(57)【要約】【課題】水力機械の過負荷運転時においても性能低下を抑制できる水力機械の曲がり吸出し管を提供する。【解決手段】実施形態の水力機械の曲がり吸出し管は、水力機械のランナベーン１１と下流の放水路とを連結しランナベーン出口に接続された曲がり部１４と、曲がり部１４に繋がり水平方向を向き下流側に向けて断面積が増大する拡大部１５とを有する。吸出し管曲がり部内側における最下点１９が、水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点１６ａを含む断面よりも拡大部１５側に存在する。また、吸出し管曲がり部内側の曲線形状について、曲がり部入口断面１３を０度とし、吸出し管流路内最下点１６ａのうち最も水力機械の回転軸に近い点を含む断面を９０度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って４０度以上５０度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部２０を有する。【選択図】図３
2011117465.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
流水の位置エネルギーを回転エネルギーに変換する水力機械のランナベーンと下流の放水路とを連結し前記ランナベーン出口に接続された曲がり部と、前記曲がり部に繋がり水平方向を向き下流側に向けて断面積が増大する拡大部とを有する水車機械の曲がり吸出し管において、
吸出し管曲がり部内側における最下点が、水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点を含む断面よりも前記拡大部側に存在し、
前記吸出し管曲がり部内側の曲線形状について、曲がり部入口断面を０度とし、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械の回転軸に近い点を含む断面を９０度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って４０度以上５０度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部を有することを特徴とする水力機械の曲がり吸出し管。
【請求項２】
前記曲がり部入口断面からの曲がり部内側直線部と水力機械の中心線の垂線とのなす角度をα、その管路の軸線（中心線）方向に垂直な面で切断して得られる断面の重心点を結ぶことにより得られる吸出し管中心線のうち、前記曲がり部入口断面と前記曲がり部入口断面から５度位置の断面とを結ぶ直線と、水力機械中心線の垂線との角度をβとしたとき、各々の部位において、α＞βであることを特徴とする請求項１記載の水力機械の曲がり吸出し管。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、水力機械の曲がり吸出し管に関する。
【背景技術】
【０００２】
水力機械の曲がり吸出し管は、ランナベーン出口からの流水を放水路へと導き、ランナベーン出口における流水の位置エネルギーを有効に活用すると同時に、流水路を徐々に拡大して流速を減少させつつ整流することにより、ランナベーン出口部での速度エネルギーを効率よく圧力エネルギーへと変換する働きをもつ。
【０００３】
図９は、一般的なフランシス型水車の曲がり吸出し管の概念図である。図９に示すように、ランナベーン１１からの流水は上部ドラフト１２および曲がり部入口断面１３を通過し、曲がり部１４により流れの方向を変えた後に、拡大部１５により流水を減速させて圧力回復を図る。拡大部１５は、水平方向の向きに吸出し管流路内最下点１６から水力機械中心線Ｘ側へ振り上げ角度γで下流側に向けて断面積が増大するように形成されている。以下、吸出し管のある部位をその管路の軸線（中心線Ｓ）方向に垂直な面で切断して得られる断面をその部位における「断面」と呼ぶこととする。図９中のＹは水車機械回転軸線、Ｆは吸出し管深さである。
【０００４】
この拡大部１５の流路断面積が広い場合、拡大部１５近傍より流れを分流するセンタピアを設け、ランナベーンより流水する流れの旋回方向成分を有効に打ち消すとともに、急激な断面積増加を防ぐことによる流れの整流効果を付加させることにより、効率的に圧力回復を図る場合がある。
【０００５】
吸出し管上部のうち少なくとも曲がり部との境界から上流側の所定の範囲における垂直方向断面の断面積が、ランナベーン出口からの距離が大きくなるに従って増加しており、かつ、所定の範囲における垂直方向断面の幅の縦方向幅を一定とし、曲がり部における垂直方向断面の横方向幅を縦方向幅より大きくし、曲がり部における損失を低減するとともに、土木掘削量を低減するようにしたものがある（例えば、特許文献１参照）。
【０００６】
通常、吸出し管は埋設されるため、吸出し管の形状に応じて地面を掘削する必要がある。拡大部１５を水力機械中心線Ｘ側へ振り上げた角度γを有する水力機械の曲がり吸出し管では、土木掘削量が少なくて済む。また、吸出し管深さＦを浅く設計することで土木掘削量を少なくすることもある。吸出し管ライナと基礎コンクリート床部との間の作業空間および掘削量を少なくし、建設工事期間の短縮と相まって建設コストを低く抑えるようにしたものがある（例えば、特許文献２参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開２００１−１４０７４１号公報
【特許文献２】特開２００２−１６８１７１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
しかし、水力機械の曲がり吸出し管においては、高性能を目的として吸出し管深さを深く設計することが多いが、このときは土木掘削量が増大する。吸出し管深さを浅く設計すると、吸出し管による圧力回復を効率的に図ることができず、吸出し管による性能が低下する。
【０００９】
図１０は吸出し管内流れメカニズムの模式図である。図１０に示すように、吸出し管深さを浅くすると、矢印で示す水の流れ方向１７が曲がり部出口近傍において急激に変化するため、曲がり部出口の上面及び拡大部上面近傍において流れの剥離１８が発生する。これにより、ランナベーンの出口部での速度エネルギーを効率よく回収することができず、結果として吸出し管の性能低下を引き起こす。この悪影響は流量の少ない部分負荷運転時に比べ、流量の多い過負荷運転時の性能低下が著しく発生する。
【００１０】
本発明が解決しようとする課題は、水力機械の過負荷運転時においても性能低下を抑制できる水力機械の曲がり吸出し管を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
実施形態の水力機械の曲がり吸出し管は、流水の位置エネルギーを回転エネルギーに変換する水力機械のランナベーンと下流の放水路とを連結し前記ランナベーン出口に接続された曲がり部と、前記曲がり部に繋がり水平方向を向き下流側に向けて断面積が増大する拡大部とを有する。吸出し管曲がり部内側における最下点が、水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点を含む断面よりも前記拡大部側に存在する。
【００１２】
また、前記吸出し管曲がり部内側の曲線形状について、曲がり部入口断面を０度とし、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械の回転軸に近い点を含む断面を９０度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って４０度以上５０度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部を有する。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。
【図２】本発明の第１の実施の形態における曲がり吸出し管の損失の特性図である。
【図３】本発明の第２の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。
【図４】本発明の第２の実施の形態における曲がり吸出し管の損失の特性図である。
【図５】本発明の第３の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。
【図６】本発明の第３の実施の形態における曲がり吸出し管の損失の特性図である。
【図７】本発明の第４の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。
【図８】本発明の第４の実施の形態における曲がり吸出し管の損失の特性図である。
【図９】フランシス型水車の曲がり吸出し管の概念図である。
【図１０】吸出し管内流れメカニズムの模式図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
（第１の実施の形態）
図１は、本発明の第１の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図１では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。上部ドラフト１２の側面はランナベーン出口からの距離が大きくなるに従って増加するように形成されている。また、拡大部１５は、吸出し管流路内最下点１６が水平方向の向きに平坦になるように形成されている。すなわち、吸出し管流路内最下点１６のうち水力機械の回転軸線Ｙに最も近い点１６ａ以降（下流側）は水平方向に平坦である。
【００１５】
一方、吸出し管曲がり部内側では、水力機械中心線Ｘ側へ所定の振り上げ角度で下流側に拡大している。そして、吸出し管曲がり部内側における最下点１９が水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点１６ａを含む断面よりも拡大部１５側に存在するように形成されている。
【００１６】
いま、水力機械回転軸線Ｙから吸出し管流路内最下点１６ａまでの距離をLe、水力機械回転軸線Ｙから吸出し管曲がり部内側における最下点１９までの距離をLeminとしたとき、損失と(Lemin−Le)／Leとの関係を示すと、図２に示す特性が得られる。
【００１７】
図２に示すように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、(Lemin−Le)／Leが０．１０〜０．８５の範囲で小さいことが分かる。そこで、０．１０ ＜ (Lemin−Le)／Le ≦０．８５が成り立つように、吸出し管曲がり部内側における最下点１９の位置を定める。
【００１８】
第１の実施の形態によれば、吸出し管曲がり部内側における最下点１９が吸出し管流路内最下点１６ａよりも拡大部１５側に定義するので、曲がり部内側の曲率がさらに拡大部１５の方向へ伸びる構造になる。従って、吸出し管上面で発生しやすい流れの剥離を抑制し、過負荷運転時の性能低下を抑制することが可能となる。
【００１９】
（第２の実施の形態）
図３は、本発明の第２の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図３では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。この第２の実施の形態は、図１に示した第１の実施の形態に対し、前記曲がり部内側の形状について、上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部２０を有するものである。
【００２０】
図３において、上部ドラフト１２の側面はランナベーン出口からの距離が大きくなるに従って増加するように形成され、拡大部１５は吸出し管流路内最下点１６が水平方向の向きに平坦になるように形成されている。また、吸出し管曲がり部内側では、水力機械中心線Ｘ側へ所定の振り上げ角度で下流側に拡大しており、吸出し管曲がり部内側における最下点１９が水力機械の回転軸に最も近い吸出し管流路内最下点１６ａを含む断面よりも拡大部１５側に存在するように形成されている。
【００２１】
このような曲がり部内側の形状について、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点を含む断面を９０度とする座標系をとったとき、吸出し管曲がり部断面に沿って４０度以上５０度以下の断面まで上部ドラフト部側面の延長線で定義される直線部２０を有した曲がり部形状により構成されている。これは、曲がり部を流れる流水は流れ方向に対して徐々に断面積が拡大されることにより圧力回復を行うが、流路が曲がることで流れの向きが変化し損失が発生するので、その損失を低減するためである。
【００２２】
図４は、曲がり部の０度位置から吸出し管曲がり部内側における最下点１９まで直線形状とした場合の水力機械の曲がり吸出し管の損失の特性図である。図４に示すように、曲がり部の４０度位置から５０度位置以下の範囲で曲がり部内側を直線形状とすることでこの部位での剥離を抑制し損失を低減できることがわかる。なお、曲がり部５０度位置以上まで直線部を有する吸出し管形状は曲がり部内側の曲率が大きくなりすぎてしまうため直線部以降で流れの剥離が発生しやすくなる。
【００２３】
一方、吸出し管の各々の部位において、曲がり部入口断面１３からの曲がり部内側直線部２０と水力機械中心線Ｘの垂線とのなす角度をα、その管路の軸線（中心線Ｓ）方向に垂直な面で切断して得られる断面の重心点を結ぶことにより得られる吸出し管中心線Ｓのうち曲がり部入口断面１３とその曲がり部入口断面１３から５度位置の断面を結ぶ直線と水力機械中心線の垂線の角度をβとしたとき、α＞βと吸出し管形状を定める。これにより、曲がり部内周側だけでなく、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させる。従って、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができ、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することができる。
【００２４】
第２の実施の形態によれば、曲がり部内側の所定の範囲を直線形状とし剥離を抑制して損失を低減するので、過負荷運転時の流れの剥離を抑制することができ、水力機械の曲がり吸出し管の過負荷運転時における性能低下を抑制することが可能となる。曲がり部内周側だけでなく、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやることにより、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができ、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することができる。
【００２５】
（第３の実施の形態）
図５は、本発明の第３の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。図５では水力機械である水車やポンプ水車の図示を省略している。この第３の実施の形態は、第１の実施の形態または第２の実施の形態に対し、曲がり部内側の曲率ρi、曲がり部外側の曲率ρo、曲がり部断面の流路高さHeを所定の関係に保ち、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやることで曲がり部外周側における衝突損失を低減させるようにしたものである。
【００２６】
図５において、曲がり部内側の曲率をρi、曲がり部外側の曲率をρoとし、曲がり部断面の流路高さをHeとする。図６は、水力機械の曲がり吸出し管の損失と(１／ρi＋He)／(１／ρo)との関係を示す特性図である。図６から分かるように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、(１／ρi＋He)／(１／ρo)の１．５〜２．４の範囲で小さいことが分かる。また、この範囲を超える場合で、値が小さい方では衝突損失が大きくなり、値が大きい方では圧力回復率が悪化するので、いずれの場合も損失が大きい。
【００２７】
そこで、１．５≦(１／ρi＋He)／(１／ρo)≦２．４が成り立つように、吸出し管曲がり部の形状を定める。これにより、曲がり部内側形状が直線部以降の各断面においては外周側へ偏った形状となる。
【００２８】
第３の実施の形態によれば、外周側の流れ方向をゆるやかに方向変換させてやるので、曲がり部外周側における衝突損失を低減させることができる。従って、過負荷運転時における水力性能の低下を抑制することが可能となる。
【００２９】
（第４の実施の形態）
図７は本発明の第４の実施の形態に係わる水力機械の曲がり吸出し管の概念図である。この第４の実施の形態は、第１の実施の形態乃至第３の実施の形態のいずれかに対し、曲がり部１４の９０度位置における吸出し管の流路高さHeoが所定の範囲内になるように規定したものである。
【００３０】
吸出し管深さをＦ、曲がり部の９０度位置（吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点１６ａ）における吸出し管の流路高さをHeoとしたとき、Heo／Fが所定の範囲になるように吸出し管の流路高さHeoを定める。
【００３１】
図８は水力機械の曲がり吸出し管の損失とHeo／Fとの関係を示す特性図である。図８から分かるように、水力機械の曲がり吸出し管の損失は、Heo／Fの０．２〜０．３の範囲で小さいことが分かる。
【００３２】
第４の実施の形態によれば、吸出し管流路内最下点のうち最も水力機械回転軸に近い点１６ａ（曲がり部の９０度）位置における吸出し管の流路高さHeoを所定の範囲に規定するので、水力機械の曲がり吸出し管の損失を低減できる。
【００３３】
以上説明した実施形態によれば、水力機械の過負荷運転時においても性能低下を抑制することが可能となる。
【符号の説明】
【００３４】
１１…ランナベーン、１２…上部ドラフト、１３…曲がり部入口断面、１４…曲がり部、１５…拡大部、１６…吸出し管流路内最下点、１７…流れ方向、１８…流れの剥離、１９…吸出し管曲がり部内側最下点、２０…直線部。
【図１】
2011117465.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2011117465.tif 000009
【図８】
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【図９】
2011117465.tif 000011
【図１０】
2011117465.tif 000012