フローティングノズルを有する波力発電用ラジアルタービン
フローティングノズルを有する波力発電用ラジアルタービン
金野敏郎*1，長田至弘*1
高尾学*2，瀬戸口俊明*3

Radial Turbine with Floating Nozzle for Wave Energy Conversion
Toshio KONNO*4, Yoshihiro NAGATA,Manabu TAKAO and Toshiaki SETOGUCHI*4

Toyo Technology Inc.
1-2-31 Nakahara, Isogo-ku, Yokohama-shi, Kanagawa, 235-0036 JapanThe objective of this study is to propose a new radial flow turbine for wave energy conversion
and to clarify its performance by model testing under steady flow condition. The proposed radialturbine has a rotor blade row for uni-directional airflow and two guide vane rows. The guide vanerows are named ‘floating nozzle’ in the study. The guide vane rows slide in an axial direction andwork as nozzle in the turbine alternately for bi-directional airflow, so as to rectify bi-directional
airflow and to make uni-directional airflow. The radial flow turbine with a diameter of 500mm has
been manufactured and investigated experimentally under steady flow condition generated by a windtunnel using a piston/cylinder system with a diameter of 1.4m. The turbine characteristics undersinusoidal flow conditions have been estimated by use of quasi-steady analysis. As a result, it has
been found in the study that the peak efficiency of the proposed radial turbine is approximately 58%
under steady flow conditions. Further, the effect of rotor blade profile and nozzle setting angle on
the turbine performance was investigated and clarified in the study.
Key Words : Fluid Machinery, Natural Energy, Radial Turbine, Wave Energy Conversion
1. まえがき
波力発電用タービンの現在の主流は，ウエルズター
ビン(1),(2)など無弁式の空気タービンである．しかし，これらのタービンは往復気流中で常に同一方向に回転できるように，幾何形状をロータの回転中心面に対し対称にしなければならず，一般にエネルギー変換効率は在来のタービンに比べて低い．
一方，整流装置を有する波力発電用タービンについては，整流弁を用いる形式が一般的であり，弁機構の保守にやや不安があるが在来のタービンが利用できる利点がある．また，海洋波の波高が小さい場合にウエルズタービンより実績があることから，波高が比較的小さい海域における波力発電装置の開発のため，このの最適化に関する研究も実施されている(4)．さらに，東北電力の水弁集約式波力発電装置(5)では 3 次元形状を有する軸流式反動型タービンが使用されている．しかし，これらのタービンはいずれも軸流式であり，整流装置を有するラジアルタービンの開発は現在まで行われていない．
本稿では，著者らが提案した新しい整流装置（これをフローティングノズルと呼ぶことにする）を有する波力発電用ラジアルタービンについて，その作動原理を述べるとともに，3 種類のロータ翼型に対して定常流を用いたタービン性能試験を実施し，その結果を示す．また，準定常解析手法により非定常流中におけるタービン性能を予測する．

流弁方式を採用した代表的な波力発電装置としては，2. フローティングノズルを有する波力発電用ラジアルタービンの作動原理

1965 年に開発された航路標識用ブイ(3)があり，現在も図 1 および図 2 は，それぞれ本研究で対象とするフ国内外で使用されている．この空気タービンには軸流ローティングノズルを有する波力発電用ラジアルター式衝動型タービンが使用され，最近ではこの翼列形状ビンの外観と作動原理を示す．このタービンは，上側*1と下側の 2 つのノズル翼列からなるフローティングノ方式によるタービンの研究や提案がなされている．整東陽設計工業株式会社（〒235-0036 神奈川県横浜市磯子区中原 1 丁目 2 番 31 号）*2
松江工業高等専門学校 機械工学科*3
佐賀大学 海洋エネルギー研究センター
E-mail: t-konno@tysk.co.jp

ズルと 1 つのロータ翼列で構成される．波とともに空気室内の振動水柱（OWC: Oscillating Water Column）がAtmosphereNozzleRotor

Upper nozzle row
Floating nozzle
deviceLower stopper
Shaft
Airflow

Air chamber

Fig. 1 Radial turbine with floating nozzle device

Oscillating Water Column(OWC)

下降する吸込み時｛図 2(a)｝においては，フローティ(a) Inhalation

ングノズルも下降し，下側ストッパの位置で静止する。

Atmosphere

そして，空気が大気から上側ノズルに向かって流れ，ロータを経て，最終的に空気室に流入する．一方，振動水柱が上昇する吐出し時｛図 2(b)｝の場合，フローティングノズルも上昇し，上側ストッパの位置で静止

Upper stopper

Floating nozzle
deviceLower nozzle row

する．
そして，空気は空気室から下側ノズルに流入し，ロータを通過したのち大気に放出される．吸込み時，吐出し時ともに空気は常にロータの外側から内側に流Air chamber

入するため，ロータは常に同一方向に回転し，タービンが効率的に作動する．
なお，吐出し時{図 2(b)}においてフローティングノOWC

ズルがその自重により所期の挙動を示さず往復気流を整流できない可能性があるが，波の上下運動を模擬で(b) Exhalation

きる波浪タンクによる実証試験において，その挙動に及ぼす自重の影響はほとんどないことが確認されていFig. 2 Outline of radial turbine with floating nozzle deviceる(6)。
3. 実験装置と方法

1237実験装置の概要を図 3 に示す．
実験方法は，
文献(2)，89(4)と同じである．すなわち，直径 1.4m，長さ 1.7m の円筒シリンダ内でコンピュータ制御によりボールネジを回転させてピストンを駆動する往復気流発生風洞に10タービン試験装置を接続し，定常流を発生させ，タービンの回転数を一定に保って実験を行った．実験に際しては，タービン角速度ω（≤168rad/s），空気流量 Q411（≤0.320m3/s），案内羽根を含むタービン前後の全圧差∆p および出力トルク To を測定した．

6125

供試ロータの詳細を図 4 および図 5 に示す．本研究のロータ翼型としては図 4 に示す 3 種類を採用し，本研究では図(a)から(c)の翼型をそれぞれ S 型，N 型，K型と呼ぶことにする．ここで，S 型は波力発電用整流弁方式型衝動タービン(4)と同様の翼型である．供試ロータの仕様は，全ての翼型に対して高さ h：30mm，

PC

1 Wind tunnel
2 Piston
3 Ball-screw
4 Servomotor
5 D/A converter
6 Servo-packPC

7 Settling chamber
8 Radial turbine
9 Torque transducer
10 Servomotor-genereator
11 Pressure transducer
12 A/D converter

Fig. 3 Test apparatus

R3845.

uide Vane

R263R250

R0.5R200otor(a) Blade S
Fig. 5 Configuration of turbineの対称翼で，平均半径：263mm，枚数：36，平均半径における弦節比：1.07 である．本研究では，タービン性能に及ぼすノズル設定角θの影響を調べるため，103°≤ θ ≤ 115°の範囲で実験を行った．
なお，本研究では研究の第一段階として定常流でのタービン性能を明らかするため，1 つのノズル翼列のみを使用し，それを固定して実験を行った．
(b) Blade N

4. 実験結果と考察
定常流におけるタービン特性を，次式で定義するトルク係数 CT，入力係数 CA，効率ηと流量係数φの関係により評価する．
CT = To/{ρ(vr2+UR2)ARrR/2}(1)

CA = ∆pQ/{ρ(vr2+UR2)ARvR/2}(c) Blade K=∆p/{ρ(vr2+UR2)/2}(2)

η = Toω/(∆pQ) = CT/(CAφ)(3)

φ = vR/UR(4)Fig. 4 Tested rotor blade
ここに，AR，vR，URは，それぞれロータがない場合のTable 1 Specifications of rotor blade
Blade
Chord lengthSetting angle α °S5530N6056.5
K8058.5

rRにおける流路面積（=2πrRh），気流の半径方向速度

平均半径 rR：225mm，枚数：23 である．また，弦長おル設定角θの影響を表す．図 6(a)，7(a)，8(a)より，トよび取付角α｛図 5 参照｝を表 1 に示す．

ルク係数 CT は翼型に関係なくθの増加とともに減少すと，rRにおけるロータ周速度である．
図 6 から図 8 は，3 種類のロータ翼型について，タービン特性に及ぼすノズル設定角θ の影響を示す．また図 9 は，各翼型について最高効率ηpeak に及ぼすノズ

供試案内羽根は，図5 に示されるように弦長49.3mm，最ることがわかる．これは，ロータ入口における絶対流大厚み 6mm，前縁半径：3mm，後縁半径：0.5mm

入速度の旋回方向成分がθの増加とともに減少するた

20

105
107
109
111
113
115

128105
107
109
111
113
115

124840-4

θ = 103 deg

16CT

16CT

20

θ = 103 deg

00

0.4

0.8

1.2

1.6

2-4

φ

040
20

1.62105
107
109
111
113
115

60
40

0

0

0.4

0.8

φ

1.2

1.6

20(b) Input coefficient
0.6

0.1

0.1

000.8

φ

1.2

1.6

θ = 103 deg
105
107
109
111
113
115

0.3
0.2

0.4

1.2

0.4

0.2

0

φ0.5

η0.3

0.80.6105107109111
113
115

0.40.4(b) Input coefficientθ = 103 deg

0.5η220020(c) Efficiency
Fig. 61.6

θ = 103 deg

80

CACA

100

105
107
109
111
113
115

60

1.2(a) Torque coefficientθ = 103 deg

80

0.8

φ(a) Torque coefficient
100

0.4

Effect of nozzle setting angle on turbine

0.40.8φ1.2

1.62(c) Efficiency
Fig. 7

Effect of nozzle setting angle on turbine

characteristics under steady flow conditions (Blade S)

characteristics under steady flow conditions (Blade N)

めと思われる。一方，図 6(b)，7(b)，8(b)より，CT 値とともに増加し，S 型はθ=107°で 0.571，N 型と K 型は同様に入力係数 CA についてもθの増加とともに減少す閉状態（θ=96.6°）に近づき，タービン前後の差圧が大θ=109°のときそれぞれ 0.578，0.585 で最大値となり，それらより大きなθではηpaek は減少している．また，
ηpaek における流量係数はθとともに増加し，さらにθがきくなるためと思われる．一方，図 6(c)，7(c)，8(c)お大きいほうが流量係数が高い領域においては比較的高よび図 9 に示す各翼型のη-φ特性において，ηpeak はθとい効率を示している．これらの特性は，CT-φ，CA-φ曲ることがわかる．これは，θが小さいほどノズルの全20

θ = 103 deg

1280.55

η peak

16CT0.6105
107109111
113115

4Blade S
Blade N
Blade K

0.450-40.500.40.8

1.2

1.620.4100105

110

φ115120θ deg(a) Torque coefficient100

under steady conditions

105107109111
113
11580

CA

Fig. 9 Effect of nozzle setting angle on peak efficiency

θ = 103 deg

60

るタービン特性のみでは翼型の評価は困難である．次章では，本章で得られたタービン特性を用いた準定常解析手法(2)によりタービンの起動および作動特性を求40め，その結果から翼型の性能評価を行う．

20

5. 非定常流における非定常流におけるタービン特性におけるタービン特性

000.40.8

φ

1.2

1.6

2における波力発電用空気タービンの性能は準定常解析(b) Input coefficient
0.6で得られた結果（図 6～図 8）を準定常的に用いて，非1051071091111131150.4η

手法(2)によって予測可能と考えられる．そこで，実験θ = 103 deg

0.50.3海洋の波の運動は比較的変化が遅い現象であり，無次元周波数は 10-3 と非常に小さいことから，非定常流定常流中におけるタービンの作動特性と起動特性の数値シミュレーションを行った．
本解析では式(5)のような周期的往復流を仮定し，周期および往復気流の最大速度をそれぞれ T=10[s]，0.2

VR=8.9[m/s]とする．

0.1vR = VRSin(2πt/T)

00

0.4

0.8

φ1.2

1.62(c) Efficiency
Fig. 8(5)Effect of nozzle setting angle on turbine

characteristics under steady flow conditions (Blade K)

ここで，t は時間である．タービンの作動特性は，次式で計算される波の1周期における平均効率ηm と流量係数Φとの関係より評価する．
1Tηm = 

線および式(3)に起因する．また上述の通りηpaek は K 型が最も大きいが，流量係数の高い領域においては S 型の効率が 3 種類の翼型の中で最も大きく，不規則波でT

1T∫ T ωdt   T ∫ ∆pQdt 0

Φ=VR/URo(6)0(7)

タービンが作動する実際の海洋ではこの翼型が有利であると予想される．しかしながら，実際の波力発電用タービンは往復気流中で作動するため，定常流におけタービンの起動特性は，次式で与えられる回転軸まわりのロータの運動方程式を初期値問題として，ルン

0.6

2500

θ =107° 109°

0.5
2000

θ = 103 deg

0.3
0.2

107°
1500
*

105107109111113115ω

η0.4111°

1000

115°

113°

0.1
500

000.30.6

Φ

0.91.21.50012(a) Blade S

3t*

456(a) Blade S

0.63500

θ =107° 109°0.53000

θ = 103 deg

0.2

2500
2000
*105
107
109111
113
115

0.3

ω

η

0.4

113°

111°

115°

1500

0.1
1000

000.3

0.6

Φ

0.9

1.2

500

1.5

00

123t(b) Blade N

456*(b) Blade N

0.6
3000

0.5

θ =107° 109°2500

θ = 103 deg

0.2
0.1

2000

*

105
107109
111
113
115

0.3

ω

η0.4

1500

111°

113°

115°

1000

0500

00.30.6

Φ

0.9

1.2

1.5
00123t(c) Blade K

56(c) Blade K

Fig. 10 Effect of nozzle setting angle on mean efficiency
under sinusoidal flow conditions

4*

Fig. 11

Effect of nozzle setting angle on starting

characteristics under sinusoidal flow conditions
ゲ・クッタ・ギル法で解くことにより得られるタービンの挙動によって評価した．
Idω+ TL = Todtの結果を利用して無次元角速度ω∗（=Τω）と無次元時間 t*（=t/T）の関係を求めた．なお，本研究では全ての(8)ここで，I：ロータの慣性モーメント，TL：負荷トルクである．本解析では，無負荷状態(TL=0)とし，図 9(a)翼型についてロータの慣性モーメントを I=0.0828kgm2として計算した．
図 10 はタービンの作動特性に及ぼす翼型とノズル設定角θの影響である．定常流での実験結果と同様に

全ての翼型において最高効率はθともに増加する．そ本研究では，著者らが提案したフローティングノズ

して，S 型はθ=107°で 0.524，N 型はθ=109°で 0.533，Kルを有する波力発電用ラジアルタービンの性能試験を

型はθ=111°で 0.540 と，それぞれ最大値となり，それ実施し，研究の第一段階として 1 つのノズル翼列のみ

らより大きなθでは最高効率はθの増加とともに減少を使用した場合の定常流におけるタービン性能を明らしている．これより，最高効率は K 型が最も大きいこかにした．また，実験で得られたタービン特性を用いとがわかるが，一方で流量係数が高い領域では S 型のた準定常解析手法により，タービンの作動特性および効率が高く，不規則波が生じる実際の海洋では S 型が起動特性に及ぼす翼型とロータ設定角の影響を求めた．

最も有利であると推測される．

その結果，本研究で実験した範囲では，フローティ

図 11 はタービンの起動特性に及ぼす翼型とノズル設

ングノズルを有する波力発電用ラジアルタービンに好定角θの影響である．ここで，流量係数が高い領域で比適な翼型は S 型｛図 4 参照｝であり，ノズル設定角θ較的高い効率を示しているθ≥107°の結果のみ示してい｛図 5 参照｝は 109°程度が望ましい．

る．図より，全ての翼型，ノズル設定角において短時間で起動し，回転数は準定常の無拘束状態に到達している．また，θの増加とともに準定常の無拘束回転数は

文 献(1)減少しているが，これはその回転数が CT-φ曲線の CT=0 となるφ値に依存するためである．一方，S 型の場合が最(2)も回転数が低く，タービンの低速化の観点より S 型が(3)最も好適な翼型と考えられる．
上記の結果より，フローティングノズルを有する波力発電用ラジアルタービンに好適な翼型は S 型であり，またノズル設定角θは，幅広い流量係数の範囲で比較(4)

的効率が高い 109°程度が好適であると考えられる．
6. まとめ(5)(6)

井上雅弘・ほか 2 名, “ウェルズタービンに関する研究（第 2 報，定常性能試験によるロータ形状の選定）”,
機論, 50-459, B(1984), 2599-2605.
瀬戸口俊明・ほか 5 名, “波力発電用諸タービンの性能比較”, 機論, 65-634, B(1999), 2063-2070.
勝原光治郎・ほか 3 名, “灯標用波浪発電装置におけるエアータービンの特性－衝動型・ウェルズ型・サボニウス型－”, 第 2 回波浪エネルギー利用シンポジ
ウム講演論文集, 海洋科学技術センター, (1987),83-91.
前田英昭・ほか 4 名, “波力発電用整流弁方式型衝動タービンに関する研究”, 機論, 66(646), B (2000),1421-1427.
小宮俊夫, “水弁集約式波力発電システムの開発”,
三井造船技報, 160, (1997), 17-19.
http://www.tysk.co.jp/turbine.html

8