３３…中心線、５４１…交点

Claims (5)

  1. 　周方向に並べて配置され、各々が出口端点を有する複数のステーベーンと、
    　各ステーベーンの内側に配置され、圧力側翼面と負圧側翼面とを有し、回動軸を中心として回動するガイドベーンと、を備え、
    　各ステーベーンの出口端点は、共通する基準円に接するようになっており、
    　各ガイドベーンは、前記圧力側翼面と前記負圧側翼面の両方に接する内接円の中心を結んでなるキャンバーラインを有し、
    　各ガイドベーンが最大開度を取るとき、ステーベーンの出口端点と対応するガイドベーンの負圧側翼面との最短距離に引いた直線と、前記キャンバーラインとの交点に対し、前記ガイドベーンの内接円のうち最大径となる最大内接円の中心点が、前記ガイドベーンの出口側に位置する
    ことを特徴とする水力機械。
  2. 　前記ガイドベーンと前記ステーベーンとの間で流路が画定され、
    　当該流路を前記回動軸の軸方向に垂直な断面でみたとき、当該流路の中心線に直交する任意の直線が前記ガイドベーン及び前記ステーベーンとそれぞれ交わって規定される２つの交点間の距離が、当該流路の中心線の最上流端から最下流端に向かって連続的に増大するようになっている
    ことを特徴とする請求項１に記載の水力機械。
  3. 　前記ガイドベーンと前記ステーベーンとの間で流路が画定され、
    　当該流路を前記回動軸の軸方向に垂直な断面でみたとき、当該流路の中心線に直交する任意の直線が前記ガイドベーン及び前記ステーベーンとそれぞれ交わって規定される２つの交点間の距離が、当該流路の中心線の最上流端から最下流端に向かって連続的に減少するようになっている
    ことを特徴とする請求項１に記載の水力機械。
  4. 　各ガイドベーンの前記キャンバーラインの中点から前記最大内接円の中心点までの距離をｌとし、前記キャンバーラインの中点から当該キャンバーラインの出口側の端点までの距離をＬとした場合、０≦ ｌ ≦０．６Ｌの関係を満たす
    ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか一項に記載の水力機械。
  5. 　周方向に並べて配置される複数のステーベーンと、
    　各ステーベーンの内側に配置され、圧力側翼面と負圧側翼面とを有し、回動軸を中心として回動するガイドベーンと、を備え、
    　各ガイドベーンは、前記圧力側翼面と前記負圧側翼面の両方に接する内接円の中心を結んでなるキャンバーラインを有し、
    　各ガイドベーンの前記キャンバーラインの中点から前記最大内接円の中心点までの距離をｌとし、前記キャンバーラインの中点から当該キャンバーラインの出口側の端点までの距離をＬとした場合、０≦ ｌ ≦０．６Ｌの関係を満たす
    ことを特徴とする水力機械。
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