JP2006291865A - Hydraulic machine runner and hydraulic machine - Google Patents

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Kotaro Tezuka
塚 光太郎 手
Toshiaki Suzuki
木 敏 暁 鈴
Yasuyuki Enomoto
本 保 之 榎
Takanori Nakamura
村 高 紀 中
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent the degradation of equipment efficiency and the generation of vibration and noises while suppressing the corrosion on the negative pressure face of an runner blade due to cavitation by suppressing the separation of a water stream from the negative pressure face of the runner blade. <P>SOLUTION: This hydraulic machine runner 10 comprises a rotating shaft 11, a runner crown 12 connected to the rotating shaft 11, a runner band 13 located apart from the runner crown 12, and the plurality of runner blades 20 arranged around the rotating shaft 11 between the runner crown 12 and the runner band 13. Each runner blade 20 has a swollen portion 25 on the negative pressure face 23. The swollen portion 25 is provided near a front end P<SB>a</SB>of the runner blade 20 at the inlet side of a water stream during operating a water turbine. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、水車運転を行う水力機械のランナに関し、とりわけ水流がランナ羽根の負圧面から剥離することを抑制することができるフランシス水車ランナに関する。   The present invention relates to a runner for a hydraulic machine that performs a turbine operation, and more particularly, to a Francis turbine runner that can suppress a water flow from separating from a suction surface of a runner blade.

従来より、回転軸と、この回転軸に連結されたランナクラウンと、ランナクラウンから離間して位置するランナバンドと、ランナクラウンとランナバンドとの間であって回転軸の周りに複数枚配置されたランナ羽根とを備えた、ポンプ運転や水車運転を行う水力機械のランナが知られている。
このような水力機械のランナは、ポンプ運転時には例えば発電電動機により回転駆動されたランナによって、下池から水が吸い上げられて上池に運搬されるようになっている。一方、水車運転時には水力機械のランナは上方から供給される水によって回転駆動力を得て回転し、発電を行うことができるようになっている。 Conventionally, a rotating shaft, a runner crown connected to the rotating shaft, a runner band that is spaced apart from the runner crown, and a plurality of pieces disposed between the runner crown and the runner band and around the rotating shaft. 2. Description of the Related Art A runner for a hydraulic machine that performs pump operation or water turbine operation with a runner blade is also known.
In such a hydraulic machine runner, water is sucked up from the lower pond and transported to the upper pond by, for example, a runner rotated by a generator motor during pump operation. On the other hand, during the operation of the water turbine, the runner of the hydraulic machine is rotated by obtaining a rotational driving force by water supplied from above, and can generate electric power.

上述の水力機械のランナは、常に最高効率点付近の良好な運転条件下で運転されるわけではなく、例えば河川等の流況や電力の需要の大きさによって、当該水力機械に関する落差や流量（出力）が変化する。
ここで、最高効率点から離れた運転条件下で水車運転を行う場合、ランナ羽根における水流の入口側先端において、回転系から見た水流の相対的な向きとランナ羽根の延びる向きとの間にずれが生じたり、ランナ出口において、大きな旋回成分を有する水流が流出したりすることがある。このため、水力機械の運転効率の低下を招くとともに不安定な流動状態に陥りやすくなる。特に流量が小さな部分負荷運転においては、運転条件によってはランナ羽根の入口側先端付近において水流がランナ羽根の表面から剥離してキャビテーションが発生し、機器の振動や騒音、場合によってはランナ羽根の壊食が発生するおそれがある。 The above-mentioned hydraulic machine runners are not always operated under good operating conditions near the maximum efficiency point. For example, depending on the flow conditions of rivers and the magnitude of power demand, the hydraulic machine runners and flow (output) ) Will change.
Here, when water turbine operation is performed under operating conditions away from the highest efficiency point, at the tip of the runner inlet side of the water flow between the relative direction of the water flow as viewed from the rotating system and the direction in which the runner blade extends. Deviation may occur or a water flow having a large swirl component may flow out at the runner outlet. For this reason, the operating efficiency of the hydraulic machine is reduced, and it becomes easy to fall into an unstable flow state. Especially in partial load operation where the flow rate is small, depending on the operating conditions, the water flow is separated from the runner blade surface near the tip of the runner blade and cavitation occurs, resulting in equipment vibration and noise, and in some cases the runner blade breakage. There is a risk of eating.

このようなランナ羽根の入口側先端付近における水流の剥離やキャビテーションを抑制する方法としては、主にポンプ水車のランナにおいて、ランナ羽根の圧力面における水車運転時の水流の入口側先端の近傍に膨らみ部を設ける方法が知られている（例えば、特許文献１参照）。ここで、ランナ羽根の圧力面とは、ランナ羽根における水流を受ける面のことをいう。
このような方法を用いることにより、水車運転の低落差運転時においても回転系から見た水流の相対的な向きとランナ羽根の圧力面の入口先端付近の向きとの間のずれを小さくすることができ、低落差運転時の水流がランナ羽根の圧力面に沿って流れるようになる。 As a method for suppressing such separation and cavitation of the water flow near the tip of the runner blade on the inlet side, mainly in the runner of the pump turbine, the pressure surface of the runner blade swells in the vicinity of the tip of the water flow at the inlet side during turbine operation. A method of providing a portion is known (for example, see Patent Document 1). Here, the pressure surface of the runner blade refers to a surface that receives a water flow in the runner blade.
By using such a method, the deviation between the relative direction of the water flow seen from the rotating system and the direction of the pressure surface of the runner blade near the tip of the inlet can be reduced even during low head operation of the water turbine operation. The water flow at the time of low head operation flows along the pressure surface of the runner blade.

特開平１１−３４３９５５号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-343955

一方、専ら水車運転を行う発電専用のフランシス水車ランナにおいては、発電所の運転要項と、これに合うよう選定された水車の水力特性との関係に起因して、高落差側の部分負荷運転では図１０に示すようなランナ羽根の負圧面における水流の剥離（剥離渦）がより一層問題となる。
最高効率点近傍の運転点では、水流の相対的な向きと、ランナ羽根の延びる向きとはほぼ一致して良好な流れとなるのに対して、高落差側の部分負荷運転では図１０に示すように、相対速度Ｗの向きと羽根の角度にずれが生じ、このずれが大きくなると、水流がランナ羽根５０の入口側先端Ｐａで負圧面５３に沿って回り込むことができなくなって水流の剥離が発生する。なお、図１０において、矢印Ｖは水車運転時の水流の静止系から見た速度（絶対速度）のベクトルを示し、矢印Ｕはランナ羽根５０の入口側先端Ｐａの回転による周速度ベクトルを示している。また、相対速度Ｗが周方向、すなわち周速度とのなす角度を流れ角度β、ランナ羽根の延びる向きと周方向とのなす角度を羽根角度αとする。流れ角度βと羽根角度αとの間のずれによって発生する入口側先端Ｐａ付近での剥離は、ランナ羽根５０の下流側においても再付着せずに大きな剥離となって機器効率を大幅に低下させ、またエネルギーの高いランナ入口部分での水流を巻き込むために大きな騒音や振動を発生させてしまうという問題がある。また、この剥離が渦状となって巻き上がり、その中心部での圧力が低下してキャビテーション状になることもあり、発達すると機器に接触して壊食を生じさせることもある。さらに、剥離が生じない場合においても図１１に示すように、水流がランナ羽根５０の先端部付近を回り込む際にキャビテーションが発生し、ランナ羽根５０の負圧面５３側の表面が壊食されてしまうという問題もある。 On the other hand, in the Francis turbine runner dedicated to power generation, which operates exclusively with water turbines, due to the relationship between the operating requirements of the power plant and the hydraulic characteristics of the turbine selected to meet this, partial load operation on the high head side is not possible. As shown in FIG. 10, the separation (peeling vortex) of the water flow on the suction surface of the runner blade becomes a further problem.
At the operating point near the maximum efficiency point, the relative direction of the water flow and the direction in which the runner blades extend substantially coincide with each other and a good flow is obtained, whereas in the partial load operation on the high head side, it is shown in FIG. as such, deviation occurs in the angular orientation and the blades of the relative velocity W, this deviation is large, the peeling of the water flow can no longer be water from flowing along the negative pressure surface 53 on the inlet side leading end P a runner blade 50 Occurs. In FIG. 10, the arrows V indicate the vector of velocity viewed from the stationary system of the water flow during the water turbine operation (absolute speed), an she arrows U indicates a peripheral velocity vector by the rotation of the inlet-side tip P a runner blade 50 ing. Further, the relative speed W is defined as the circumferential direction, that is, the angle formed between the circumferential speed and the flow angle β, and the angle formed between the extending direction of the runner blades and the circumferential direction is defined as the blade angle α. Peeling at the inlet side near the tip P a caused by misalignment between the flow angle β and the blade angle α is substantially reduced equipment efficiency also a major peeling without reattachment on the downstream side of the runner blades 50 In addition, there is a problem that a large noise or vibration is generated because the water flow at the entrance portion of the runner having high energy is involved. In addition, this peeling may be spiraled and rolled up, and the pressure at the center may be lowered to form a cavitation, and when it develops, it may contact the device and cause erosion. Further, even when no separation occurs, as shown in FIG. 11, cavitation occurs when the water stream goes around the tip of the runner blade 50, and the surface on the negative pressure surface 53 side of the runner blade 50 is eroded. There is also a problem.

本発明は、このような点を考慮してなされたものであって、水流がランナ羽根の負圧面から剥離することを抑制することで機器効率の低下や振動、騒音を防止でき、また、ランナ羽根の負圧面のキャビテーションによる壊食を抑制することができる水力機械のランナおよび水力機械を提供することを目的とする。   The present invention has been made in consideration of the above points, and can prevent reduction in equipment efficiency, vibration, and noise by suppressing the separation of water flow from the suction surface of the runner blades. An object of the present invention is to provide a hydraulic machine runner and a hydraulic machine that can suppress erosion due to cavitation of the suction surface of the blade.

本発明は、回転軸と、この回転軸に連結されたランナクラウンと、このランナクラウンから離間して位置するランナバンドと、ランナクラウンとランナバンドとの間であって回転軸の周りに複数枚配置されたランナ羽根とを備えた、水車運転を行う水力機械のランナにおいて、各ランナ羽根は、負圧面において水車運転時の水流の入口側先端の近傍に膨らみ部を有することを特徴とする水力機械のランナである。
このような水力機械のランナによれば、各ランナ羽根の負圧面に膨らみ部を設けない場合と比べて、回転系から見た水流の相対的な向きと、ランナ羽根の入口側先端の近傍における負圧面の向きとの間のずれを小さくすることができ、水流がランナ羽根の負圧面から剥離する限界流量を大幅に低減することができる。 The present invention relates to a rotating shaft, a runner crown connected to the rotating shaft, a runner band positioned away from the runner crown, and a plurality of sheets around the rotating shaft between the runner crown and the runner band. In the hydraulic machine runner for water turbine operation, the runner blades having a swelled portion in the vicinity of the inlet end of the water flow during water turbine operation on the negative pressure surface. It is a machine runner.
According to such a hydraulic machine runner, the relative direction of the water flow as seen from the rotating system and in the vicinity of the tip of the runner blade on the inlet side, compared with the case where no bulge is provided on the suction surface of each runner blade. The deviation between the direction of the suction surface can be reduced, and the critical flow rate at which the water flow separates from the suction surface of the runner blade can be greatly reduced.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナ羽根の入口側先端から、ランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置までの範囲内に位置することが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、ランナ羽根の厚さが最大となる位置を入口側先端により近づけることができ、膨らみ部の曲率半径をより小さなものとすることができるので、ランナ羽根の入口側先端の近傍における負圧面の向きとの間のずれをより小さくすることができる。 In the runner of the hydraulic machine of the present invention, it is preferable that the bulge portion of each runner blade is located within the range from the tip on the inlet side of the runner blade to a position at a distance L 0 that is 1/10 of the runner outlet diameter D. .
According to such a hydraulic machine runner, the position where the runner blade thickness becomes maximum can be brought closer to the inlet end, and the radius of curvature of the bulge portion can be made smaller. The deviation between the suction surface direction in the vicinity of the inlet side tip can be further reduced.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナ羽根の入口側先端から水流に沿って延びる凸形状の第１の表面部分と、第１の表面部分に後続する凹形状の第２の表面部分とを有することが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、ランナ羽根の負圧面においてキャビテーションが発生した場合であっても、このキャビテーションは第１の表面部分における膨らみ部が最大厚さとなる位置の下流側に発生することとなり、しかも第２の表面部分が凹形状となっているのでこのキャビテーションの発生位置はランナ羽根の負圧面から離間した位置となる。このため、キャビテーションによるランナ羽根の壊食を抑止することができる。また、仮にこの部分で流れが剥離しても、入口端での剥離とは異なり、羽根角度と流れ角度との差は小さく、直ちに再付着するため、大きな効率低下や騒音、振動は生じない。 In the runner of the hydraulic machine of the present invention, the bulge portion of each runner blade has a convex first surface portion extending along the water flow from the inlet-side tip of the runner blade, and a concave shape following the first surface portion. It is preferable to have the second surface portion.
According to the runner of such a hydraulic machine, even when cavitation occurs on the suction surface of the runner blade, the cavitation occurs downstream of the position where the bulge portion of the first surface portion has the maximum thickness. In addition, since the second surface portion has a concave shape, the position where this cavitation occurs is a position away from the suction surface of the runner blade. For this reason, runner blade erosion due to cavitation can be suppressed. Also, even if the flow is separated at this portion, unlike the separation at the inlet end, the difference between the blade angle and the flow angle is small and reattaches immediately, so that a large efficiency drop, noise and vibration do not occur.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根の膨らみ部の最大厚さをＴｍａｘ、このランナ羽根の入口側先端からランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置における基準厚さをＴ０としたとき、前記最大厚さＴｍａｘと前記基準厚さＴ０との比が１．１≦Ｔｍａｘ／Ｔ０≦１．６となっていることが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、水車運転時の水流が膨らみ部に衝突することにより発生する水力損失を小さくすることができるとともに、水流がランナ羽根の負圧面から剥離する限界流量を大幅に低減することができる。 In the runner of the hydraulic machine of the present invention, the maximum thickness of the bulge portion of each runner blade is T max , and the reference thickness at a position L 0 that is 1/10 of the runner outlet diameter D from the tip on the inlet side of the runner blade. When T 0 is T 0 , the ratio of the maximum thickness T max to the reference thickness T 0 is preferably 1.1 ≦ T max / T 0 ≦ 1.6.
According to such a hydraulic machine runner, it is possible to reduce the hydraulic loss caused by the collision of the water flow with the swollen part during the operation of the turbine, and to greatly increase the critical flow rate at which the water flow separates from the suction surface of the runner blade. Can be reduced.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根の膨らみ部の最大厚さをＴｍａｘ、このランナ羽根の入口側先端から前記膨らみ部が最大厚さを有する位置までの間の距離をＬｍａｘとしたとき、前記距離Ｌｍａｘと前記最大厚さＴｍａｘとの比が０．５≦Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘ≦０．８となっていることが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、水車運転時の水流が膨らみ部に衝突することにより発生する水力損失を小さくすることができるとともに、水流がランナ羽根の負圧面から剥離する限界流量を大幅に低減することができる。 In the runner of the hydraulic machine of the present invention, the maximum thickness of the bulge portion of each runner blade is T max , and the distance from the inlet side tip of the runner blade to the position where the bulge portion has the maximum thickness is L max. Then, it is preferable that the ratio of the distance L max to the maximum thickness T max is 0.5 ≦ L max / T max ≦ 0.8.
According to such a hydraulic machine runner, it is possible to reduce the hydraulic loss caused by the collision of the water flow with the swollen part during the operation of the turbine, and to greatly increase the critical flow rate at which the water flow separates from the suction surface of the runner blade. Can be reduced.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根において入口側先端から膨らみ部が最大厚さを有する位置までの間の距離をＬｍａｘ、前記膨らみ部が最大厚さを有する位置から下流側に最も近い位置であって、ランナ羽根の入口側先端からランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置における基準厚さＴ０と同じ厚さとなる位置と、前記入口側先端との間の距離をＬＲとしたとき、１．５≦ＬＲ／Ｌｍａｘ≦５．５となっていることが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、水車運転時の水流が膨らみ部に衝突することにより発生する水力損失を小さくすることができるとともに、水流がランナ羽根の負圧面から剥離する限界流量を大幅に低減することができる。 In the runner of the hydraulic machine according to the present invention, the distance from the inlet side tip to the position where the bulge portion has the maximum thickness in each runner blade is L max , and the position where the bulge portion has the maximum thickness is set downstream. Between the closest position and a position having the same thickness as the reference thickness T 0 at a position L 0 that is 1/10 of the runner outlet diameter D from the inlet-side tip of the runner blade, and the inlet-side tip. when the distance was L R, it is preferable that a 1.5 ≦ L R / L max ≦ 5.5.
According to such a hydraulic machine runner, it is possible to reduce the hydraulic loss caused by the collision of the water flow with the swollen part during the operation of the turbine, and to greatly increase the critical flow rate at which the water flow separates from the suction surface of the runner blade. Can be reduced.

本発明の水力機械のランナにおいては、各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナクラウンの入口側端部から、前記回転軸が延びる方向における当該ランナクラウンの入口側端部とランナバンドの入口側端部との間の距離Ｂ０の０．４〜０．７倍の距離Ｂｍの位置までの範囲内におけるランナ羽根の入口側先端の近傍に位置することが好ましい。
このような水力機械のランナによれば、剥離限界流量を大幅に低減させることができ、ランナ羽根の負圧面からの水流の剥離を効率よく抑制することができる。 In the runner of the hydraulic machine according to the present invention, the bulge portion of each runner blade is connected to the inlet side end portion of the runner crown and the inlet side end portion of the runner band in the direction in which the rotation axis extends from the inlet side end portion of the runner crown. it is preferably located in the vicinity of the inlet side leading end of the runner blades in the range up to the position of 0.4 to 0.7 times the distance B m of the distance B 0 between.
According to the runner of such a hydraulic machine, the separation limit flow rate can be greatly reduced, and separation of the water flow from the negative pressure surface of the runner blade can be efficiently suppressed.

本発明は、上述の水力機械のランナを備えた水力機械である。   The present invention is a hydraulic machine including the above-described hydraulic machine runner.

本発明の水力機械のランナおよび水力機械によれば、各ランナ羽根の負圧面に膨らみ部を設けない場合と比べて、回転系から見た水流の相対的な向きと、ランナ羽根の入口側先端の近傍における負圧面の向きとの間のずれを小さくすることができる。このため、水流がランナ羽根の負圧面から剥離することを抑制して機器効率の低下や振動、騒音を防止することができ、また、ランナ羽根の負圧面のキャビテーションによる壊食を抑制することができる。   According to the runner and hydraulic machine of the hydraulic machine of the present invention, the relative direction of the water flow as viewed from the rotating system and the tip on the inlet side of the runner blade are compared with the case where no bulge is provided on the suction surface of each runner blade. The deviation from the direction of the suction surface in the vicinity of can be reduced. For this reason, it is possible to prevent the water flow from separating from the suction surface of the runner blades to prevent a reduction in equipment efficiency, vibration, and noise, and to suppress erosion due to cavitation of the suction surface of the runner blades. it can.

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９は、本発明による水力機械のランナの実施の形態を示す図である。このうち、図１は、本実施の形態の水力機械のランナの構成を示す断面図であり、図２は、図１の水力機械のランナのランナ羽根の構成を示す横断面図であり、図３は、図２のランナ羽根の入口側先端の拡大図であり、図４は、図１の水力機械のランナの鎖線部分の拡大図であり、図５は、図１の水力機械に関する落差Ｈと流量Ｑとの関係を示すグラフである。
また、図６は、図３のランナ羽根の最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比Ｔｍａｘ／Ｔ０と、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフであり、図７は、図３のランナ羽根の距離Ｌｍａｘと最大厚さＴｍａｘとの比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフであり、図８は、図３のランナ羽根の距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比ＬＲ／Ｌｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフであり、図９は、図４のランナにおける距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０と、剥離限界流量指数との関係を示すグラフである。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
1 to 9 are views showing an embodiment of a runner of a hydraulic machine according to the present invention. 1 is a cross-sectional view showing the configuration of the runner of the hydraulic machine according to the present embodiment, and FIG. 2 is a cross-sectional view showing the configuration of the runner blades of the runner of the hydraulic machine of FIG. 3 is an enlarged view of the inlet side tip of the runner blade of FIG. 2, FIG. 4 is an enlarged view of a chain line portion of the runner of the hydraulic machine of FIG. 1, and FIG. 5 is a drop H related to the hydraulic machine of FIG. And a flow rate Q.
Also, FIG. 6 is a graph showing the ratio T max / T 0 of the maximum thickness T max and the reference thickness T 0 of the runner blades in Fig. 3, the relationship between the hydraulic loss and peeling limit flow index, respectively, FIG. 7 is a graph showing the relationship between the ratio L max / T max of the runner blade distance L max and the maximum thickness T max in FIG. 3, the hydraulic loss, and the separation limit flow index, respectively. FIG. 9 is a graph showing the relationship between the ratio L R / L max between the distance L R and the distance L max of the runner blades of FIG. 3 and the hydraulic loss and separation limit flow index, and FIG. 9 shows the distance in the runner of FIG. the ratio B m / B 0 of the B m and the distance B 0, is a graph showing the relationship between the peeling limit flow index.

図１に示す水力機械のランナ（羽根車）１０は、フランシス水車ランナからなるものであり、上方において発電機（図示せず）に接続された回転軸１１と、回転軸１１に連結されたランナクラウン１２と、ランナクラウン１２の外方に位置するランナバンド１３と、ランナクラウン１２とランナバンド１３との間であって回転軸１１の周りに複数枚配置されたランナ羽根２０とを備えている。また、このようなランナ１０が設けられた水力機械には、ケーシング３と、ステーベーン４と、ガイドベーン５と、吸出し管６とが更に設けられており、水車運転時に、上池（図示せず）からの水がケーシング３に導かれ、ステーベーン４の間を通り、ガイドベーン５で整流され、主流は矢印Ｆに示すようにランナ１０に外側から流入するようになっている。矢印Ｆで示される主流はランナ１０からその下方の吸出し管６を経て、放水路等の下池（図示せず）に放出されるようになっている。   A hydraulic machine runner (impeller) 10 shown in FIG. 1 is a Francis turbine runner. A rotary shaft 11 is connected to a generator (not shown) at the top, and a runner is connected to the rotary shaft 11. A crown 12, a runner band 13 located outside the runner crown 12, and a plurality of runner blades 20 disposed between the runner crown 12 and the runner band 13 and around the rotation shaft 11 are provided. . Further, the hydraulic machine provided with such a runner 10 is further provided with a casing 3, a stay vane 4, a guide vane 5, and a suction pipe 6. When the water turbine is operated, an upper pond (not shown) is provided. ) Is led to the casing 3, passes between the stay vanes 4, is rectified by the guide vanes 5, and the main flow flows into the runner 10 from the outside as indicated by an arrow F. The main flow indicated by the arrow F is discharged from the runner 10 through a suction pipe 6 below the runner 10 to a lower pond (not shown) such as a water discharge channel.

以下、本実施の形態の水力機械のランナ１０の各ランナ羽根２０の構成について図２乃至図４を用いて詳述する。
各ランナ羽根２０は、図２に示すように、水車運転時の水流（図２の矢印Ｖ参照）を受ける圧力面２２と、この圧力面２２の反対側に設けられた負圧面２３とを備え、図４に示すように、ランナクラウン１２およびランナバンド１３に両端縁が接続されている。図２および図４において、ランナ羽根２０における水車運転時の水流の入口側の先端はＰａで示され、この水流の出口側の末端はＰｂで表される。
図２において、ベクトルＶは水車運転時の水流の絶対速度（静止系から見た速度）を示している。また、ベクトルＵはランナ羽根２０の入口側先端Ｐａの回転による周速度を示している。さらに、ベクトルＷは水車運転時の水流の相対速度（回転系から見た速度）を示している。 Hereinafter, the configuration of each runner blade 20 of the runner 10 of the hydraulic machine according to the present embodiment will be described in detail with reference to FIGS. 2 to 4.
As shown in FIG. 2, each runner blade 20 includes a pressure surface 22 that receives a water flow (see arrow V in FIG. 2) during water turbine operation, and a negative pressure surface 23 provided on the opposite side of the pressure surface 22. 4, both end edges are connected to the runner crown 12 and the runner band 13. 2 and 4, the inlet side of the distal end of the water flow during the water turbine operation in runner blade 20 is indicated by P a, end of the outlet side of the water flow is represented by P b.
In FIG. 2, a vector V indicates the absolute velocity of the water flow during driving the water turbine (speed seen from the stationary system). Furthermore, the vector U represents the peripheral speed of rotation of the inlet-side tip P a runner blade 20. Further, the vector W indicates the relative speed of the water flow (speed viewed from the rotating system) during the water turbine operation.

図２および図４に示すように、各ランナ羽根２０は、負圧面２３において水流の入口側先端Ｐａの近傍に膨らみ部２５を有している（図４の斜線部分参照）。この膨らみ部２５は、図３に示すように、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから、ランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置Ｐ０までの範囲内に位置するようになっている。ここで、ランナ出口径Ｄとは、図１に示すようにランナ１０の出口におけるランナバンド１３の直径をいう。 As shown in FIGS. 2 and 4, each runner blade 20 has a bulge portion 25 in the vicinity of the inlet side leading end P a stream of water in the suction surface 23 (see the hatched portion in FIG. 4). The bulge portion 25, as shown in FIG. 3, made from the inlet side leading end P a runner blade 20, so as to be positioned within the range of the position P 0 of the distance L 0 1/10 runner outlet diameter D ing. Here, the runner outlet diameter D refers to the diameter of the runner band 13 at the outlet of the runner 10 as shown in FIG.

また、図３に示すように、各ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから水流に沿って延びる凸形状の第１の表面部分２５ａと、第１の表面部分２５ａに後続する凹形状の第２の表面部分２５ｂとを有している。
ここで、この第１の表面部分２５ａにおける各ランナ羽根２０の膨らみ部２５の最大厚さをＴｍａｘ、このランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから前述のランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置Ｐ０における基準厚さをＴ０としたとき、最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比が１．１≦Ｔｍａｘ／Ｔ０≦１．６となっている（図３参照）。 Further, as shown in FIG. 3, the bulge portion 25 of the runner blade 20 has a first surface portion 25a of the convex shape extending along the water flow from the inlet side leading end P a runner blade 20, the first surface portion And a concave second surface portion 25b subsequent to 25a.
Here, the maximum thickness of the T max of the expanded portion 25 of the runner blades 20 in the first surface portion 25a, 1/10 distance runner outlet diameter D of the above from the inlet side leading end P a of the runner blade 20 when a reference thickness at the position P 0 of the L 0 was T 0, the ratio of the maximum thickness T max and the reference thickness T 0 is in the 1.1 ≦ T max / T 0 ≦ 1.6 ( (See FIG. 3).

また、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから膨らみ部２５が最大厚さを有する位置Ｐｍａｘまでの距離（最短距離）をＬｍａｘとしたときに、この距離Ｌｍａｘと前述の最大厚さＴｍａｘとの比が０．５≦Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘ≦０．８となっている。
さらに、ランナ羽根２０の膨らみ部２５が最大厚さを有する位置Ｐｍａｘから下流側に最も近い位置であって、ランナ羽根２０の厚さが前述の基準厚さＴ０と同じ厚さ（ＴＲ）となる位置をＰＲとする（図３参照）。ここで、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａと前述の位置ＰＲとの間の距離（最短距離）をＬＲとしたときに、距離ＬＲと前述の距離Ｌｍａｘとの比が１．５≦ＬＲ／Ｌｍａｘ≦５．５となっている。 Further, when the distance of the inlet-side tip bulge 25 P a runner blade 20 to the position P max having a maximum thickness (shortest distance) was L max, the maximum thickness T of the above and this distance L max The ratio to max is 0.5 ≦ L max / T max ≦ 0.8.
Further, bulging portions 25 of the runner blade 20 is a position closest to the downstream side from the position P max having the maximum thickness, the thickness of the runner blade 20 is the same thickness as the reference thickness T 0 of the above (T R ) and a position of the P R (see FIG. 3). Here, the ratio of the distance between the inlet side tip P a runner blade 20 to the position P R of the above (the shortest distance) is taken as L R, the distance L R between the above-mentioned distance L max 1. 5 ≦ L R / L max ≦ 5.5.

また、図４に示すように、ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、ランナクラウン１２の入口側端部１２ａから、回転軸１１が延びる方向（図４の上下方向）における当該ランナクラウン１２の入口側端部１２ａとランナバンド１３の入口側端部１３ａとの間の距離Ｂ０の０．４〜０．７倍の距離Ｂｍの位置Ｐｍまでの範囲内におけるランナ羽根２０の入口側先端Ｐａの近傍に位置している。ここで、ランナクラウン１２の入口側端部１２ａおよびランナバンド１３の入口側端部１３ａは、それぞれ水車運転時の水流の入口側にあるランナクラウン１２およびランナバンド１３の端部のことをいう。 Further, as shown in FIG. 4, the bulging portion 25 of the runner blade 20 is located on the inlet side of the runner crown 12 in the direction (the vertical direction in FIG. 4) where the rotary shaft 11 extends from the inlet side end portion 12 a of the runner crown 12. inlet side leading end P of the runner blades 20 in the range up to the position P m of 0.4 to 0.7 times the distance B m of the distance B 0 between the inlet end 13a of the end portion 12a and the runner band 13 It is located in the vicinity of a . Here, the inlet side end portion 12a of the runner crown 12 and the inlet side end portion 13a of the runner band 13 refer to the end portions of the runner crown 12 and the runner band 13 on the inlet side of the water flow during the water turbine operation, respectively.

次に、このような構成からなる本実施の形態の作用について説明する。
水力機械のランナの水車運転時において、図１に示すように、最初に上池（図示せず）からの水がケーシング３に導かれ、ステーベーン４の間を通り、ガイドベーン５で整流され、主流が矢印Ｆに示すようにランナ１０に外側から流入する。矢印Ｆで示される主流はランナ１０からその下方の吸出し管６を経て、放水路等の下池（図示せず）に放出されるようになっている。 Next, the operation of the present embodiment having such a configuration will be described.
When the hydraulic turbine runner is operated as shown in FIG. 1, first, water from the upper pond (not shown) is led to the casing 3, passes between the stay vanes 4, and is rectified by the guide vanes 5. As shown by the arrow F, the main flow flows into the runner 10 from the outside. The main flow indicated by the arrow F is discharged from the runner 10 through a suction pipe 6 below the runner 10 to a lower pond (not shown) such as a water discharge channel.

ランナ１０に水流が流入する際に、このランナ１０の各ランナ羽根２０に対して水流が図２の絶対速度Ｖで流入し、ランナ羽根２０の圧力面２２がこの水流を受ける。このことにより、各ランナ羽根２０が回転軸１１を中心として回転し、各ランナ羽根２０の水流の入口側先端Ｐａは図２の周速度Ｕで回転する。このため、回転系から見た水流の相対速度は図２のベクトルＷで示すようになる。すなわち、ランナ羽根２０に対して水流は相対速度Ｗで流入することになる。 When a water flow flows into the runner 10, the water flow flows into each runner blade 20 of the runner 10 at the absolute speed V in FIG. 2, and the pressure surface 22 of the runner blade 20 receives this water flow. Thus, each runner blade 20 rotates around the rotary shaft 11, the inlet-side tip P a water flow of the runner blades 20 are rotated at a peripheral speed U of FIG. For this reason, the relative velocity of the water flow seen from the rotating system is as indicated by the vector W in FIG. That is, the water flow enters the runner blade 20 at a relative speed W.

この図では、水流の相対速度Ｗの向きとランナ羽根２０の延びる向き（図１０の矢印Ｓ参照）とは一致していないが、これは高落差側の部分負荷に特徴的なフローパタンであり、通常の水車ランナにおいては、図１０に示すように水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離してしまうおそれがある。このような剥離は、図４に示すように、ランナ羽根２０の負圧面２３の入口側先端Ｐａにおいてランナクラウン１２側で発生することが多い。しかしながら、図２のように各ランナ羽根２０が負圧面２３において水流の入口側先端Ｐａのランナクラウン１２側の近傍に膨らみ部２５を有することにより、前述の水流の相対速度Ｗの向きとランナ羽根２０の膨らみ部２５の表面の延びる向きとの間のずれが小さくなり、水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することを抑制することができる。 In this figure, the direction of the relative velocity W of the water flow does not coincide with the direction in which the runner blade 20 extends (see arrow S in FIG. 10), but this is a flow pattern characteristic of partial load on the high head side. In a normal water turbine runner, the water flow may be separated from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20 as shown in FIG. Such peeling, as shown in FIG. 4, often occurs in the runner crown 12 side in the inlet side leading end P a negative pressure surface 23 of the runner blade 20. However, as shown in FIG. 2, each runner blade 20 has a bulging portion 25 in the vicinity of the runner crown 12 side of the inlet end Pa of the water flow at the suction surface 23. The deviation between the direction of extension of the surface of the bulging portion 25 of the blade 20 is reduced, and the water flow can be prevented from being separated from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20.

ランナ羽根２０の負圧面２３において膨らみ部２５を設けることにより水流のランナ羽根２０の負圧面２３からの剥離が抑制されることについて、図５のグラフを用いて更に詳細に説明する。図５のグラフの横軸は水力機械に対する水流の落差Ｈを表し、縦軸は水流の流量Ｑを表している。また、図５のグラフにおける点線の多重楕円はランナ１０の等効率曲線を示し、グラフにおいて実線で囲まれた斜線部分は水力機械のランナ１０の水車運転時における発電所固有の運転条件の範囲を示す。さらに、グラフにおける鎖線Ａ、Ｂは、それぞれ膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けなかった場合と設けた場合の剥離限界流量を各々表している。ここで、剥離限界流量とは、水流の実際の流量がこの剥離限界流量よりも小さいときに水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離してしまう流量のことをいう。   It will be described in more detail with reference to the graph of FIG. 5 that the swell portion 25 is provided on the negative pressure surface 23 of the runner blade 20 to suppress the separation of the water flow from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20. The horizontal axis of the graph in FIG. 5 represents the drop H of the water flow relative to the hydraulic machine, and the vertical axis represents the flow rate Q of the water flow. Further, the dotted multiple ellipse in the graph of FIG. 5 shows the isoefficiency curve of the runner 10, and the hatched portion surrounded by the solid line in the graph shows the range of operating conditions unique to the power plant during the water turbine operation of the runner 10 of the hydraulic machine. Show. Furthermore, chain lines A and B in the graph respectively represent the separation limit flow rates when the bulging portion 25 is not provided on the runner blade 20 and when it is provided. Here, the separation limit flow rate means a flow rate at which the water flow separates from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20 when the actual flow rate of the water flow is smaller than the separation limit flow rate.

図５に示すように、水力機械の落差Ｈが最高落差である場合において、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けなかった場合（鎖線Ａ参照）には剥離限界流量は図５に示すＱ０の大きさとなる。一方、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けた場合（鎖線Ｂ参照）には剥離限界流量は前述のＱ０に比べて△Ｑ分だけ小さくなる。このように、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けることにより、水車運転時の水流の剥離限界流量を低減させることができ、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けなかった場合と比べて水流の流量がより少ない場合であっても当該水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することがなくなる。 As shown in FIG. 5, fall H of the hydraulic machine is when the highest drop, peeling if not provided a bulge portion 25 in the runner blade 20 (see dashed line A) limits the flow rate of Q 0 shown in FIG. 5 It becomes size. On the other hand, bulge 25 a peeling limit flow rate in the case of providing the runner blade 20 (see dashed line B) is smaller by △ Q min compared to Q 0 described above. Thus, by providing the bulging portion 25 on the runner blade 20, it is possible to reduce the separation limit flow rate of the water flow during the water turbine operation, and compared with the case where the bulging portion 25 is not provided on the runner blade 20. Even when the amount of water is smaller, the water flow does not separate from the suction surface 23 of the runner blade 20.

また、ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、入口側先端Ｐａから水流に沿って延びる凸形状の第１の表面部分２５ａと、第１の表面部分２５ａに後続する凹形状の第２の表面部分２５ｂとを有している。このため、ランナ羽根２０の負圧面２３においてキャビテーションが発生した場合であっても、図３に示すようにこのキャビテーションは第１の表面部分２５ａにおける膨らみ部２５が最大厚さＴｍａｘとなる位置Ｐｍａｘの下流側に発生することとなり、しかも第２の表面部分２５ｂが凹形状となっているのでこのキャビテーションの発生位置はランナ羽根２０の負圧面２３から離間した位置となる。このため、キャビテーションによるランナ羽根２０の壊食を抑止することができる。
さらに、膨らみ部２５の第２の表面部分２５ｂで水流が負圧面２３から剥離した場合であっても、負圧面２３の延びる向きと位置Ｐｍａｘの下流側における水流の向きとの間のずれは小さく、水流は負圧面２３に直ちに再付着するようになり、大幅な効率低下などは発生しない。 The bulge portion 25 of the runner blade 20 has a first surface portion 25a of the convex shape extending along the water flow from the inlet side leading end P a, the second surface portion concave subsequent to the first surface portion 25a 25b. For this reason, even when cavitation occurs on the suction surface 23 of the runner blade 20, as shown in FIG. 3, this cavitation occurs at a position P at which the bulging portion 25 in the first surface portion 25a has the maximum thickness Tmax. Since the second surface portion 25b has a concave shape, the cavitation is generated at a position separated from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20. For this reason, the erosion of the runner blade | wing 20 by cavitation can be suppressed.
Furthermore, even when the water flow is separated from the negative pressure surface 23 at the second surface portion 25b of the bulging portion 25, the deviation between the direction in which the negative pressure surface 23 extends and the direction of the water flow downstream of the position Pmax is different. Since the water flow is small, the water flow immediately reattaches to the suction surface 23, and no significant reduction in efficiency occurs.

一方、ランナ羽根２０の負圧面２３において水流の入口側先端Ｐａの近傍に膨らみ部２５を設けることにより、水車運転時の水流がこの膨らみ部２５に衝突することによる水力損失△ｈが増大してしまう。このため、ランナ羽根２０の膨らみ部２５の形状は、この水力損失△ｈができるだけ小さくなるとともに、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）ができるだけ小さくなるようなものが求められる。
ここで、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）とは、図５に示すように、水力機械の落差Ｈが最高落差である場合における、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けなかった場合の剥離限界流量Ｑ０の大きさと比較した、膨らみ部２５をランナ羽根２０に設けた場合の剥離限界流量の減少量△Ｑに関する指数のことをいい、この剥離限界流量指数が小さくなればなるほどランナ羽根２０の負圧面２３からの水流の剥離をより抑制することができるようになっている。
以下、ランナ羽根２０の膨らみ部２５の形状と、水力損失および剥離限界流量指数との各々の関係について詳述する。 On the other hand, by providing the bulging portion 25 in the vicinity of the inlet side leading end P a stream of water in the suction surface 23 of the runner blade 20, hydraulic loss △ h is increased due to the water flow during the water turbine operation collides with the swelling portion 25 End up. For this reason, the shape of the bulging portion 25 of the runner blade 20 is required such that the hydraulic loss Δh is as small as possible and the separation limit flow index (1−ΔQ / Q 0 ) is as small as possible.
Here, the separation limit flow rate index (1-ΔQ / Q 0 ) means that, as shown in FIG. 5, the bulging portion 25 is not provided on the runner blade 20 when the head H of the hydraulic machine is the highest head. This refers to an index related to the decrease ΔQ of the separation limit flow rate when the bulging portion 25 is provided on the runner blade 20 in comparison with the magnitude of the separation limit flow rate Q 0 in this case, and the smaller the separation limit flow rate index is, the smaller the separation limit flow rate index is. The separation of the water flow from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20 can be further suppressed.
Hereinafter, the relationship between the shape of the bulging portion 25 of the runner blade 20, hydraulic loss, and separation limit flow rate index will be described in detail.

図６に、図３のランナ羽根２０の最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比Ｔｍａｘ／Ｔ０と、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ表すグラフを示す。このグラフにおいて、横軸はランナ羽根２０の最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比Ｔｍａｘ／Ｔ０を示し、左側縦軸は水力損失△ｈを示し、右側縦軸は剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を示す。
また、図６のグラフにおける実線部分は水力損失の大きさを表し、点線部分は剥離限界流量指数を表している。 FIG. 6 is a graph showing the relationship between the ratio T max / T 0 of the maximum thickness T max and the reference thickness T 0 of the runner blade 20 of FIG. 3, the hydraulic loss, and the separation limit flow rate index. In this graph, the horizontal axis indicates the ratio T max / T 0 of the maximum thickness T max of the runner blade 20 and the reference thickness T 0 , the left vertical axis indicates hydraulic loss Δh, and the right vertical axis indicates the peeling limit. The flow index (1-ΔQ / Q 0 ) is shown.
Moreover, the solid line part in the graph of FIG. 6 represents the magnitude | size of hydraulic loss, and the dotted line part represents the peeling limit flow volume index | exponent.

図６のグラフに示すように、比Ｔｍａｘ／Ｔ０が１．６以下である場合には水力損失△ｈが急激に増大することを抑制することができる。一方、比Ｔｍａｘ／Ｔ０が１．１以上である場合には剥離限界流量指数が急激に増大することを抑制することができる。このように、最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比が１．１≦Ｔｍａｘ／Ｔ０≦１．６となっていることにより、水力損失△ｈを小さくすることができるとともに剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができる。 As shown in the graph of FIG. 6, when the ratio T max / T 0 is 1.6 or less, it is possible to suppress the sudden increase in hydraulic loss Δh. On the other hand, when the ratio T max / T 0 is 1.1 or more, it is possible to suppress the peeling limit flow rate index from rapidly increasing. Thus, since the ratio of the maximum thickness T max to the reference thickness T 0 is 1.1 ≦ T max / T 0 ≦ 1.6, the hydraulic loss Δh can be reduced. The peeling limit flow rate index (1-ΔQ / Q 0 ) can be reduced.

図７に、図３のランナ羽根２０の距離Ｌｍａｘと最大厚さＴｍａｘとの比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ表すグラフを示す。このグラフにおいて、横軸はランナ羽根２０の距離Ｌｍａｘと最大厚さＴｍａｘとの比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘを示し、左側縦軸は水力損失△ｈを示し、右側縦軸は剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を示す。
また、図７のグラフにおける実線部分は水力損失の大きさを表し、点線部分は剥離限界流量指数を表している。 FIG. 7 is a graph showing the relationship between the ratio L max / T max between the distance L max and the maximum thickness T max of the runner blade 20 in FIG. 3 and the hydraulic loss and the separation limit flow rate index. In this graph, the horizontal axis indicates the ratio L max / T max between the distance L max of the runner blade 20 and the maximum thickness T max , the left vertical axis indicates hydraulic loss Δh, and the right vertical axis indicates the separation limit flow index. (1-ΔQ / Q 0 ) is shown.
Moreover, the solid line part in the graph of FIG. 7 represents the magnitude | size of hydraulic loss, and the dotted line part represents the peeling limit flow volume index | exponent.

図７のグラフに示すように、比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘが０．５以上である場合には水力損失△ｈが急激に増大することを抑制することができる。一方、比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘが０．８以下である場合には剥離限界流量指数が急激に増大することを抑制することができる。このように、距離Ｌｍａｘと最大厚さＴｍａｘとの比が０．５≦Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘ≦０．８となっていることにより、水力損失△ｈを小さくすることができるとともに剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができる。 As shown in the graph of FIG. 7, when the ratio L max / T max is 0.5 or more, it is possible to suppress the sudden increase in hydraulic loss Δh. On the other hand, when the ratio L max / T max is 0.8 or less, it is possible to suppress an abrupt increase in the peeling limit flow rate index. Thus, since the ratio of the distance L max to the maximum thickness T max is 0.5 ≦ L max / T max ≦ 0.8, the hydraulic loss Δh can be reduced and the peeling limit can be reduced. The flow rate index (1-ΔQ / Q 0 ) can be reduced.

図８に、図３のランナ羽根２０の距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比ＬＲ／Ｌｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ表すグラフを示す。このグラフにおいて、横軸はランナ羽根２０の距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比ＬＲ／Ｌｍａｘを示し、左側縦軸は水力損失△ｈを示し、右側縦軸は剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を示す。
また、図８のグラフにおける実線部分は水力損失の大きさを表し、点線部分は剥離限界流量指数を表している。 FIG. 8 is a graph showing the relationship between the ratio L R / L max between the distance L R and the distance L max of the runner blade 20 in FIG. 3, the hydraulic loss, and the separation limit flow index. In this graph, the horizontal axis indicates the ratio L R / L max between the distance LR and the distance L max of the runner blade 20, the left vertical axis indicates hydraulic loss Δh, and the right vertical axis indicates the separation limit flow index (1 −ΔQ / Q 0 ).
Moreover, the solid line part in the graph of FIG. 8 represents the magnitude | size of hydraulic loss, and the dotted line part represents the peeling limit flow volume index.

図８のグラフに示すように、比ＬＲ／Ｌｍａｘが５．５以下である場合には水力損失△ｈが急激に増大することを抑制することができる。一方、比ＬＲ／Ｌｍａｘが１．５以上である場合には剥離限界流量指数が急激に増大することを抑制することができる。このように、距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比が１．５≦ＬＲ／Ｌｍａｘ≦５．５となっていることにより、水力損失△ｈを小さくすることができるとともに剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができる。 As shown in the graph of FIG. 8, when the ratio L R / L max is 5.5 or less, it is possible to suppress the sudden increase in hydraulic loss Δh. On the other hand, when the ratio L R / L max is 1.5 or more, it is possible to suppress a rapid increase in the peeling limit flow rate index. Thus, since the ratio of the distance L R to the distance L max is 1.5 ≦ L R / L max ≦ 5.5, the hydraulic loss Δh can be reduced and the separation limit flow rate index can be reduced. (1-ΔQ / Q 0 ) can be reduced.

図９に、図４のランナ１０における距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０と、剥離限界流量指数との関係を表すグラフを示す。このグラフにおいて、横軸はランナ１０における距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０を示し、縦軸は剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を示す。
また、図９のグラフにおける実線部分は剥離限界流量指数を表している。 FIG. 9 is a graph showing the relationship between the ratio B m / B 0 between the distance B m and the distance B 0 in the runner 10 of FIG. 4 and the separation limit flow rate index. In this graph, the horizontal axis indicates the ratio B m / B 0 between the distance B m and the distance B 0 in the runner 10, and the vertical axis indicates the separation limit flow index (1-ΔQ / Q 0 ).
Moreover, the solid line part in the graph of FIG. 9 represents the peeling limit flow rate index.

図９のグラフに示すように、ランナ１０における距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０が０．４よりも小さい場合においては、当該ランナ羽根２０の膨らみ部２５の範囲を規定する距離Ｂｍの大きさを変化させても剥離限界流量指数の大きさはそれほど変化しない。同様に、ランナ１０における距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０が０．７よりも大きい場合においては、当該ランナ羽根２０の膨らみ部２５の範囲を規定する距離Ｂｍの大きさを変化させても剥離限界流量指数の大きさはそれほど変化しない。このように、ランナ１０における距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０を０．４〜０．７の範囲内に規定することにより、剥離限界流量指数を大幅に低減させることができ、水流の剥離を効率良く抑制することができる。 As shown in the graph of FIG. 9, when the ratio B m / B 0 of the distance B m to the distance B 0 in the runner 10 is smaller than 0.4, the range of the bulging portion 25 of the runner blade 20 is defined. the size of the distance B m in size peeling limit flow index be changed to the not significantly changed. Similarly, when the ratio B m / B 0 between the distance B m and the distance B 0 in the runner 10 is larger than 0.7, the distance B m that defines the range of the bulging portion 25 of the runner blade 20 is large. Even if the thickness is changed, the magnitude of the separation limit flow index does not change so much. Thus, by defining the ratio B m / B 0 between the distance B m and the distance B 0 in the runner 10 within the range of 0.4 to 0.7, the separation limit flow rate index can be significantly reduced. And separation of water flow can be efficiently suppressed.

以上のように本実施の形態によれば、各ランナ羽根２０は負圧面２３において水車運転時の水流の入口側先端Ｐａの近傍に膨らみ部２５を有しているので、高落差側の部分負荷運転において各ランナ羽根２０に膨らみ部２５を設けない場合と比べて、回転系から見た水流の相対速度Ｗの向きと、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａの近傍における負圧面２３の延びる向きとの間のずれを小さくすることができ、水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することを抑制することができる。 According to the present embodiment as described above, since each runner blade 20 has a bulge portion 25 in the vicinity of the inlet side leading end P a stream of water during the water turbine operation under the negative pressure surface 23, part of the high head side compared with the case where the load operation without the bulge portion 25 on the runner blades 20, the direction of the relative velocity W of the water flow as seen from the rotation system, extension of the suction surface 23 in the vicinity of the inlet side leading end P a runner blade 20 Deviation between the directions can be reduced, and separation of the water flow from the suction surface 23 of the runner blade 20 can be suppressed.

また、各ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから、ランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置Ｐ０までの範囲内に位置することにより、ランナ羽根２０の厚さが最大となる位置Ｐｍａｘを入口側先端Ｐａにより近づけることができ、負圧面の角度を高落差側の部分負荷運転時の相対速度の角度に近づけることができるので、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａの近傍における負圧面２３の延びる向きとの間のずれをより小さくすることができる。 The bulge portion 25 of the runner blade 20, from the inlet side leading end P a runner blade 20, by which is located within the range of the position P 0 of the distance L 0 1/10 runner outlet diameter D, runner since the position P max, which thickness of the blade 20 is maximized inlet side tip that can be brought close by P a, it is possible to approximate the angle of the negative pressure surface at an angle of relative speed at the time of partial load operation of the high head side, the runner it is possible to reduce the deviation between the direction of extension of the suction surfaces 23 in the vicinity of the inlet side leading end P a of the blade 20.

また、各ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、ランナ羽根２０の入口側先端Ｐａから水流に沿って延びる凸形状の第１の表面部分２５ａと、第１の表面部分２５ａに後続する凹形状の第２の表面部分２５ｂとを有することにより、ランナ羽根２０の負圧面２３においてキャビテーションが発生した場合であっても、このキャビテーションは第１の表面部分２５ａにおける膨らみ部２５が最大厚さＴｍａｘとなる位置Ｐｍａｘの下流側に発生することとなり、しかも第２の表面部分２５ｂが凹形状となっているのでこのキャビテーションの発生位置はランナ羽根２０の負圧面２３から離間した位置となる。このため、キャビテーションによるランナ羽根２０の壊食を抑止することができる。 The bulge portion 25 of the runner blade 20 has a first surface portion 25a of the convex shape extending along the water flow from the inlet side leading end P a runner blade 20, concave subsequent to the first surface portion 25a Even if cavitation occurs in the suction surface 23 of the runner blade 20 by having the second surface portion 25b, the bulging portion 25 in the first surface portion 25a has a maximum thickness Tmax . It will be generated on the downstream side of a position P max, moreover generation position of the cavitation because the second surface portion 25b has a concave shape is a position spaced from the suction surface 23 of the runner blade 20. For this reason, the erosion of the runner blade | wing 20 by cavitation can be suppressed.

また、ランナ羽根２０の膨らみ部２５において最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比が１．１≦Ｔｍａｘ／Ｔ０≦１．６となっていることにより、水車運転時の水流が膨らみ部２５に衝突することにより発生する水力損失△ｈを小さくすることができるとともに、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができ、水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することをより確実に抑制することができる。 In addition, the ratio of the maximum thickness T max to the reference thickness T 0 at the bulging portion 25 of the runner blade 20 is 1.1 ≦ T max / T 0 ≦ 1.6, so that the water flow during the water turbine operation As a result, the hydraulic loss Δh generated by colliding with the bulging portion 25 can be reduced, the separation critical flow rate index (1−ΔQ / Q 0 ) can be reduced, and the water flow is negative of the runner blade 20. Peeling from the pressure surface 23 can be more reliably suppressed.

また、ランナ羽根２０の膨らみ部２５において距離Ｌｍａｘと前記最大厚さＴｍａｘとの比が０．５≦Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘ≦０．８となっていることにより、水車運転時の水流が膨らみ部２５に衝突することにより発生する水力損失△ｈを小さくすることができるとともに、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができ、水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することをより確実に抑制することができる。 Further, since the ratio of the distance L max to the maximum thickness T max is 0.5 ≦ L max / T max ≦ 0.8 at the bulging portion 25 of the runner blade 20, the water flow during the water turbine operation is reduced. The hydraulic loss Δh generated by colliding with the bulging portion 25 can be reduced, the separation limit flow rate index (1-ΔQ / Q 0 ) can be reduced, and the water flow is the suction surface of the runner blade 20. It can suppress more reliably that it peels from 23.

また、ランナ羽根２０の膨らみ部２５において距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比が１．５≦ＬＲ／Ｌｍａｘ≦５．５となっていることにより、水車運転時の水流が膨らみ部２５に衝突することにより発生する水力損失△ｈを小さくすることができるとともに、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を小さくすることができ、水流がランナ羽根２０の負圧面２３から剥離することをより確実に抑制することができる。 Further, since the ratio of the distance L R to the distance L max is 1.5 ≦ L R / L max ≦ 5.5 in the bulging portion 25 of the runner blade 20, the water flow during the water turbine operation is increased. The hydraulic loss Δh generated by the collision with the nozzle can be reduced, the separation critical flow index (1-ΔQ / Q 0 ) can be reduced, and the water flow is separated from the suction surface 23 of the runner blade 20. It can suppress more reliably.

また、各ランナ羽根２０の膨らみ部２５は、ランナクラウン１２の入口側端部１２ａから、回転軸１１が延びる方向における当該ランナクラウン１２の入口側端部１２ａとランナバンド１３の入口側端部１３ａとの間の距離Ｂ０の０．４〜０．７倍の距離Ｂｍの位置までの範囲内におけるランナ羽根２０の入口側先端Ｐａの近傍に位置することにより、剥離限界流量指数（１−△Ｑ／Ｑ０）を大幅に低減させることができ、ランナ羽根２０の負圧面２３からの水流の剥離を効率良く抑制することができる。 Further, the bulging portion 25 of each runner blade 20 has an inlet side end portion 12 a of the runner crown 12 and an inlet side end portion 13 a of the runner band 13 in the direction in which the rotating shaft 11 extends from the inlet side end portion 12 a of the runner crown 12. distance by the position in the vicinity of the inlet side leading end P a of the runner blades 20 in the range up to the position of 0.4 to 0.7 times the distance B m of B 0, peeling limit flow index between (1 −ΔQ / Q 0 ) can be significantly reduced, and separation of the water flow from the negative pressure surface 23 of the runner blade 20 can be efficiently suppressed.

本実施の形態の水力機械のランナの構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the runner of the hydraulic machine of this Embodiment. 図１の水力機械のランナのランナ羽根の構成を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the runner blade | wing of the runner of the hydraulic machine of FIG. 図２のランナ羽根の入口側先端の拡大図である。It is an enlarged view of the inlet side front-end | tip of the runner blade | wing of FIG. 図１の水力機械のランナの鎖線部分の拡大図である。It is an enlarged view of the chain line part of the runner of the hydraulic machine of FIG. 図１の水力機械のランナに係る落差Ｈと流量Ｑとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the head H and the flow volume Q which concern on the runner of the hydraulic machine of FIG. 図３のランナ羽根の最大厚さＴｍａｘと基準厚さＴ０との比Ｔｍａｘ／Ｔ０と、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフである。The ratio T max / T 0 of the maximum thickness T max and the reference thickness T 0 of the runner blades of FIG. 3 is a graph showing respective relationships between the hydraulic loss and peeling limit flow index. 図３のランナ羽根の距離Ｌｍａｘと最大厚さＴｍａｘとの比Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing a relationship between a ratio L max / T max between a runner blade distance L max and a maximum thickness T max in FIG. 3, hydraulic loss, and separation limit flow index. 図３のランナ羽根の距離ＬＲと距離Ｌｍａｘとの比ＬＲ／Ｌｍａｘと、水力損失および剥離限界流量指数との関係をそれぞれ示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing a relationship between a ratio L R / L max between a runner blade distance L R and a distance L max in FIG. 3, hydraulic loss, and separation limit flow rate index. 図４のランナにおける距離Ｂｍと距離Ｂ０との比Ｂｍ／Ｂ０と、剥離限界流量指数との関係を示すグラフである。The ratio B m / B 0 of the distance B m and the distance B 0 in the runner of FIG. 4 is a graph showing the relationship between a peeling limit flow index. 従来の水力機械のランナのランナ羽根の構成を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the structure of the runner blade | wing of the runner of the conventional hydraulic machine. 図１０のランナ羽根の入口側先端の拡大図である。It is an enlarged view of the inlet side front-end | tip of the runner blade | wing of FIG.

符号の説明Explanation of symbols

３ ケーシング
４ ステーベーン
５ ガイドベーン
６ 吸出し管
１０ 水力機械のランナ
１１ 回転軸
１２ ランナクラウン
１２ａ 入口側端部
１３ ランナバンド
１３ａ 入口側端部
２０ ランナ羽根
２２ 圧力面
２３ 負圧面
２５ 膨らみ部
２５ａ 第１の表面部分
２５ｂ 第２の表面部分
５０ ランナ羽根
５３ 負圧面 3 Casing 4 Stay vane 5 Guide vane 6 Suction pipe 10 Runner 11 of hydraulic machine Rotating shaft 12 Runner crown 12a Inlet side end 13 Runner band 13a Inlet side end 20 Runner blade 22 Pressure surface 23 Negative pressure surface 25 Swelling portion 25a First Surface portion 25b second surface portion 50 runner blade 53 suction surface

Claims (8)

回転軸と、この回転軸に連結されたランナクラウンと、このランナクラウンから離間して位置するランナバンドと、ランナクラウンとランナバンドとの間であって回転軸の周りに複数枚配置されたランナ羽根とを備えた、水車運転を行う水力機械のランナにおいて、
各ランナ羽根は、負圧面において水車運転時の水流の入口側先端の近傍に膨らみ部を有することを特徴とする水力機械のランナ。 A rotating shaft, a runner crown connected to the rotating shaft, a runner band positioned away from the runner crown, and a plurality of runners arranged between the runner crown and the runner band and around the rotating shaft In the runner of a hydraulic machine that operates a water turbine with blades,
Each runner blade has a swollen portion in the vicinity of the front end on the inlet side of the water flow during water turbine operation on the negative pressure surface. 各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナ羽根の入口側先端から、ランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置までの範囲内に位置することを特徴とする請求項１記載の水力機械のランナ。 Bulge of the runner blades, the runner blades from the inlet side leading end, runner out of the hydraulic machine of claim 1, wherein the located within the range of the position of the distance L 0 1/10 caliber D Lanna. 各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナ羽根の入口側先端から水流に沿って延びる凸形状の第１の表面部分と、第１の表面部分に後続する凹形状の第２の表面部分とを有することを特徴とする請求項１または２記載の水力機械のランナ。   The bulge portion of each runner blade has a convex first surface portion that extends along the water flow from the inlet-side tip of the runner blade, and a concave second surface portion that follows the first surface portion. The runner of a hydraulic machine according to claim 1 or 2, characterized in that. 各ランナ羽根の膨らみ部の最大厚さをＴｍａｘ、このランナ羽根の入口側先端からランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置における基準厚さをＴ０としたとき、前記最大厚さＴｍａｘと前記基準厚さＴ０との比が１．１≦Ｔｍａｘ／Ｔ０≦１．６となっていることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の水力機械のランナ。 When the maximum thickness of the bulge portion of each runner blade is T max , and the reference thickness at a position L 0 that is 1/10 of the runner outlet diameter D from the tip on the inlet side of the runner blade is T 0 , the maximum thickness 4. The hydraulic machine according to claim 1, wherein a ratio of a thickness T max to the reference thickness T 0 is 1.1 ≦ T max / T 0 ≦ 1.6. 5. Lanna. 各ランナ羽根の膨らみ部の最大厚さをＴｍａｘ、このランナ羽根の入口側先端から前記膨らみ部が最大厚さを有する位置までの間の距離をＬｍａｘとしたとき、前記距離Ｌｍａｘと前記最大厚さＴｍａｘとの比が０．５≦Ｌｍａｘ／Ｔｍａｘ≦０．８となってい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力機械のランナ。 When the maximum thickness of the bulge portion of each runner blade is T max and the distance from the inlet side tip of the runner blade to the position where the bulge portion has the maximum thickness is L max , the distance L max and the hydraulic machine runner according to any one of claims 1 to 4 maximum ratio of the thickness T max is characterized in that has a 0.5 ≦ L max / T max ≦ 0.8. 各ランナ羽根において入口側先端から膨らみ部が最大厚さを有する位置までの間の距離をＬｍａｘ、前記膨らみ部が最大厚さを有する位置から下流側に最も近い位置であって、ランナ羽根の入口側先端からランナ出口径Ｄの１／１０の距離Ｌ０の位置における基準厚さＴ０と同じ厚さとなる位置と、前記入口側先端との間の距離をＬＲとしたとき、１．５≦ＬＲ／Ｌｍａｘ≦５．５となっていることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の水力機械のランナ。 In each runner blade, the distance from the tip on the inlet side to the position where the bulge portion has the maximum thickness is L max , and the position where the bulge portion is closest to the downstream side from the position where the bulge portion has the maximum thickness, When the distance between the position having the same thickness as the reference thickness T 0 at a position L 0 of 1/10 of the runner outlet diameter D from the inlet side tip and the inlet side tip is LR: The hydraulic machine runner according to claim 1, wherein 5 ≦ L R / L max ≦ 5.5. 各ランナ羽根の膨らみ部は、ランナクラウンの入口側端部から、前記回転軸が延びる方向における当該ランナクラウンの入口側端部とランナバンドの入口側端部との間の距離Ｂ０の０．４〜０．７倍の距離Ｂｍの位置までの範囲内におけるランナ羽根の入口側先端の近傍に位置することを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の水力機械のランナ。 The bulge portion of each runner blade has a distance B 0 of a distance B 0 between the end portion on the inlet side of the runner crown and the end portion on the inlet side of the runner band in the direction in which the rotation axis extends. hydraulic machine runner according to any one of claims 1 to 6, characterized in that positioned in the vicinity of the inlet side leading end of the runner blades in the range up to the position of 4 to 0.7 times the distance B m. 請求項１乃至７のいずれかに記載の水力機械のランナを備えた水力機械。   The hydraulic machine provided with the runner of the hydraulic machine in any one of Claims 1 thru | or 7.
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