〔論文〕 両吸込ポンプ逆転水車の水力設計と性能調整法 香 川 修 作 金 子 浩 之 ＊ ＊ 櫻 井 高 幹 岡 本 秀 伸 ＊ ＊＊ Hydraulic Design and Performance Adjustment of a Reverse Running Pump Turbine Based on a Double Suction Pump by Shusaku KAGAWA, Hiroyuki KANEKO, Takaki SAKURAI, & Hidenobu OKAMOTO This report described as newly designed and developed a reverse running pump turbine that operates at a higher fixed rotational speed (2 980 min−1) and higher head than conventional models. The newly developed reverse running pump turbine was designed using CFD based on conventional models; the performance of the final design was verified by a model test. The adjustment of the QH performance of reverse running pump turbine operating at fixed rotational speed, which had not been fully clarified, was also examined by CFD and a model test. Keywords:Turbo machinery, Reverse running pump turbine, CFD (Computational Fluid Dynamics), Model test, Performance 実績のあるポンプ逆転水車を選定することが困難であっ 1．緒 言 た。そこで，開発は従来実績のあるモデルを基に CFD 近年，省エネルギーの観点から小水力発電が注目され を用いて改良するという方針で実施し，最終的にはモデ ている。この分野では， コストの安い水車として量産ポン ル試験でその性能を確認した。 プを逆転させるポンプ逆転水車が使用されることがあ 2．CFD 計算条件 る。一方，発電プラントなどでは建設時に将来の容量増 加を見込むことが多く，プラント立上げ時には発生エネ 表には，CFD 計算条件を示し，図 1 には最終設計案の ルギーが余剰になることがあり，この余剰エネルギーを 計算格子を示している。 回収する方法として比較的安価な大型ポンプ逆転水車が CFD は，市販 CFD コード ANSYS CFX13.0 を使用し， 使用されることがある。 全計算点数は，30 万 Nodes，48 万 Elements 程度である。 本開発では，当社のポンプ駆動用水車として最大回転速 表 CFD 計算条件 Table CFD condition 度となる2 980 min −1 の両吸込ポンプ逆転水車の水力設計 を行ったものである。また，ポンプ逆転水車の研究例 1 〜 3） は比較的少なく，その性能調整法はポンプほど明確ではな い。そのため，併せて水車性能を調整する方法をCFDと モデル試験を用いて検討した。 開発したポンプ逆転水車は，設計要項が H=245.6 m × N=2 980 min − 1 と落差が大きく回転速度が速いのが特徴 である。なお，本ポンプ逆転水車は固定回転速度である。 そのため，強度上の理由から軸径が増加するので，従来 風水力機械カンパニー 技術生産統括 開発統括部 流体技 術室 ＊＊ 同 カスタムポンプ事業統括 富津工場 詳細設計室 ＊ 3 ─ ─ 計算方法 Simulation type 定常 Steady - state 入口境界条件 Inlet boundary condition 質量流量 kg/s Mass flow rate 出口境界条件 Outlet boundary condition 全圧 Pa Total pressure 乱流モデル Turbulence model SST (Shear Stress Transport) 回転速度 Rotational speed 2 980 min − 1 使用流体 Fluid 水 Water 格子の種類 GRID Hexa, Tetra 回転部と静止部の接合条件 Interface Frozen - Rotor エバラ時報 No. 244（2014-7） 両吸込ポンプ逆転水車の水力設計と性能調整法 計の違いは以下のとおりである。 （A）ポンプ逆転水車入口渦巻ケーシングの舌部面積を 縮小 （B）ランナ入口・出口角度を変更 （C）ランナ外径を増加 上記施策のうち， （A）と（B）は，次式の理論落差を 定義するランナ入口・出口での角運動量（r ω vu）を変 化させることに相当する。 Hth ＝（r1 ω vu1 − r2 ω vu2）/g………………………… （1） ここで，r は半径，ω は角速度，vu は流体の絶対速度 の周方向成分を，添字 1，2 はランナ入口・出口を表す。 一方， （C）は入口ケーシングとランナ入口距離の縮小 図 1 計算格子 Fig. 1 Computational grid による効率向上を意図したもので，ポンプ逆転水車入口 渦巻ケーシングが同一であればランナ入口径を増加させ 計算は定常計算で実施した。また，全効率を予測するた ても，入口ケーシングによって流れが自由渦となるので め漏れ流路も計算領域に含めた。 角運動量保存（r vu ＝ const.）によって，理論落差には大 きな影響を与えない。 3．CFD による新規水力設計 初期と最終の性能差を検討するために，理論有効落差 Hth を定義するポンプ逆転水車入口・出口での旋回速度 3-1 新規水力設計の性能 従来実績のある低回転速度のモデルの軸径を単純に増 比 vu/r ω を図 4 に，併せて入口渦巻ケーシング中央断面 加させ，本要項用に初期設計したもの（赤）及び最終設 における旋回速度比の分布を示す。同図から，最終設計 計案（青）の CFD による性能予測結果を図 2 に示してい ではランナ入口・出口での旋回速度の変化によって理論 る。初期設計では，BEP（Best Efficiency Point）点は 落差が変化し性能に差が生じたことが明確となる。なお， 要項（+ − +）付近にあるものの落差・効率共に要項に 同図中で vu1/r1 ω は初期と最終で等しくなっているが，実 満たない。一方，最終設計では，要項を十分満たすこと のできる設計となっている。 この設計差を明確にするため，初期・最終それぞれの ランナ形状とケーシング形状を図 3 に示す。主な水力設 600 Eff. 初期設計 最終設計 Initial design 効率 Efficiency 500 1 400 0.8 Final design （a）ランナ形状 Runner 最終設計（実線） Final design (line) 初期設計（仮想線） Head 200 赤線：初期設計 0.4 Red: Initial design 青線：最終設計 Blue : Final design 100 Efficiency H 落差 効率 Eff./ Eff.@ 0.6 300 Head 落差 H m D.P. Initial design (virtual line) 0.2 N=2 980 [min−1] CFD (steady) 0 0 3 000 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500 6 000 6 500 7 000 （b）ケーシング形状 流量 Q m3/h Casing Capacity 図 2 CFD による性能予測結果 Fig. 2 Turbine performance (CFD) 図 3 初期設計と最終設計の比較 Fig. 3 Comparison of the initial design and the final design 4 ─ ─ エバラ時報 No. 244（2014-7） 両吸込ポンプ逆転水車の水力設計と性能調整法 ランナ入口での旋回速度比の低減によることを CFD で 初期設計 Initial design 1.5 1 確認している。したがって，実機が要項を上回る落差と なった場合には入口ケーシングの舌部切り上げによって Vu2/r2ω 赤線：初期設計 Tangential velocity ratio 旋回速度比 Vu2/r2ω, Vu1/r1ω 2 Red: Initial design 性能調整が可能なことが期待できる。 青線：最終設計 Blue : Final design Vu2/r2ω 4．モデル試験 最終設計 0.5 Final design 4-1 最終設計案の性能 Vu1/r1ω 0 CFD によって検討した最終設計案に従いモデルを製作 −0.5 3 000 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500 6 000 6 500 7 000 し性能試験を実施した。 流量 Q m3/h モデル試験は，閉ループで行いブースターポンプで加圧さ Capacity 図 4 旋回速度の比較 Fig. 4 Analysis of tangential velocity れた水を供試ポンプ逆転水車に流入させることで実施した。 際には最終のランナ入口径 r1 が大きいため，旋回速度 vu1 較して示しているが，CFD とモデル試験結果は，比較的 は最終設計の方が大きい。 良好に一致している。また，要項を十分満たすことので 図 6 には，実機換算したモデル試験の結果を CFD と比 3-2 CFD によるポンプ逆転水車性能調整法 きる性能であることが確認できる。 一般に，ポンプにおいては羽根車出口の裏加工や外径 4-2 入口ケーシング加工による性能調整 カットなどによって性能調整が比較的容易である。一方， 図 7 には CFD で性能調整ができると予測された入口渦 水車では可変速運転が多いため回転速度変化以外の性能 巻ケーシング舌部を切り上げた場合の水車性能と切り上 調整法に関する知見はあまり見られず，ましてや固定速 600 であるポンプ逆転水車では性能調整に関する知見は見ら Eff. れない。そのため，固定速のポンプ逆転水車では，狙い 効率 Efficiency 500 1 400 0.8 実機性能が要項を満足しない場合に備え，同一流量・回 転速度において有効落差を低減させる性能調整法を CFD 300 0.6 H 落差 Head プロット ：モデル試験結果 200 Plot: Model test 線：CFD計算結果 で検討した。式（1）から理論落差を低減させるためには， Line: CFD 100 ランナ入口径と出口径を同じとすると，vu1 の低減及び vu2 0.2 N=2 980 [min ] −1 の増加しか方法がない。そこで，vu1 を低減させる方法と 0 3 000 してポンプ逆転水車入口渦巻ケーシング舌部を切り上げ 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500 6 000 図 6 モデル試験と CFD の比較 Fig. 6 Comparison of the model test and CFD 600 200 100 0 Head 0.6 赤線：舌部切り上げ Red: Cut N=2 980 [min−1] 青線：最終設計 CFD (steady) Blue : Final design 0.4 Head Cut 300 1 0.8 H 落差 Head 0.6 0.4 200 100 N=2 980 [min−1] 0 Efficiency H 落差 舌部切り上げ 400 効率 Efficiency 効率 Eff./ Eff.@ 300 0.8 効率 Eff./ Eff.@ Cut Head 舌部切り上げ 落差 H m 400 1 落差 H m Efficiency 1.2 D.P. 500 効率 Efficiency Eff. Eff. 500 D.P. 落差が低下し，性能が変化することが判明する。これは， 600 0 7 000 Capacity 口ケーシング舌部を切り上げたことによって同一流量で Cut 6 500 流量 Q m3/h た場合の CFD による性能予測を図 5 に示す。図 5 から入 舌部切り上げ 0.4 Efficiency Head 落差 H m 落差の要項を意図的に高めに設計した。しかし，実際に 効率 Eff./ Eff.@ 開発では，実機で要項を下回らないように CFD における D.P. どおりに要項を満たすことに設計の力点が置かれる。本 0.2 0 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000 流量 Q m3/h 0.2 Capacity 0 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000 赤線：舌部切り上げ 流量 Q m3/h Blue : Final design Plot: Model test Line: CFD (steady) プロット ：モデル試験 Capacity 図 5 CFD におけるタービン吸込ケーシング舌部切り上げの効果 Fig. 5 Effect of turbine suction casing tongue cut (CFD) 青線：最終設計 Red: Cut 線：CFD 図 7 モデル試験によるタービン吸込ケーシング舌部切り上げの効果 Fig. 7 Effect of turbine suction casing tongue cut (model test) 5 ─ ─ エバラ時報 No. 244（2014-7） 両吸込ポンプ逆転水車の水力設計と性能調整法 げた部分（ハッチング部）を示している。CFD とモデル 性能変化を加工前と比較して示しているが，加工によっ 試験で形状は同じではないが，その傾向は良好に CFD て落差調整が可能なことが明確となる。一方，1 段階目 と一致している。すなわち，舌部を切り上げることで同 （赤）と 2 段階目（黒）の性能比較から羽根長さの影響は 一流量において落差が低減している。このモデル試験結 比較的小さいことが示唆される。これは，羽根長さより 果から，CFD で予測されたように舌部を切り上げること も寄せる加工によってランナ出口角度が変化したことが で水車性能の調整が可能であると結論される。 性能に大きな影響を与えることを意味している。このこ とから本加工によってランナ出口角度がオリジナルに比 4-3 ランナ出口加工による性能調整 角運動量の式（1）によれば，ランナ出口における旋 較して相対的に増減することで理論落差が変化したと結 回速度vu2 の増減も水車性能の調整ができる。そこで， ポン 論される。なお，最高効率は圧力面に寄せて加工すると プにおける羽根車出口の裏・表加工と同様に，ランナ出 若干低下するようである。 口角度を変化させるため，ランナの出口の羽根面を負圧 以上のことから，ランナ出口において，圧力面及び負 面に寄せる加工（加工 1， 2）及び圧力面に寄せる加工（加 圧面に寄せる加工を実施することで水車性能の調整が可 工 3，4）を実施しその性能変化を計測した。加工した形 能なことが結論される。ただし，本ランナよりも比速度 状の模式図を図 8 に示す。なお，圧力面を加工した場合 が小さい場合には，入口径よりも出口径が相対的に小さ も加工範囲と形状は負圧面の加工と同様であるが，寄せ くなるため，出口周速度 u2 が小さくなるので，加工によ る方向だけを反転させた。加工は 2 段階で実施し，加工 て vu2 が変化しても，その積である角運動量が大きく変化 前と 1 段階目の比較から羽根長さと寄せた加工の影響を， しないことが予測され，性能調整の範囲は本逆転ポンプ 2 段階目で羽根長さの影響だけを検討した。 と比較して狭くなるものと推察される。 図 9 には，ランナ出口に上記の加工を実施した場合の 5．結 論 従来実績にはない高回転速度の両吸込ポンプ逆転水車 の水力設計を CFD を用いて行い，モデル試験によって その性能を確認した。また，従来からあまり知られてい ない性能調整方法を検討した。主な結論は以下のとおり 羽根切り上げ2， 4 である。 Cut 2, cut, 4 羽根切り上げ1， 3 Cut 1, cut, 3 ・定常 CFD による設計性能予測とモデル試験結果は 良好に一致する。 羽根切り上げ2 Cut 2 羽根切り上げ1 ・モデル試験の結果，実機要項を十分に満たすことの 羽根切り上げ4 羽根切り上げ3 Cut 1 Cut 4 できるモデルを開発することができた。 Cut 3 ・逆転水車入口渦巻ケーシング舌部を切り上げること によって，効率を低下させることなく水車性能の調 図 8 ランナ出口加工 Fig. 8 Modification of the runner outlet 0.6 Head 0.4 200 100 N=2 980 [min−1] Model test 0.2 0 0 3 000 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500 流量 Q m3/h 1 400 0.8 300 赤：羽根切り上げ1 黒：羽根切り上げ2 Blue: Original Red: Cut 1 Black: Cut 2 （a）圧力面側加工 Pressure side cut 0.6 Head 0.4 N=2 980 [min−1] Model test 0.2 0 0 3 000 3 500 4 000 4 500 5 000 5 500 流量 Q m3/h Capacity 青：加工前 H 落差 200 100 ・ランナ出口を表及び裏面に寄せて加工することに Capacity 青：加工前 赤：羽根切り上げ3 黒：羽根切り上げ4 Blue: Original Red: Cut 3 Black: Cut 4 （b）負圧面側加工 よって水車性能の調整が可能である。 D.P. 500 Efficiency H 落差 よるものである。 効率 Efficiency 効率 Eff./ Eff.@ 0.8 Head 400 落差 H m 1 D.P. 500 300 Eff. 600 効率 Eff./ Eff.@ Head 落差 H m 効率 Efficiency Efficiency Eff. 600 整ができる。これはランナ入口の旋回速度の低減に 参 考 文 献 1） 新濱・福富・中瀬・陳・桑内・宮内，ポンプ逆転水車に関す る研究，機論，65-638，B（1999），163-169． 2） 新濱・福富・中瀬・竹村・宮内，ポンプ逆転水車に関する 研究（ラジアルスラストと無拘束速度特性），機論，66-641， B（2000），167-173． 3） 藩，CFD によるポンプ逆転水車性能の予測，酉島レビュー， No.27，2012，18-22． Suction side cut 図 9 ランナ出口加工の影響 Fig. 9 Effect of the runner outlet angle 6 ─ ─ エバラ時報 No. 244（2014-7）
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