JP3756531B2

JP3756531B2 - Hydraulic machine

Info

Publication number: JP3756531B2
Application number: JP07226794A
Authority: JP
Inventors: 谷幸男米; 形一郎山; 藤晋作佐; 藤祐悦宇
Original assignee: Toshiba Corp
Current assignee: Toshiba Corp
Priority date: 1994-04-11
Filing date: 1994-04-11
Publication date: 2006-03-15
Anticipated expiration: 2021-03-15
Also published as: JPH07279813A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、水力機械に係り、特にランナの振動応力を低減した水車やポンプやポンプ水車等の水力機械に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年水車やポンプ水車は、高落差化及び高速化が進み、これに伴って種々の振動問題が発生するようになっている。特に、揚水発電所に使用されるポンプ水車は、経済性の観点から高速化が著しく、ランナに非常に大きな振動が発生する傾向にある。
【０００３】
図９は、一般的なフランシス形のポンプ水車の構造を示したもので、図示を省略した発電電動機に直結された主軸１の下端には、ランナ２が連結され、このランナ２は、クラウン３とバンド４とこれらの間に挟持された複数枚のランナ羽根５とから構成される。ランナ２は上面及び下面が夫々、上カバー６及び下カバー７によって覆われている。ランナ２の外周部には複数枚のガイドベーン８が円形翼列状に配置され、これらのガイドベーン８の外周には複数枚のステーベーン９が円形翼列状に配置されている。これらのステーベーン９の外周にはケーシング１０が配置されている。また、ランナ２の下方には吸い出し管１１が連接されている。
【０００４】
このような構成のフランシス形ポンプ水車は、水車運転の場合にはケーシング１０内の高圧水が、ステーベーン９を介してガイドベーン８に流入し、このガイドベーン８によって流量制御されてランナ２に流入し、このランナ２を回転駆動した後に、吸い出し管１１を通って排出される。
ランナ羽根５とガイドベーン８との翼列干渉に起因する振動がランナ２及び静止部に発生し、特に高落差高速機では振動周波数が高くなるため、ランナ２が共振してランナ羽根５に高い繰返し変動応力が作用し、材料疲労限界を越えると、ランナ２の疲労破壊に至るといった問題がある。
【０００５】
そこで、最近では新設の高落差高速ポンプ水車の営業運転開始に際しては、現地試運転時に、運転中のランナに作用する変動応力を実測して、作用応力が疲労強度上、問題のないレベルであることを確認する試験が行われる。
このランナ応力測定は、一般にランナに歪みゲージを取付けて、作用応力を直接に測定する方式が採られている。しかしながら、歪みゲージ及びゲージリードを滑らかなランナ流水面に高速流水に耐えられるように強固に取付けることは、困難であり、特に実働応力測定の必要性が特に大きい高落差高速機ほどゲージが剥がれ易いといった問題があった。更に、歪みゲージによる測定は、ランナの限られた箇所の応力測定であり、ランナ全体の振動状態の情報を得ることはできないといった問題もある。
【０００６】
一方、ランナ振動は、ポンプ水車の運転状態を監視する上で極めて重要な測定ファクターであり、従来は、ランナに近接した静止部にギャップセンサを設置して、このギャップセンサによってこのランナ振動の測定を行い、この測定信号から主要周波数成分の大きさを監視することが行われていた。しかしながら、このような従来の方法では、静止部側からのランナ振動の測定結果が一体、ランナのどのような振動モード現象を表しているのかが曖昧であり、何か異常が発生した場合にも、振動状態が通常と異なるといった情報が得られるに過ぎず、その原因や異常の程度を判断することができないといった問題がある。
【０００７】
他方、ポンプ水車の高落差高速化に伴ってランナの振動現象に関する研究も勧められ、日本機械学会論文集４９巻４３９号の論文「静止側の分布励振源による羽根付回転円板の振動」には、羽根の付いた円板が静止翼列と干渉を起こした時に、円板には特定のスピンする節直径振動モードが励振されることが開示されている。また、この論文には、羽根付き回転円板と見做せるランナにも節直径振動モードが励振される可能性が示され、しかもモードの節直径数は、ランナ羽根枚数とガイドベーン枚数との組合わせによって限定されることが明らかにされた。更に、ランナ振動を静止部側から観測すると、ランナから観測した周波数とは異なる周波数が観測されることも明らかにされ、それまで不明であったポンプ水車の静止部側に現れる特定の振動周波数の意味が解釈されるようになった。
【０００８】
上記の論文によると、ランナとガイドベーンとの翼列干渉により節直径振動が励振される条件は、次式で与えられる。
ｈ・Ｚｇ±ｎ＝ｍ・Ｚｒ（１）
ここで、Ｚｇはガイドベーン枚数
Ｚｒはランナ羽根枚数
ｈ、ｍ、ｎは、夫々任意の正の整数
なお、ｎの前に付された複号±は、スピン振動モードのスピン方向を示し、記号＋はランナの回転方向と同方向を表し、記号−はランナと逆の回転方向を表している。
【０００９】
式（１）を満足するｈ、ｍ、ｎの組合わせが存在すれば、ランナにはｎ節直径のスピン振動モードが励振され、回転同期周波数をＮとすると、ランナで観測したその振動周波数ｆｒは、次式で表される。
ｆｒ＝ｈ・Ｚｇ・Ｎ（２）
また、振動を静止部で観測した時の振動周波数ｆｓは、次式で表される。
ｆｓ＝ｍ・Ｚｒ・Ｎ（３）
また、上記の論文によるとランナから観測した振動Ｘｍは次式（４）で表される。
【数２】

この時には、静止部で観測した振動Ｘｍは次式（５）で表される。
【数３】

ここで、ω＝２π・ｆｒ
Ω＝２π・Ｎ
ｔは時間
φはランナに固定された座標における円周角
θは静止部に固定された座標における円周角
従って、ランナが単一の節直径振動モードで振動している場合には、静止部で測定した振動から式（３）及び（５）を参照して、Ａｍとｍとを求め、更にｈを仮定することによって式（１）からｎが求まるので、式（４）からランナの振動を算出することが可能になる。
また、高落差ポンプ水車では、ランナが共振することを避けるために、上述のように実機にセンサを設置して振動を検出する代りに、最近では、高落差ポンプ水車の設計の際に、相似模型による実落差模型試験を実施し、実機ランナが定格速度点で共振しないことを模型で確認した上で実機製作を行う方法がとられている。
【００１０】
図１０は横軸に回転速度をとり、縦軸にランナ羽根先端付根に作用する変動応力の片側振幅をとって、ランナの共振特性と使用落差との関係を示したグラフである。縦線は、このランナを２００ｍ級から７００ｍ級までの各落差に適用する場合に水力設計上で必要となる回転速度を示している。このグラフから分かるように、ランナは一般に１次共振ピークＰ１及び２次共振ピークＰ２を持った振動特性であるため、模型試験の結果、定格回転速度点付近に１次または２次共振ピークＰ１、Ｐ２が認められた場合には、定格回転速度がこれらの１次及び２次共振ピークＰ１、Ｐ２から十分に離れるように、ランナのクラウン形状やバンド形状を修正して共振点を移動させていた。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、上述した静止部側に振動センサを設置して振動の式からランナの振動モードを算出する方式式は、ランナが単一の節直径振動モードで振動している場合には確かに有効であるが、しかしながら、実際のランナは上記の式（４）で表される複数の節直径振動モードが混在しているため、実際のランナの振動モードを算出することができない。即ち、複数の節直径振動モードが混在している場合には、各振動モードを加算して重ね合わせる必要がある。しかしながら、上記の式（４）には、モードを加算するために必要なモードの空間位相が示されておらず、加算計算を行うことができない。
【００１２】
また、上述した模型試験の結果に基づき定格回転速度を共振点から十分に離す方式は、定速度運転のポンプ水車にとっては有効であるが、しかしながら、可変速運転のポンプ水車の場合には必ずしも万能とはいえない。
この点を詳述すると、近年は、パワーエレクトロニクスの進歩により、大容量の周波数変換装置が開発され、揚水入力可変幅や発電運転効率上昇幅を大きくとれるポンプ水車の可変速運転が実用段階に入っている。このような可変速機では、図１１に示したように中心回転数Ｎ_０から±ΔＮの可変速幅の中で運転され、この可変速幅±ΔＮは通常中心回転数Ｎ_０の約±１０％に設定される。可変速幅
がこのように大きい可変速機にあっては、模型試験結果に基づくランナのクラウン形状やバンド形状の修正によっては可変速範囲から共振ピークを追い出すことが極めて困難である。
【００１３】
特に、４００ｍ級以上の高落差のポンプ水車では、図１０に示したように運転点が共振点に近付き、５００ｍ級以上になると、一次共振点Ｐ１を越えるため、４００ｍ級以上の高落差可変速ポンプ水車では、図１１に示したようにランナのクラウン形状やバンド形状の修正によってランナの固有振動数を調整して、振動特性を特性Ａから特性ＢまたはＣに変化させても、運転可変速範囲に共振点が入ってしまう。
そこで、本発明の一般的な目的は、ランナの振動応力を低減することができる水車やポンプやポンプ水車等の水力機械を提供することである。
特に、請求項１に記載の発明の目的は、静止部からの振動測定によって、運転中のランナの振動モードを正確に測定することができる水力機械を提供することである。
請求項５及び６に記載の発明の目的は、共振ピークにおいてもランナの変動応力が十分に小さい可変速水力機械を提供することである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
この目的を達成するために請求項１に記載の発明は、複数枚のランナ羽根を有するランナと、このランナの外周側に円形翼列状に配置された複数枚のガイドベーンとを具備する水力機械において、上記ランナの外縁部に近接した静止部に設置されランナ振動の信号を発生する非接触振動センサと、上記非接触振動センサの上記ランナ振動信号から、Ｚｒ・Ｎ（Ｚｒは上記ランナ羽根の枚数であり、Ｎは回転同期周波数である）の周波数成分及びその高次調波成分を抽出してそれぞれの周波数成分信号を発生する周波数分析装置と、上記ランナ円周上の所定の位置が上記静止部の所定の位置に達した時にトリガー信号を発生するトリガー装置と、上記トリガー信号に対する上記抽出された各周波数成分信号の初期位相角を検出する初期位相角検出装置と、上記周波数分析装置の各周波数成分信号の大きさと上記初期位相角検出装置によって検出された各周波数成分信号の初期位相角とに基づきランナ振動モードの変位パターンを算出しそれらを合算する演算装置とを具備することを特徴とするものである。
【００１５】
この構成にあっては、上記ガイドベーンの枚数をＺｇ、回転軸回りの角度座標をランナ回転方向にφ（図２参照、ただし、φはランナ回転方向が正である）、上記周波数成分信号のｍ次成分における片振幅の大きさをＡｍ、時間をｔ、上記初期位相角をΨｍとした時に、上記演算装置は、上記ランナ振動モードの変位パターンＸｍを、
ｋ＝ｍ・Ｚｒ−Ｚｇ
Ｘｍ＝Ａｍ・ｓｉｎ［２π・Ｚｇ・Ｎ・ｔ−ｋ｛φ−Ｚｇ・Ψｍ／ｋ
（Ｚｇ＋ｋ）｝］
から算出し、ランナの実振動モードパターンＸｒを、
【数４】

として合算することが好ましい。
更に、上記非接触振動センサは上記ランナの上カバー及び下カバーに夫々設置されていることが望ましい。
また、上記演算装置の出力を判別するパターン判別装置と、このパターン判別装置の出力に基づき水力機械を停止させる制御装置とを更に具備することが望ましい。
【００１６】
【作用】
請求項１に記載の発明の作用は以下の通りである。
非接触振動センサは運転中のランナの振動を検出し、振動の信号を発生する。この振動信号はＺｒ・Ｎの周波数成分及びその高次調波成分を含み、周波数分析装置は、これらのＺｒ・Ｎの周波数成分及びその高次調波成分を抽出して、それぞれの周波数成分信号を発生する。トリガー装置はランナ円周上の所定の位置が静止部の所定の位置に達した時にトリガー信号を発生する。
初期位相角検出装置はトリガー信号に対する上記抽出された各周波数成分信号の初期位相角を検出し、演算装置は周波数分析装置の各周波数成分信号の大きさと初期位相角検出装置によって検出された各周波数成分信号の初期位相角とに基づきランナ振動モードの変位パターンを算出しそれらを合算することによって、ランナの実振動モードパターンを合成する。
【００１７】
次に、請求項１に記載の発明の測定原理を数式を使用して詳述する。
上述の式（４）及び式（５）に±ｎ＝ｋを代入すると、夫々次式（６）及び（７）が得られる。
Ｘｍ＝ＡｍＳＩＮ（ω・ｔ−ｋ・φ）（６）
Ｘｍ＝ＡｍＳＩＮ｛（ω＋ｋ・Ω）ｔ−ｋ・θ｝（７）
この式（７）は、静止部からランナ振動を測定した場合の一般式である。非接触振動センサはトリガー装置からの静止部のθ＝０の位置でトリガー信号によって、トリガーをかけて、実際のランナ振動を観測すると、初期位相角Ψｍを含んだ次式が得られる。
Ｘｍ＝ＡｍＳＩＮ｛（ω＋ｋ・Ω）ｔ＋Ψｍ−ｋ・θ｝（８）
これは次式（９）に変形される。

一方、式（６）が表す振動と式（７）が表す振動は、完全に同一であるので、式（９）に対応する式（６）相当の式は、次式（１０）で表すことができる。

この式（１０）は更に次式（１１）に変形することができる。

この式（１１）にω＝２π・ｆｒ及びΩ＝２π・Ｎを代入すると、次式（１２）が得られる。

この式（１２）におけるｈは、ガイドベーン側の励振源としての水圧分布や流速分布の高調波次数を示すが、これまでの多くのランナ実働応力測定の結果から考察すると、ランナ変動応力の周波数成分にｈ≧２のｈ・Ｚｇ・Ｎ成分が見られたことはない。従って少なくともポンプ水車に関しては、ｈ＝１と見做して差支えない。そこで、ｈ＝１を上式（１２）に代入すると、次式（１３）が得られる。

この式（１３）のＺｇ・Ψｍ／ｋ（Ｚｇ＋ｋ）は、ランナに励振されているｍ次節直径振動成分の空間座標における初期位相角を示している。
このように、式（１３）は、ランナに励振される複数の節直径振動モードの各々がランナ上のどこに存在するかを示す空間座標における位相角情報を有しているので、周波数分析装置の各周波数成分に対応する夫々の節直径成分を同一のφ座標の上で加算することができ、実態振動モードＸｒは、次式（１４）から求めることができる。
【数５】

なお、式（１３）に示された振動式は、周波数分析装置の各周波数成分信号の大きさと初期位相角検出装置によって検出された各周波数成分信号の初期位相角とに基づき演算装置によって算出される。
【００１９】
【実施例】
以下に本発明による水力機械の実施例を図９及び図１１と同部分には同一符号を付して示した図１乃至図８を参照して説明する。
図１及び図２は本発明の第１の実施例を示したもので、この実施例のポンプ水車は、図２に明示したようにランナ羽根枚数Ｚｒ＝６、ガイドベーン枚数Ｚｇ＝２０である。
ランナ２の外縁部に近接した上カバー６などの静止部に非接触振動センサ１２が、設置されランナ振動の信号を発生する。また、主軸１の外周囲に対向するようにトリガー発生装置１３が配置されている。このトリガー発生装置１３は、例えば主軸１の外周に貼設した信号片とこれを検出するセンサとから構成され、ランナの回転に伴いランナ上の所定位置が静止部の所定位置に対向したことを検出して、トリガー信号Ｔｒを発生する。
【００２０】
非接触振動センサ１２には振動計１４が接続され、この振動計１４は非接触振動センサ１２からの振動信号を増幅する。振動計１４は周波数分析装置１５に接続され、この周波数分析装置１５は振動計１４で増幅された非接触振動センサ１２からの振動信号を受け、この振動信号から、ランナ羽根枚数Ｚｒに回転同期周波数Ｎを乗じたＺｒ・Ｎの周波数成分及びその高次調波成分を抽出する。なお、Ｚｒ・Ｎの基調成分とその高次調波成分とを以下ではｍ・Ｚｒ・Ｎ成分と総称する。
周波数分析装置１５は、抽出したｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号を位相角検出装置１６に送出する。この位相角検出装置１６はトリガー発生装置１３からのトリガー信号Ｔｒと周波数分析装置１５からのｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号とを受け、トリガー信号に対するｍ・Ｚｒ・Ｎ成分の各成分ごとに初期位相角を求める。演算装置１７は、ｍ・Ｚｒ・Ｎ成分の各成分ごとに振動モードを計算して割り付け、割り付けた各振動モードの変位パターンを合成して、ランナの実振動モードパターンを合成計算する。
【００２１】
次に、第１の実施例の作用を説明する。
非接触振動センサ１２は運転中のランナ２の振動を検出し、振動の信号を発生する。周波数分析装置１５は、振動計１４によって増幅された振動信号の周波数を分析し、この振動信号からｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号を抽出する。なお、図３はこの周波数分析装置１５による周波数分析結果を示したグラフであり、ｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号の各々について、横軸に周波数をとり縦軸に振幅をとったグラフ、及びｍ＝１、２、３の成分信号について横軸に時間ｔをとり縦軸に振幅をとったグラフが夫々示されている。
トリガー装置１３はランナ円周上の所定の位置が静止部の所定の位置に達した時にトリガー信号Ｔｒを発生し、初期位相角検出装置１６はトリガー信号Ｔｒに対する各ｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号の初期位相角Ψｍを検出し、演算装置１７は周波数分析装置１５の各ｍ・Ｚｒ・Ｎ成分信号の大きさと初期位相角検出装置１６によって検出された各周波数成分信号の初期位相角Ψｍとに基づき、式（１３）に従ってランナ振動モードの変位パターンを算出しそれらを合算することによって、ランナの実振動モードパターンを合成する。この時、式（１３）の計算に必要なガイドベーン枚数Ｚｇやランナ羽根枚数Ｚｒや回転同期周波数Ｎなどの情報は、予め演算装置１７に入力されている。
【００２２】
図４は、ランナの変動応力分布を求める方法を示したもので、有限要素法などの数値解析手法を用いて、ランナ外縁部振動モード１８Ａと構造解コード１８Ｂとからランナの変動応力分布１８Ｃを計算することができる。
図５は、第１の実施例の変形例を示したもので、上カバー６の非接触振動センサ１２の他に、下カバー７にも非接触振動センサ１９が設置されている。この非接触振動センサ１９の出力信号は、振動計２０を介して周波数分析装置１５に入力される。その他の構成は図１と同一である。
Ｚｒ＝６、Ｚｇ＝２０のポンプ水車におけるランナのクラウン側及びバンド側の両方の振動計測結果の一例を次に説明する。
計測の結果、ｍ・Ｚｒ・Ｎ成分としては、ｍ＝２、３、４、５の各成分が検出された。これらの成分は、ｋ＝ｍ・Ｚｒ−Ｚｇより、それぞれｋ＝−８、−２、４、１０となる。これらの４成分について式（１３）を適用して夫々求めた８節直径モードパターンと２節直径モードパターンと４節直径モードパターンと１０節直径モードパターンが、図６の（ａ）、（ｂ）、（ｃ）、（ｄ）に示されている。また、これらを合算した合成実振動モードパターンが図６の（ｅ）に示されている。この図６（ｅ）の合成実振動モードパターンから分かるように、クラウン３とバンド４は、羽根５の間の部分が振動し、羽根５の部分がほとんど振動しておらず、自然な振動モードが得られている。
【００２３】
図７は、空中においてランナ単体を打撃することによって求めた空中固有振動モードの一例であり、図６の水中でのランナ振動モードとは多少異なるが、基本的なパターンは良く類似しており、運転中のランナ振動モードがランナ単体の空中固有振動モードと基本的に同一であることが検証された。なお、打撃試験を実施すると、数十もの空中固有振動モードが観測され、そのどのモードで振動しているかを特定することは一般に非常に困難である。しかし、本発明による振動モード測定を実施することによって、適確かつ簡単に特定するできることが実証された。
【００２４】
図８は、本発明の第２の実施例を示したもので、演算装置１７の出力にはパターン判別装置２１が接続され、このパターン判別装置２１の出力にはポンプ水車制御装置２２が接続されている。その他の構成は図５と同一である。
パターン判別装置２１は、演算装置１７の出力であるランナの振動モードパターンを識別し、ランナ振動モードが異常かどうかを判別すると共に、モード異常が重大事故か否かを判別する。例えば、振動モードパターンがランナ羽根が伸び縮みするモードである場合には、ランナ羽根とクラウンやバンドとの接合部に割れが入っているので、パターン判別装置２１はポンプ水車の急停止信号をポンプ水車制御装置２２に送出し、これに応じてポンプ水車制御装置２２は、ポンプ水車を急停止すると共に、警報を発生する。
【００３６】
【発明の効果】
以上の説明から明らかなように本発明によれば、運転中のランナの振動を静止部から測定した測定値に基づき、複数の節直径振動モードを重ね合わせてランナの実振動モードパターンを合成計算することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による水力機械の第１の実施例を概略的に示した断面図。
【図２】第１の実施例のポンプ水車の水平断面図。
【図３】横軸に周波数及び時間をとり、縦軸に振幅をとったグラフ。
【図４】ランナの応力分析手法を示した説明図。
【図５】第１の実施例の変形例を概略的に示した断面図。
【図６】運転中のランナの振動状態を示した説明図。
【図７】ランナの空中固有振動モードを示した説明図。
【図８】本発明による水力機械の第２の実施例を概略的に示した断面図。
【図９】従来のフランシス形ポンプ水車を概略的に示した断面図。
【図１０】回転速度と変動応力との関係を示したグラフ。
【図１１】回転速度と変動応力との関係を示したグラフ。
【符号の説明】
２ランナ
３クラウン
４バンド
５ランナ羽根
８ガイドベーン
１２非接触振動センサ
１３トリガー装置
１５周波数分析装置
１６位相角検出装置
１７演算装置
１９非接触振動センサ[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a hydraulic machine, and more particularly, to a hydraulic machine such as a water turbine, a pump, a pump turbine, etc., with reduced runner vibration stress.
[0002]
[Prior art]
In recent years, water turbines and pump water turbines have been increased in head and speed, and various vibration problems have arisen accordingly. In particular, the pump turbine used in the pumped storage power plant is remarkably increased in speed from the viewpoint of economy, and the runner tends to generate very large vibrations.
[0003]
FIG. 9 shows the structure of a general Francis-type pump-turbine. A runner 2 is connected to the lower end of the main shaft 1 directly connected to a generator motor (not shown). And a band 4 and a plurality of runner blades 5 sandwiched between them. The runner 2 is covered with an upper cover 6 and a lower cover 7 on the upper and lower surfaces, respectively. A plurality of guide vanes 8 are arranged in a circular blade row on the outer periphery of the runner 2, and a plurality of stay vanes 9 are arranged in a circular blade row on the outer periphery of these guide vanes 8. A casing 10 is disposed on the outer periphery of these stay vanes 9. Further, a suction pipe 11 is connected below the runner 2.
[0004]
In the Francis type pump turbine having such a configuration, the high pressure water in the casing 10 flows into the guide vane 8 through the stay vane 9 when the turbine is operated, and the flow rate is controlled by the guide vane 8 and flows into the runner 2. After the runner 2 is driven to rotate, the runner 2 is discharged through the suction pipe 11.
Vibration caused by blade row interference between the runner blades 5 and the guide vanes 8 is generated in the runner 2 and the stationary part, and particularly in a high head high speed machine, the vibration frequency becomes high. When the repeatedly fluctuating stress acts and exceeds the material fatigue limit, there is a problem that the runner 2 is fatigued.
[0005]
Therefore, recently, at the start of commercial operation of the newly installed high head high speed pump turbine, during the field trial operation, the fluctuating stress acting on the running runner was measured, and the working stress should be at a level that does not cause any problems in terms of fatigue strength. A test is conducted to confirm the above.
In this runner stress measurement, generally, a strain gauge is attached to the runner and the working stress is directly measured. However, it is difficult to attach strain gauges and gauge leads firmly to a smooth runner surface so that they can withstand high-speed water flow. Gauges are more likely to peel off, especially with high-head high-speed machines that have a particularly large need for measuring actual stress. There was a problem. Furthermore, the measurement by the strain gauge is a stress measurement at a limited portion of the runner, and there is a problem that it is impossible to obtain information on the vibration state of the entire runner.
[0006]
On the other hand, runner vibration is an extremely important measurement factor for monitoring the operation state of a pump turbine. Conventionally, a gap sensor is installed in a stationary part close to the runner, and this runner vibration is measured by this gap sensor. And monitoring the magnitude of the main frequency component from this measurement signal. However, with such a conventional method, the runner vibration measurement result from the stationary part side is unclear what the vibration mode phenomenon of the runner represents, and even if something abnormal occurs However, there is a problem that only the information that the vibration state is different from normal is obtained, and the cause and the degree of abnormality cannot be determined.
[0007]
On the other hand, research on the vibration phenomenon of the runner is recommended along with the high head / high speed of the pump turbine, and the paper “The vibration of a rotating disk with blades by a stationary excitation source” in the 49th issue of Japan Society of Mechanical Engineers. Discloses that when a disc with blades interferes with a stationary cascade, the disc is excited by a specific spinning nodal diameter oscillation mode. This paper also shows the possibility that the nodal diameter vibration mode can be excited even in a runner that can be thought of as a rotating disk with blades, and the number of nodal diameters in the mode is the number of runner blades and the number of guide vanes. It became clear that it was limited by the combination. Furthermore, when the runner vibration is observed from the stationary part side, it is clarified that a frequency different from the frequency observed from the runner is observed. Meaning came to be interpreted.
[0008]
According to the above paper, the condition that the nodal diameter vibration is excited by the cascade interference between the runner and the guide vane is given by the following equation.
h · Zg ± n = m · Zr (1)
Here, Zg is the number of guide vanes Zr is the number of runner blades h, m, and n are arbitrary positive integers, and the compound sign ± in front of n indicates the spin direction of the spin vibration mode. + Represents the same direction as the runner rotation direction, and symbol-represents the reverse rotation direction of the runner.
[0009]
If there is a combination of h, m, and n that satisfies equation (1), the runner is excited by an n-node diameter spin vibration mode, and if the rotational synchronization frequency is N, the vibration frequency fr observed by the runner. Is expressed by the following equation.
fr = h · Zg · N (2)
The vibration frequency fs when the vibration is observed at the stationary part is expressed by the following equation.
fs = m · Zr · N (3)
According to the above paper, the vibration Xm observed from the runner is expressed by the following equation (4).
[Expression 2]

At this time, the vibration Xm observed at the stationary part is expressed by the following equation (5).
[Equation 3]

Where ω = 2π · fr
Ω = 2π · N
t is the time φ is the circumferential angle θ at the coordinates fixed to the runner is the circumferential angle at the coordinates fixed to the stationary part. Therefore, when the runner vibrates in a single nodal diameter vibration mode, the stationary part From Equation (3) and (5), Am and m are obtained from the vibration measured in step (1), and n is obtained from Equation (1) by assuming h. Can be calculated.
In addition, in order to avoid runner resonance in a high-head pump turbine, instead of detecting vibration by installing a sensor in the actual machine as described above, recently, when designing a high-head pump turbine, An actual drop model test using a model is conducted, and the actual machine is manufactured after confirming that the actual runner does not resonate at the rated speed point.
[0010]
FIG. 10 is a graph showing the relationship between the resonance characteristics of the runner and the drop in use with the rotational speed on the horizontal axis and the one-sided amplitude of the fluctuating stress acting on the root of the runner blade tip on the vertical axis. The vertical line indicates the rotational speed required for hydraulic design when this runner is applied to each head from the 200 m class to the 700 m class. As can be seen from this graph, the runner generally has a vibration characteristic having a primary resonance peak P1 and a secondary resonance peak P2, and as a result of the model test, the primary or secondary resonance peak P1, near the rated rotational speed point, When P2 was recognized, the resonance point was moved by modifying the crown shape and band shape of the runner so that the rated rotational speed was sufficiently separated from the primary and secondary resonance peaks P1 and P2. .
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-described method of calculating the runner's vibration mode from the vibration equation by installing a vibration sensor on the stationary part side is certainly effective when the runner vibrates in a single nodal diameter vibration mode. However, since the actual runner includes a plurality of nodal diameter vibration modes expressed by the above formula (4), the actual runner vibration mode cannot be calculated. That is, when a plurality of nodal diameter vibration modes are mixed, it is necessary to add each vibration mode and superimpose them. However, the above equation (4) does not show the spatial phase of the mode necessary for adding the modes, and the addition calculation cannot be performed.
[0012]
In addition, the method of sufficiently separating the rated rotational speed from the resonance point based on the result of the model test described above is effective for a pump turbine of constant speed operation, however, it is not always versatile for a pump turbine of variable speed operation. That's not true.
In more detail, in recent years, with the advancement of power electronics, large-capacity frequency converters have been developed, and variable speed operation of pump turbines that can greatly increase the pumping input variable width and power generation operation efficiency increase has entered the practical stage. ing. In such a variable-speed motor is operated in the center rotational speed N ₀ as shown in FIG. 11 of the variable speed width of ± .DELTA.N, the variable speed width ± .DELTA.N about ± normal central rotational speed N ₀ 10 % Is set. In a variable speed machine with such a large variable speed range, it is extremely difficult to drive out the resonance peak from the variable speed range by correcting the crown shape and band shape of the runner based on the model test results.
[0013]
In particular, in a pump turbine with a high head of 400 m class or higher, as shown in FIG. 10, the operating point approaches the resonance point, and when it reaches 500 m class or higher, the primary resonance point P1 is exceeded, so a high head variable speed of 400 m class or higher. In the pump turbine, even if the natural frequency of the runner is adjusted by modifying the crown shape or band shape of the runner as shown in FIG. The resonance point will be in the range.
Therefore, a general object of the present invention is to provide a hydraulic machine such as a water turbine, a pump, and a pump turbine that can reduce the vibration stress of the runner.
In particular, an object of the invention described in claim 1 is to provide a hydraulic machine capable of accurately measuring the vibration mode of a running runner by measuring vibration from a stationary part.
The object of the invention described in

claims

5 and 6 is to provide a variable speed hydraulic machine in which the runner fluctuation stress is sufficiently small even at the resonance peak.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, the invention described in claim 1 is a hydraulic power system comprising a runner having a plurality of runner blades and a plurality of guide vanes arranged in a circular blade row on the outer peripheral side of the runner. In the machine, a non-contact vibration sensor that is installed in a stationary part near the outer edge of the runner and generates a runner vibration signal, and Zr · N (Zr is the runner blade) from the runner vibration signal of the non-contact vibration sensor. Frequency analysis apparatus for extracting frequency components and their higher-order harmonic components and generating respective frequency component signals, and a predetermined position on the runner circumference. A trigger device that generates a trigger signal when a predetermined position of the stationary part is reached, and an initial phase angle detection that detects an initial phase angle of each of the extracted frequency component signals with respect to the trigger signal; Calculation of the displacement pattern of the runner vibration mode based on the magnitude of each frequency component signal of the device and the frequency analyzer and the initial phase angle of each frequency component signal detected by the initial phase angle detector, and adding them together And a device.
[0015]
In this configuration, the number of guide vanes is Zg, the angle coordinate around the rotation axis is φ in the runner rotation direction (see FIG. 2, where φ is the runner rotation direction is positive), and the frequency component signal When the magnitude of the half amplitude in the m-order component is Am, the time is t, and the initial phase angle is Ψm, the arithmetic unit calculates the displacement pattern Xm of the runner vibration mode as follows:
k = m · Zr-Zg
Xm = Am · sin [2π · Zg · N · t−k {φ−Zg · Ψm / k
(Zg + k)}]
The actual runner vibration mode pattern Xr is calculated from
[Expression 4]

Are preferably added together.
Further, it is desirable that the non-contact vibration sensor is installed on the upper and lower covers of the runner.
Further, it is desirable to further include a pattern discriminating device that discriminates the output of the arithmetic unit and a control device that stops the hydraulic machine based on the output of the pattern discriminating device.
[0016]
[Action]
The operation of the first aspect of the invention is as follows.
The non-contact vibration sensor detects a runner vibration during operation and generates a vibration signal. The vibration signal includes the frequency component of Zr · N and its higher-order harmonic component, and the frequency analyzer extracts the frequency component of Zr · N and its higher-order harmonic component and outputs each frequency component signal. Is generated. The trigger device generates a trigger signal when a predetermined position on the circumference of the runner reaches a predetermined position of the stationary part.
The initial phase angle detector detects the initial phase angle of each of the extracted frequency component signals with respect to the trigger signal, and the arithmetic unit detects the magnitude of each frequency component signal of the frequency analyzer and each frequency detected by the initial phase angle detector. Based on the initial phase angle of the component signal, the displacement pattern of the runner vibration mode is calculated and added to synthesize the actual vibration mode pattern of the runner.
[0017]
Next, the measurement principle of the invention described in claim 1 will be described in detail using mathematical expressions.
Substituting ± n = k into the above equations (4) and (5), the following equations (6) and (7) are obtained, respectively.
Xm = AmSIN (ω · t−k · φ) (6)
Xm = AmSIN {(ω + k · Ω) t−k · θ} (7)
This equation (7) is a general equation when the runner vibration is measured from the stationary part. When the non-contact vibration sensor is triggered by a trigger signal at the position of θ = 0 of the stationary part from the trigger device and the actual runner vibration is observed, the following equation including the initial phase angle Ψm is obtained.
Xm = AmSIN {(ω + k · Ω) t + Ψm−k · θ} (8)
This is transformed into the following equation (9).

On the other hand, the vibration represented by the expression (6) and the vibration represented by the expression (7) are completely the same. Therefore, the expression corresponding to the expression (6) corresponding to the expression (9) is expressed by the following expression (10). Can do.

This equation (10) can be further transformed into the following equation (11).

Substituting ω = 2π · fr and Ω = 2π · N into this equation (11) yields the following equation (12).

H in this equation (12) indicates the harmonic order of the water pressure distribution and the flow velocity distribution as the excitation source on the guide vane side, and considering the results of many previous runner actual stress measurements, The h · Zg · N component with h ≧ 2 has never been observed. Therefore, at least for the pump turbine, it can be assumed that h = 1. Therefore, substituting h = 1 into the above equation (12) yields the following equation (13).

Zg · Ψm / k (Zg + k) in the equation (13) represents the initial phase angle in the spatial coordinates of the m-th order nodal diameter vibration component excited by the runner.
Thus, since Equation (13) has phase angle information in spatial coordinates indicating where on the runner each of the plurality of nodal diameter vibration modes excited by the runner exists, Each nodal diameter component corresponding to each frequency component can be added on the same φ coordinate, and the actual vibration mode Xr can be obtained from the following equation (14).
[Equation 5]

Note that the vibration equation shown in Expression (13) is calculated by the arithmetic unit based on the magnitude of each frequency component signal of the frequency analyzer and the initial phase angle of each frequency component signal detected by the initial phase angle detector. The
[0019]
【Example】
An embodiment of a hydraulic machine according to the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 8 in which the same reference numerals are assigned to the same parts as those in FIGS.
1 and 2 show a first embodiment of the present invention. The pump turbine of this embodiment has runner blade number Zr = 6 and guide vane number Zg = 20 as clearly shown in FIG. .
A non-contact vibration sensor 12 is installed in a stationary part such as the upper cover 6 adjacent to the outer edge of the runner 2 to generate a runner vibration signal. Moreover, the trigger generator 13 is arrange | positioned so that the outer periphery of the main axis | shaft 1 may be opposed. The trigger generator 13 is composed of, for example, a signal piece attached to the outer periphery of the main shaft 1 and a sensor for detecting the signal piece, and the predetermined position on the runner is opposed to the predetermined position on the stationary portion as the runner rotates. The trigger signal Tr is generated upon detection.
[0020]
A vibration meter 14 is connected to the non-contact vibration sensor 12, and the vibration meter 14 amplifies a vibration signal from the non-contact vibration sensor 12. The vibrometer 14 is connected to a frequency analyzer 15, which receives the vibration signal from the non-contact vibration sensor 12 amplified by the vibrometer 14, and from this vibration signal, the rotational synchronization frequency is determined from the number of runner blades Zr. The frequency component of Zr · N multiplied by N and its higher-order harmonic component are extracted. The fundamental component of Zr · N and its higher-order harmonic component are hereinafter collectively referred to as m · Zr · N component.
The frequency analyzer 15 sends the extracted m · Zr · N component signal to the phase angle detector 16. This phase angle detector 16 receives the trigger signal Tr from the trigger generator 13 and the m · Zr · N component signal from the frequency analyzer 15 and receives the initial phase for each component of the m · Zr · N component with respect to the trigger signal. Find the corner. The arithmetic unit 17 calculates and assigns vibration modes for each of the m, Zr, and N components, synthesizes the displacement patterns of the assigned vibration modes, and synthesizes and calculates the actual vibration mode pattern of the runner.
[0021]
Next, the operation of the first embodiment will be described.
The non-contact vibration sensor 12 detects the vibration of the runner 2 during operation and generates a vibration signal. The frequency analyzer 15 analyzes the frequency of the vibration signal amplified by the vibrometer 14 and extracts an m · Zr · N component signal from the vibration signal. FIG. 3 is a graph showing the results of frequency analysis performed by the frequency analyzer 15. For each of m, Zr, and N component signals, a graph in which the horizontal axis represents frequency and the vertical axis represents amplitude, and m = For the component signals 1, 2, and 3, graphs are shown in which the horizontal axis represents time t and the vertical axis represents amplitude.
The trigger device 13 generates a trigger signal Tr when a predetermined position on the circumference of the runner reaches a predetermined position of the stationary portion, and an initial phase angle detection device 16 outputs each m · Zr · N component signal with respect to the trigger signal Tr. The initial phase angle Ψm is detected, and the computing device 17 is based on the magnitude of each m · Zr · N component signal of the frequency analyzer 15 and the initial phase angle ψm of each frequency component signal detected by the initial phase angle detector 16. The displacement pattern of the runner vibration mode is calculated according to the equation (13) and added to synthesize the actual vibration mode pattern of the runner. At this time, information such as the number of guide vanes Zg, the number of runner blades Zr, and the rotation synchronization frequency N necessary for the calculation of Expression (13) is input to the arithmetic unit 17 in advance.
[0022]
FIG. 4 shows a method for obtaining the runner's fluctuating stress distribution. Using a numerical analysis method such as a finite element method, the runner's fluctuating stress distribution 18C is obtained from the runner outer edge vibration mode 18A and the structural solution code 18B. Can be calculated.
FIG. 5 shows a modification of the first embodiment. In addition to the non-contact vibration sensor 12 of the upper cover 6, a non-contact vibration sensor 19 is also installed on the lower cover 7. The output signal of the non-contact vibration sensor 19 is input to the frequency analyzer 15 via the vibrometer 20. Other configurations are the same as those in FIG.
Next, an example of vibration measurement results on both the crown side and the band side of the runner in the pump turbine with Zr = 6 and Zg = 20 will be described.
As a result of the measurement, m = 2, 3, 4, and 5 components were detected as m, Zr, and N components. These components are k = −8, −2, 4, 10 from k = m · Zr−Zg, respectively. An 8-node diameter mode pattern, a 2-node diameter mode pattern, a 4-node diameter mode pattern, and a 10-node diameter mode pattern obtained by applying Equation (13) to these four components are respectively shown in FIGS. ), (C), (d). Further, a combined real vibration mode pattern obtained by adding these is shown in FIG. As can be seen from the synthetic real vibration mode pattern of FIG. 6 (e), the crown 3 and the band 4 vibrate between the blades 5 and the portion of the blades 5 hardly vibrate. Is obtained.
[0023]
FIG. 7 is an example of the natural vibration mode obtained by striking the runner alone in the air. Although it is slightly different from the runner vibration mode in water in FIG. 6, the basic pattern is very similar, It was verified that the runner vibration mode during operation is basically the same as the natural vibration mode of the runner alone. In addition, when an impact test is performed, dozens of natural vibration modes in the air are observed, and it is generally very difficult to specify which mode vibrates. However, it has been demonstrated that the vibration mode measurement according to the present invention can be accurately and easily specified.
[0024]
FIG. 8 shows a second embodiment of the present invention. A pattern discriminator 21 is connected to the output of the arithmetic unit 17, and a pump turbine controller 22 is connected to the output of the pattern discriminator 21. ing. Other configurations are the same as those in FIG.
The pattern discriminating device 21 discriminates the runner vibration mode pattern, which is the output of the arithmetic unit 17, discriminates whether or not the runner vibration mode is abnormal, and discriminates whether or not the mode abnormality is a serious accident. For example, when the vibration mode pattern is a mode in which the runner blade expands and contracts, since the joint between the runner blade and the crown or band is cracked, the pattern discriminating device 21 pumps a sudden stop signal of the pump turbine. In response to this, the pump turbine controller 22 suddenly stops the pump turbine and generates an alarm.
[0036]
【The invention's effect】
As is apparent from the above description, according to the present invention, based on the measured value of the runner vibration during operation measured from the stationary part, a plurality of nodal diameter vibration modes are superimposed to calculate the actual vibration mode pattern of the runner. can do.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view schematically showing a first embodiment of a hydraulic machine according to the present invention.
FIG. 2 is a horizontal sectional view of the pump turbine according to the first embodiment.
FIG. 3 is a graph in which the horizontal axis represents frequency and time, and the vertical axis represents amplitude.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing a runner stress analysis technique.
FIG. 5 is a sectional view schematically showing a modification of the first embodiment.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing the vibration state of the runner during operation.
FIG. 7 is an explanatory view showing an aerial natural vibration mode of a runner.
FIG. 8 is a cross-sectional view schematically showing a second embodiment of the hydraulic machine according to the present invention.
FIG. 9 is a cross-sectional view schematically showing a conventional Francis type pump turbine.
FIG. 10 is a graph showing the relationship between rotational speed and fluctuating stress.
FIG. 11 is a graph showing the relationship between rotational speed and fluctuating stress.
[Explanation of symbols]
2 Runner 3 Crown 4 Band 5 Runner blade 8 Guide vane 12 Non-contact vibration sensor 13 Trigger device 15 Frequency analyzer 16 Phase angle detector 17 Arithmetic device 19 Non-contact vibration sensor

Claims

複数枚のランナ羽根を有するランナと、このランナの外周側に円形翼列状に配置された複数枚のガイドベーンとを具備する水力機械において、上記ランナの外縁部に近接した静止部に設置されランナ振動の信号を発生する非接触振動センサと、上記非接触振動センサの上記ランナ振動信号から、Ｚｒ・Ｎ（Ｚｒは上記ランナ羽根の枚数であり、Ｎは回転同期周波数である）の周波数成分及びその高次調波成分を抽出してそれぞれの周波数成分信号を発生する周波数分析装置と、上記ランナ円周上の所定の位置が上記静止部の所定の位置に達した時にトリガー信号を発生するトリガー装置と、上記トリガー信号に対する上記抽出された各周波数成分信号の初期位相角を検出する初期位相角検出装置と、上記周波数分析装置の各周波数成分信号の大きさと上記初期位相角検出装置によって検出された各周波数成分信号の初期位相角とに基づきランナ振動モードの変位パターンを算出しそれらを合算する演算装置とを具備することを特徴とする水力機械。 In a hydraulic machine comprising a runner having a plurality of runner blades and a plurality of guide vanes arranged in a circular cascade on the outer peripheral side of the runner, the hydraulic machine is installed at a stationary part close to the outer edge of the runner. From the non-contact vibration sensor that generates a runner vibration signal and the runner vibration signal of the non-contact vibration sensor, the frequency component of Zr · N (Zr is the number of runner blades and N is the rotation synchronization frequency). And a frequency analyzer for extracting the higher-order harmonic components and generating respective frequency component signals, and generating a trigger signal when a predetermined position on the runner circumference reaches a predetermined position of the stationary part A trigger device, an initial phase angle detection device for detecting an initial phase angle of each of the extracted frequency component signals with respect to the trigger signal, and each frequency component signal of the frequency analysis device Calculating a displacement pattern of the runner vibration mode based on the initial phase angle of each frequency component signals detected by the can and the initial phase angle detector hydraulic machine which is characterized by comprising an arithmetic unit for summing them.

上記ガイドベーンの枚数をＺｇ、回転軸回りの角度座標をランナ回転方向にφ、上記周波数成分信号のｍ次成分における片振幅の大きさをＡｍ、時間をｔ、上記初期位相角をΨｍとした時に、上記演算装置は、上記ランナ振動モードの変位パターンＸｍを、
ｋ＝ｍ・Ｚｒ−Ｚｇ
Ｘｍ＝Ａｍ・ｓｉｎ［２π・Ｚｇ・Ｎ・ｔ−ｋ｛φ−Ｚｇ・Ψｍ／ｋ
（Ｚｇ＋ｋ）｝］
から算出し、ランナの実振動モードパターンＸｒを、

として合算することを特徴とする請求項１に記載の水力機械。The number of guide vanes is Zg, the angle coordinate around the rotation axis is φ in the runner rotation direction, the amplitude of the half amplitude in the m-order component of the frequency component signal is Am, the time is t, and the initial phase angle is Ψm. Sometimes, the arithmetic unit calculates the displacement pattern Xm in the runner vibration mode,
k = m · Zr-Zg
Xm = Am · sin [2π · Zg · N · t−k {φ−Zg · Ψm / k
(Zg + k)}]
Calculated from the actual runner vibration mode pattern Xr,

The hydraulic machine according to claim 1, wherein

上記非接触振動センサは上記ランナの上カバー及び下カバーに夫々設置されていることを特徴とする請求項１に記載の水力機械。 2. The hydraulic machine according to claim 1, wherein the non-contact vibration sensor is installed on each of an upper cover and a lower cover of the runner.

上記演算装置の出力を判別するパターン判別装置と、このパターン判別装置の出力に基づき水力機械を停止させる制御装置とを具備することを特徴とする請求項１に記載の水力機械。 The hydraulic machine according to claim 1, further comprising: a pattern discriminating device that discriminates an output of the arithmetic unit; and a control device that stops the hydraulic machine based on the output of the pattern discriminating device.