(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸と、
前記回転軸に連結されたランナと、
前記回転軸に連結され、水車運転時に前記ランナから流出した旋回流れの流体エネルギーを回収するエネルギー回収装置とを備え、
前記ランナはフランシス形ランナであり、基準有効落差がＨnor （ｍ）、この基準有効落差Ｈnor （ｍ）での最大出力がＰnor （ｋＷ）、回転速度がｎ（ｒｐｍ）であるときに、
【数１】
0003898311.tif 000006
で定義される水車比速度ｎspが
ｎsp≧４１６４／Ｈnor 0.625 
の範囲にあることを特徴とする水車またはポンプ水車。
【請求項２】
回転軸と、
前記回転軸に連結されたランナと、
前記回転軸に連結され、水車運転時に前記ランナから流出した旋回流れの流体エネルギーを回収するエネルギー回収装置とを備え、
前記ランナはフランシス形ランナであり、基準有効落差がＨnor （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Ｄ1 と出口径Ｄe との比が
Ｄ1 ／Ｄe ≦０．３８＋０．０２１６×Ｈnor 0.625 
の範囲にあることを特徴とする水車またはポンプ水車。
【請求項３】
前記旋回流れは前記ランナの回転と同一方向の旋回速度成分を有することを特徴とする請求項１または２に記載の水車またはポンプ水車。
【請求項４】
回転軸と、
前記回転軸に連結されたランナと、
前記回転軸に連結され、水車運転時に前記ランナから流出した旋回流れの流体エネルギーを回収するとともに、ポンプ運転時に前記ランナへ流入する吸込み流れを制御するエネルギー回収装置とを備え、
前記ランナはフランシス形ランナであり、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２】
0003898311.tif 000007
で定義されるポンプ比速度ｎsqの係数ｋ＝ｎＱ1/2 が
ｋ≧３６００
の範囲にあることを特徴とする水車またはポンプ水車。
【請求項５】
前記エネルギー回収装置は前記回転軸に連動して前記ランナとともに回転する軸流形または斜流形の可動羽根からなることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の水車またはポンプ水車。
【請求項６】
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ポンプまたはポンプ水車。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は水力発電所等に設置され水力エネルギーを電気エネルギーに変換する水力機械（水車またはポンプ水車）に係り、とりわけエネルギー変換効率を向上させるとともに機械の小形化、低振動化および低騒音化により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水力機械に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１３は従来のフランシス形ランナを有する水力機械を示す図である。図１３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。
【０００３】
また、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（図１４参照）、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、フランシス形ランナ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。
【０００４】
図１３および図１４に示す水力機械においては、水車運転時に、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（図１４の符号Ｇ参照）、これによりフランシス形ランナ２はＴ方向に回転する。これに対しポンプ運転時には、フランシス形ランナ２は水車運転時とは反対方向に回転し、これにより吸出し管５からケーシング４へ向かって揚水がなされる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来のフランシス形ランナを有する水力機械では、水車運転時に落差または流量が変化して部分負荷運転または過負荷運転になると、エネルギー変換効率が著しく低下するとともに、吸出し管５の水圧脈動の増大等により機器の振動および騒音が増大して運転保守の悪化および運転範囲の制限を招くという問題がある。
【０００６】
このような問題点を解消するための従来の方法としては例えば、吸出し管の上部にランナからの旋回流れを抑制するための付帯部品を設けたり（特開昭５７−１０８４６８号公報および実開昭５７−７８７７７号公報参照）、吸出し管の上部に給気するもの（特開昭５８−７２６７６号公報参照）等があり、これにより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っている。
【０００７】
しかしながら、このような従来の方法はいずれも対症療法的なものであり、上述した問題点を根本的に解消するものではない。すなわち、従来の方法はいずれも、最高効率点から外れた運転状態においてランナ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吸出し管の上部にて減殺または抑制し、これにより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ものに過ぎず、原因となる旋回速度成分自体を除去するものではない。このため、個々の条件および状況等によりその効果が異なり、またエネルギー変換効率を向上させることも難しい。
【０００８】
なお、部分負荷運転時における部分負荷特性が良好な水力機械としては従来から、図１５に示すような、可動羽根６ｃからなるプロペラ形ランナ６を有する水力機械（カプラン水車）が知られている。図１５に示すように、従来のカプラン水車は、複数枚の可動羽根６ｃからなるプロペラ形ランナ６を備え、負荷に応じて各可動羽根６ｃの角度を変えることができるので、羽根が固定されたフランシス形ランナを有する水力機械よりも部分負荷運転時における部分負荷特性を向上させることが可能である。なお図１５に示すカプラン水車については、図１３および図１４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。
【０００９】
しかしながら、従来のカプラン水車では、羽根が動くことから強度が劣り、また羽根可動機構の構造上の問題から羽根の可動範囲が制約されるので、適用落差範囲に制限があり、このためフランシス形ランナを有する水力機械のように高落差の運転には使用することができないという問題がある。
【００１０】
本発明はこのような点を考慮してなされたものであり、水力機械のランナ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することにより、エネルギー変換効率を向上させるとともに、吸出し管の水圧脈動の原因を除去することで機器の振動および騒音を低減して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、経済的で信頼性の高い水力機械を提供することを目的とする。
【００１１】
また本発明は、部分負荷特性が良好なカプラン水車を改良して高落差の運転でも使用できるようにした水力機械を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明の第１の特徴は、水車またはポンプ水車であって、回転軸と、前記回転軸に連結されたランナと、前記回転軸に連結され、水車運転時に前記ランナから流出した旋回流れの流体エネルギーを回収するエネルギー回収装置とを備える。
【００１３】
ここで、前記ランナをフランシス形ランナとして、基準有効落差がＨnor （ｍ）、この基準有効落差Ｈnor （ｍ）での最大出力がＰnor （ｋＷ）、回転速度がｎ（ｒｐｍ）であるときに、
【数３】
0003898311.tif 000002
で定義される水車比速度ｎspを、
ｎsp≧４１６４／Ｈnor 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Ｈnor （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Ｄ1 と出口径Ｄe との比を
Ｄ1 ／Ｄe ≦０．３８＋０．０２１６×Ｈnor 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（ｍ3 ／ｓ）、回転速度がｎ（ｒｐｍ）であるときに、
【数４】
0003898311.tif 000003
で定義されるポンプ比速度ｎsqの係数ｋ＝ｎＱ1/2 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・ηh ・Ｈ＝ｕ1 ・ｖu1−ｕ2 ・ｖu2        …  （１）
ここで、ｇは重力加速度、ηh は水車効率、Ｈは有効落差、ｕはランナの周速度、ｖu 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−ηh                        …  （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ｖu2＝０）であることを意味している。この状態はｎ／Ｈ1/2 ＝一定の下で水車効率ηh 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ｖu2はｖu2＝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Ｄωとランナの出口径Ｄe との比Ｄω／Ｄe についての幾つかの特性曲線を図１６（ａ）に示すが、この比Ｄω／Ｄe 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Ｄω／Ｄe 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ｖu2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ｖu2との積で決定されるため、ｖu2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Θi  ，Θu の和として次式（６）のように表される。
（ｈ／Ｈ）R ＝ΘR ＝Θi ＋Θu              …  （６）
【００３３】
上式（６）において、Θi はランナの羽根まわりの損失率、Θu 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Θi 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Θu が急増するがΘi の変化は少ないことが見出された。ここで、Θi 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、Θu 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Θu 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、Ｈmax およびＨmin 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Ｈnor （ｍ）、この基準有効落差がＨnor （ｍ）での最大出力をＰnor （ｋＷ）、回転速度をｎ（ｒｐｍ）とすると、
【数５】
0003898311.tif 000004
で定義される水車比速度ｎsp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。ｎsp＝ｎ×Ｑであるから、水車比速度ｎsp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、
ｎsp＝３４７０／Ｈnor 0.625              …  （７）
であるから、上式（７）の１．２倍に相当する式として、
ｎsp＝４１６４／Ｈnor 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ｎsp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ｎsp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Ｄe との比Ｄ1 ／Ｄe 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 ／Ｄe ＝０．４＋９４．５／ｎsp        …  （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 ／Ｄe 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Ｄi とフランシス形ランナ２の出口径Ｄe との比Ｄi ／Ｄe 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Ｄe を約５％増大させる必要がある。従って、Ｄ1 ／Ｄe 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 ／Ｄe ＝０．９５×（０．４＋９４．５／（４１６４／Ｈnor 0.625 ））
＝０．３８＋０．０２１６×Ｈnor 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】
0003898311.tif 000005
で定義されるポンプ比速度ｎsqの係数ｋ＝ｎＱ1/2 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Ｒ2d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ｖu2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ｖu2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ｖu2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Ｒ2d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 ・ｖu2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Ｒ2d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Ｒ2d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ｖu2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Ｑmax （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Ｑmax より大きいところにあり、最大流量Ｑmax 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、Ｑmax 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
【図１】
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【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】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
0003898311.tif 000023
【図１７】
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