蜗壳计算讲解

第五章 蜗壳 88
第五章 蜗壳
45 蜗壳形式与其主要尺寸的选择
现代的中型及大型水轮机都是用蜗壳引导进水的。

各种水力实验中所进行的试验指出，设计合理的蜗壳，它的引水能力及效率与小型水轮机所采用的明槽式装置及罐式机壳相比较并无明显的降低。

蜗壳的优点是可以大大缩短机组之间的距离，这在选择电站厂房的大小时，有着很大的意义。

从蜗壳的研究当中，可以确定各种不同水头下蜗壳内的最佳水流速度，最合理的蜗壳形式，经及制造它的材料。

大部分的转桨式及螺桨式水轮机都采用梯形截面的混凝土蜗壳。

目前设计混凝土蜗壳的最高水头是30～35公尺。

然而，有很多大型水电站，在水头低于35公尺时还应用金属蜗壳。

轴向辐流式水轮机通常采用金属蜗壳，按照水头及功率的不同，金属蜗壳可由铸铁或铸钢浇铸（图62），焊接（图63）或铆接而成。

图64所示是根据水轮机的水头及功率，对于各种不同型式蜗壳通常所建议采用的范围。

蜗壳的大小决定了它的进水截面，而进水截面是与所采取的进水速度有关的。

最通用的进水速度与水头之间的关系，对于12～15公尺以下的水头来说如下式所示：
H k v v c = (84)
式中 c v —蜗壳中的进水速度；H —有效水头；v k —速度系数，约为1.0。

中水头或高水头则常应用下列关系：
30v c H k v = (85)
如果把列宁格勒斯大林金属工厂和其它制造厂所出品的中水头及高水头水轮机的现有蜗壳进水速度画在圆上，那么对于水头超过12～15公尺时，我们可得符合下式的曲线：
30c H v 5.1=
然而，有许多由列宁格勒斯大林金属工厂及外国厂家制造的良好的蜗壳，进水速度大大超过了所示的数值。

图65所示为根据有效水头选择蜗壳进水速度用的诺模图，此图是根据上述的公式而做成的。

46 蜗壳的水力计算
当工质—水，流经水轮机的运动机构—转轮时，由于运动量的变化而产生流体能量的转变。

这可用水轮机的基本方程式来表示：
gh ηu v u v r u u 2211=-
由蜗壳所产生的环流（旋转）及速度v u1只与当时一瞬间的流量Q 和蜗壳尺寸有关。

蜗壳的形状是由它的形式，水轮机机构和设备的结构布置方式来决定的。

蜗壳的方向（向左或向右）只根据建筑物的结构情况来决定。

目前所有蜗壳都是设计成向右旋转的。

混凝土的蜗壳，通常采用丁字形或Γ字形的形状，这是为了水电站厂房混凝土建筑的装置模板与配置钢筋的方便。

金属蜗壳是做成圆形截面的，在蜗壳的狭窄部分逐渐转变为椭圆形。

蜗壳的计算，通常根据这样的假设，即：蜗壳中的水流符合于所设面积定律，这就是说当流体绕公共轴运动时，每一段微小流线的运动量力矩为一常数。

我们引述一下面积定律公式的一般结论。

在蜗壳的任意节段中取沿着曲线运动的微小体积的流体，因之，在这微小体积流体上作用着引起压力降落的离心力，这个压力的降落是按照此微小体积流体与转轴距离而有所不同。

根据伯努利方程式，随着这个压力的降落同时引起速度的增加。

作用在所取微小质量上（图66）的离心力为：
r
v dm dC 2u
=
因为 rdrdφb g
r
dm =
（b —所取体积的高度），则 φ=
drd bv g
r dC 2
u 由于这个离心力相应地在小段距离dr 上产生的 微小压力上升为：
dr r
v g
r brd dC dp 2u
＝
φ= 由伯努利的微分方程式求得dp,代入上式，我们得：
0v dv r dr u
u =+ 积分之，并设当r=r 1时,速度v u =v u1,我们得：
常数===k r v r v u 1u 1 （86）
在工厂实际工作中，蜗壳的计算可采用解析法或圆解法。

下面我们将论述矩形截面的
混凝土蜗壳的计算。

图解计算法
首先，从结构上着眼定出蜗壳截面形状，此截面形状常常决定于水电站的形式。

选择进水速度值及进水截面尺寸，然后用下列方法求出蜗壳的常数。

经过进水截面F 1（图67）的流量为：
dF v 360Q Q F
1u ⎰θ
⋅＝＝
（87） 式中 Q —流经水轮机总流量； θ—蜗壳的总包圆角。

以r
K
u v =
及bdr dF =代入积分式中，我们得 ⎰=
F
1
dr r b Q k （88） 并且dr r b
F
⎰可用圆解总和法求得。

其次，应该注意的是流经每一蜗壳截面的流量Q φ应该与 消耗此流量的那部分导水机构的周长成正比，换句话说，应该 与这截面至蜗壳尾尖的包角φ成正比，可写成
θ
ϕ
⋅ϕ1Q Q ＝
（89） 式中 θ—蜗壳总包圆角。

其次，画出一些辅助截面，用圆解法由已求得的常数求出流经这些截面的流量。

根据这几点构成流量曲线，再根据曲线来求未知截面的外径。

流经这些截面的流量可用公式（89）求得。

让我们援引某水电站转桨式水轮机蜗壳的水力计算作为例子（图68）。

水轮机基本数据如下：
流经水轮机的总流量：Q ＝32公尺3/秒，水头H ＝4.8公尺。

进水速度采用==H 7.0v c 1.5公尺/秒（按照诺模图可采用V c =2.1公尺）。

在蜗壳包圆角θ＝190°时，进水截面的流量是
360
190
32360＝＝θQ Q 1＝16.9公尺3/秒
我们求得进水截面的面积为：
5
19161..v Q F c 1＝＝
＝11.3公尺3
当蜗壳内部的D 等于5000公厘，进水截面的半径R ＝5200公厘时，我们得到截面高度b =4700公厘。

用图解法求出进水截面的dr r b
F ⎰值（图68）后，按照公式88我们可得k 的数值。

在本题中dr r b
F
⎰＝3.07；那么，k ＝16.9/3.07=5.5公尺2/秒。

为了要求出蜗壳其余的截面，并在平面上做出它，我们画出两辅助截面（见虚线），用
图解法根据已求得的常数，求出流经此辅助截面的流量（表9），并按照这几点做出流经蜗壳的流量曲线。

然后，在这曲线上我们求得符合于根据公式89求得的未知截面上水的流量的各点，其结果列于表10。

把流量曲线所示的各点，投影在进水截面上，我们求得蜗壳未知截面的外半径。

表9流经辅助截面的流量
表10 流经蜗壳截面的流量
（a ） 将蜗壳高度展琪平面上，修正蜗壳的高度，经获得变化均匀的蜗壳顶和底 （b ） 输出平均速度曲线，修正蜗壳四周，经免速度的急剧变化，减小损耗。

分析计算法
混凝土蜗壳适用于流量很大的螺桨式或转桨式水轮机。

因此当水流速度较小时，蜗壳的通流截面就必须很大。

这种蜗壳的特点，就是它并不将导水机构的外围完全包围。

在大多数水电站中，这个包圆角度约为180～190°。

有些水电站用包圆角为135°和更小角度的蜗壳来引导水流。

列宁格勒斯大林金属工厂和其它试验室对于蜗壳所做的许多研究工作指出，一种蜗壳的最佳形状只适合于水轮机一种工作情况，所以在计算蜗壳时，必须考虑水轮机是在哪些情况下工作的。

如果Q 公尺3/秒为流经水轮机的总流量，那么Q φ则为流经离蜗壳尾尖为φ角处的截面的流量，经过这个截面的流量均匀地流入包圆角φ内的水轮机导水机构中，它等于：
0Q Q π
ϕ
ϕ2＝
（90） 这个流量也可用绝对速度的切分量v u 来表示
bdr v Q R
r u ⎰0
＝ϕ （91）
将根据面积定律的v u 值及根据公式90的Q φ值代入上式，我们得：
V u
V
δ
V τ
dr r
b
Q k R
r ⎰02πϕ＝ （92）
这个公式中k 是在一定流量下的蜗壳常数，我们用δ角的关系式来代替k 。

δ是水流在半径为r 0处进入导水机构时的水流绝对速度与它的切向分量之间的角度。

由速度三角形（图69），δ角可用下式求得：
u v v arctg
τδ＝ （93） 将幅向分量 0
00
2b r Q v πτ= （94） 及切向分量 0
0r k v u =
代入这个公式中，我们得：
δ
πtg b Q k 1210⋅= （95） 因此公式92可写成： dr r b
tg b R
ro
o ⎰δϕ1
＝
（96） 在公式（96）中所有数值都是用蜗壳的几何参数来表示面与水轮机的状况无关的。

知道了公式中其余各因素，求出进水截面的δ值，并对于蜗壳所有的其余各截面都采用
了这个δ值（根据离水轮机中心等距离处的速度相等的理论）预先地计算出dr r b
F
⎰值，
我们可以求出每一截面的φ角。

这个积分式可用图解法或分析法来计算。

下面我们来进行分析计算法。

将蜗壳截面分成数段，每一段的高度b 可用某一定变化规律来表示。

在我们的情况中（图70），第一段b 1=常数；第二段b 2=m+nr ；第三段b 3=m 1+n 1r 及第四段b 0=常数。

因此： dr r b dr r r n m dr r nr
m dr r b dr r b r r R r R R R R R ro ⎰⎰⎰
⎰⎰+++++=1
02
11112
11 ＝b 1(Ln R -Ln R 1)+m (Ln R 1-Ln R 2)+n (R 1-R 2)+m 1(Ln R 2-Ln r 1)+n 1(R 2-r 1)+b 0 Ln
1
r r = b 1Ln R+(m-b 1) Ln R 1+nR 1+(m 1-m ) Ln R 2+(n 1-n ) R 2- m 1 Ln r 1- n 1 r 1+ b 0 Ln 0
1
r r 最后三项将包含在所有截面的公式中。

所以可用下面的符号来表示：
A ＝b 0 Ln
1
r r －m 1 Ln r 1－n 1 r 1
因此
=⎰dr r b
R
ro
b 1Ln R+(m-b 1) Ln R 1+nR 1+(m 1-m ) Ln R 2+(n 1-n ) R 2＋A （97） 对于十分普遍采用的平顶蜗壳，这个公式具有下列形式（这里R 2＝R 1，所以含有
R 2的一项都没有了）。

=⎰dr r b
R
ro
b 1Ln R+(m -b 1) Ln R 1+nR 1＋A (98) 因此，在这种情形下
δ
ϕtg b 01
＝
[b 1Ln R +(m -b 1)Ln R 1+ b 0 Ln 01r r -m Ln r 1+n (R 1-r 1)]
(99)
在结构上，中间截面应该这样设计：使每一个截面的外端角位于直线（AB 及CD ）
或抛物线（图71）上，根据这样，我们将得到在平面上蜗壳外形的各种变化规律。

下面让我们用下列条件进行蜗壳的理论计算：
水轮机功率…………N ＝21800千瓦 转轮直径…………D 1＝5.0公尺 计算水头……………H ＝17公尺 流量…………Q ＝167公尺3/秒 转速…………………n =115.3转/分
1. 根据所示的数据，按照厂家资料选定导水机构的高度，求出座环支柱的尺寸及位置。

2. 根据诺模图（图65），我们选用蜗壳进水截面中的水流速度v c =
3.87 公尺。

3. 在平面上作出蜗壳的主要轮廓（图72）——采用包圆角190°或θ＝3.32。

4. 进水截面I －I 的流量为：
88360
190167360190＝＝＝Q Q 1公尺3/秒
5. 截面I －I 的面积为：
7.2287
.3881===
c 1v Q F 公尺2 根据这个数值，我们选择第一个截面的结构尺寸。

6. 我们选用中间截面是按照抛物线x=p ．y 2的规律而变化的。

7. 根据x=3.63，y=4.5的条件，求 出p ；那么3.63＝p ．4.52，所以p ＝0.179。

因此对于中间截面我们得： 8. 根据b=m+nr 的公式，从下列条 件求出m 及n ：
当 r=4.665 b=6.5 当 r=3.87 b=2.0 代入方程式为： 6.5＝m +4.665．n 2.0=m ＋3.87．n
所以： m ＝-19.9
n ＝5.65
9. 求出A 的数值
A ＝b 0 Ln
1
r r －m Ln r 1－nr 1 ＝2.0Ln
37
.387
.3＋19.9 Ln3.87－ 5.65×3.87＝2.0×0.13834 ＋19.9×1.35325－5.65×3.87 ＝5.48公尺
10. 按照公式（98），计算第一截 面的积分式：
=⎰dr r b
b 1Ln R ＋(m －b 1) Ln R 1
＋nR 1+A ＝6.5Ln7.5＋（－19.9－6.5）Ln4.665＋5.65×4.665＋5.48 ＝6.5×2.01－26.4×1.54＋5.65×4.665＋5.48 ＝4.33公尺
11. 求出第一截面的δ角，这个角度对于所有的截面都保持为常数
tg δ＝0
.232.333
.40⨯=⨯⎰b dr r b ϕ=0.65及δ＝33° 12.然后，我们计算几个中间截面的dr r
b
⎰，并根据公式（99）找出在平面内这几个
截面所处位置的φ角。

计算结果列于11表及12表中。

47 圆形截面蜗壳的水力计算
中水头及高水头的反应式水轮机通常都采用圆形截面的金属蜗壳，这种蜗壳的水力计算我们将在下面进行。

同样，这个计算是以恒能流动的公式为基础的：
v u ． r=k
首先，按照公式 v c =1.53H
求出进入蜗壳的水流速度，并根据流经水轮机的总流量，决定蜗壳进水截面
HX c
HX v Q D ρπ241=⋅＝
（100） 另一方面，根据v u =
r
k
的规律，用下列公式我们可以求出流经任一蜗壳截面的流量（这里，实际面积的大小较所求面积减小，如图74所示的影线部分）：
)(2)(222
21ρπμρ
ρ
--=--⎰
+-a a k dr r
a r ka
2Q a a ＝ （101）
式中 ρ——蜗壳截面半径； a ——水轮机中心线至截面中心线的距离； r ——变数
和前面一样，为了使水流沿导水机构四周均匀分配，必须用下面方法从总的流量求出流经距离蜗壳尾尖为φ角的蜗壳任何截面上的流量
ϕϕ⋅=360
Q Q
因此 ︒⋅=--ϕρπ360
)(22Q
a a k 2
以符号标志 c k 2Q 1=π及ϕϕ=360
我们得
22ρϕ
--=a a c
(102)
所以 2
2
c
c
a
2ϕϕ
ρ-
= (103)
为了要求得ρ，必须给出从截面至截面的a 值的变化规律。

从生产的观点看，获得最广泛采用的蜗壳是把由座环的进水圆锥面所形成的圆锥角画在它的截面内，这个角的顶点应该恰在导水机构的中线上，如图75所示(关于这种结构的蜗壳的缺点将在经后说明)。

a
r a sin 1ρ
+
= (104) 将a 值代入公式103中，并加以一系列的演算(括出含有ρ的各项，并补充它们成为完全平方)，我们得：
22
12222sin 1sin 1c c r a
c c a ϕϕϕϕρ-+⋅+⋅= (105)
或 c r a c t g c c a ϕϕϕρ12
2
22s i n 1+⋅+⋅= (106) 蜗壳外形半径R (图76)的数值可以直接由下式求得：
R=a+ρ 或将a 值按公式104代入，我们得：R=r 1+ρ(a
a sin 1
sin +)
因此可将计算步骤归纳如下：
1.根据结论给出a 角，这个角度一般采用50～60°，并给出从蜗壳进水截面至水轮机中心间的距离a 。

2.根据公式(104)，求出蜗壳中心至a 角顶点的距离( r 1).
3.根据公式(102)，求出比值c
ϕ
并设第一截面(取蜗壳包圆角θ=360°)的数值φ=1，我
们得到c 值。

4.将所有已知数值代入公式(106)中，并求出所有截面的ρ值(为了便于计算应该用列表的方式)。

从结构上的观点来看，流量较小的最后诸截面，应该做成椭圆形，以便与座环接合。

具有正确球形截面的金属蜗壳，得到很广泛的采用，不用过渡的圆锥体就直接与座环相接合，以后将要示出，这种蜗壳的优点，就是它所产生的应力较另一种形式的蜗壳为小。

计算这种蜗壳截面半径的基本公式是有一些不同的。

这种情况下的计算条件就是把所有截面都折算到座环的指定各点中去。

将前述计算中所采用的全部符号代入之，同样我们可得公式102：
22ρϕ
--=a a c
因为 220h R a -+=ρ (107) 代入之，我们得：
22022
02202h R h R h R c
-+---+=ρρϕ
或用符号表示
x h =-22ρ (108)
第五章 蜗壳 100
我们得
0022
002x R h R x R c
+--+=ϕ
(109)
然后我们用下列步骤来求蜗壳的截面。

1.从构造上的观点，我们可得到根据进水流速所求出的进水截面R 0、h 及ρ值。

2.根据公式107，我们求出进水截面的a 值，然后按照公式102求得c 值。

应该注意，当θ=360°时，进水截面φ=1。

3.把未知截面的c
ϕ
值代入公式109，对于每一个截面，我们将得到一x 二次方程式。

4.从方程式108得出x 数值，我们可得每一截面的ρ。

同前面的计算一样，这些方程式并不能解出最后一些截面。

这些截面，从结构上来看，必须做成椭圆形。

48 蜗壳的强度计算
让我们先来研究球形截面和直接与座环联结的蜗壳结构的计算。

这样的外壳可以用圆环的形式来表示(图77)。

有着任意曲率半径的环形外壳，当它作用着可变的强大压力时，表面上任意点k 的受
力状态有下列的关系。

由环形外壳的平衡条件，把所有的力投影在垂直方向我们可得：
p r a rs 2)(sin 221-=πασπ
因此，我们得到径向平面的应力 α
σsin 22
21rs r a p -= (110)
式中 p ——可变压力；
a ——圆环的截面中心至旋转轴的距离； r ——研究点k 至旋转轴的距离； s ——壳壁的厚度；
α——在k 点的径向平面内的切线与旋转轴的法线之间的倾角。

把这公式加以演化，并以
ρ=-a
r
a sin 代入之，在半径为ρ的圆环表面上我们得到： r
r
a r r a s p 220
1+=+⋅=σρσ (111)
第六章 导水机构
50 概 论
水轮机的导水机构履行着两个主要作用：第一，产生与变更进入转轮的水流的环流(旋转)；第二，由于前者，根据要求的机组功率与转速，调节其流量。

在近代的水轮机中，导水机构的导叶设计成可以转动的，并且使导叶在关闭位置时，水不再流入转轮，也就是把导叶做为闸门之用。

导水机构有下列几种结构(图79)：圆柱式(导叶轴位于圆柱面上)，圆锥式(导叶轴位于圆锥面上)及幅向式(导叶轴与机组中心线成幅向)。

圆柱式导水机构或者应用在结构特殊的水轮机上，或者应用在改变水轮机标准化的条件下，它的地位不足以布置标准的圆柱式导水机构时。

幅向式导水机构(有时亦称为轴向式)应用在贯流式水轮机中。

根据列宁格勒金属工厂所做的研究，这的效率比其它型式的导水机构都高。

导水机构的导叶中心直径和导叶的高度，决定于水轮机通流部分所采用的比率，这个比率与转轮的型式有关。

在结构上，导叶的中心圆周应根据最小尺寸的条件来选择，同时考虑在导水机构底环平面上布置导叶下段轴的可能性，及它们在最大开度时使导叶不致与转轮桨叶相碰。

水力实验的水轮机设计经验指出，导叶中心直径与转轮直径的最小许可比
1
D D 0
，在1.15～1.2的范围内变动，而且水轮机愈大，愈应选取接近此比率范围的下限数值。

也有个别的极大的机组，它的比率
1
D D 0
选择的还要小，而达到1.13。

但是必须注意，从实际证明，这个比率选的过小时，会使水轮机的效率降低。

导叶的数目通常和水轮机的大小有关，水轮机愈大，导叶的数目选的愈多，最大的机组到达32片；现有水轮机中所采用的最少导叶数目为12片。

选择导叶数目时我们所要考虑的，纯粹是一个经济问题，就是竭力使设备的重量为最小，以及在制造上达到高度的工艺性。

如果过分减少导叶的数目，导叶体的尺寸就得增大，为了保持强度起见，所以需要增加厚度，也就使导叶显得笨重起来。

根据现在大多数的和性能良好的水轮机统计资料看来，列宁格勒斯大林金属工厂按照水轮机的大小，是采用下列的导叶数目(表13)。

表13 导叶数目表
51 导叶断面形状对水轮机效率的影响
导叶断面形状的选择是影响导水机构效率十分重要的问题。

对于这个问题曾做了许多实验的及结构特性的研究工作。

应用在水轮机上有三种主要特征
的导叶形状(图80)(这里只研究圆柱式导水机构)：
a) 对称的；
b) 非对称而凹的，导叶断面向转轮一边成为凹形；
c) 非对称而凸的，导叶断面向转轮一边成为凸形。

选择任何一种导叶的断面，取决于水轮机蜗壳所采用的形状的尺寸，也取决于转轮的型式。

以前在研究蜗壳时指出，在蜗壳中的水流，其流线形状与导水机构导叶的位置，水轮机的流量与转速等无关，只与蜗壳本身的形状有关。

为导水机构所作的计算和试验工作指出，对蜗壳所做的结论，同样适于导水机构。

这就是说，导水机构中水流的形状基本上决定于导水机构的开度，而与转轮的流量及转速无关。

利用导水机构导叶的转动(改变它们的开度)可以变更水流方向，这种转动影响了转轮的引水能力。

转轮是水轮机中水流运动的主要阻力。

研究了水轮机的引水能力问题之后，由基本方程式我们就得出，当水流及转速不变时，流量决定于导水机构供给转轮的水流方向，也决定于水流由转轮流出时的情况。

为了证明这点，我们来研究一下转轮进水端及出水端的速度三角形(图81)。

这里，u 1及u 2——转轮进水端及出水端的周速；
v u1及v u2——进水端及出水端的水流绝对速度在圆周上的分速； w 1及w 2——水流的相对速度； v 1及v 2——绝对速度； v w1及v w2——径向速度。

根据三角学，应该是 0m1u1tg v v α=
；1
m22u2tg v
u v β-= (115)
因为径向流速与流量成正比，故可写成：
Q k v m 11=；Q k v m 22= (116)
式中 k 1及k 2——根据转轮形式来决定的系数。

由方程式(115)及(116)得出：
01
111αtg Q k r v r u =；β
tg Q
k r u r v r u 222222-= 将u v r ⋅代入水轮机基本方程式 ω
ηgh
v r v r r u u =
-2211 移项后，我们得到下列的流量公式： 2
201212
βαω
ηtg k tg k r r u gH
Q r +⋅+=
(117)
根据以前引用的假定，该方程式中的变数，只是0αtg 及2βtg (效率改变很小)，所以：
Q=f (0α及2β)
因此当转速及水头为已知时，流量可以按下列方式来变化：
a)只利用导水机构导叶的旋转，就是当角度2β不变，而依靠0α的变化(0a 也同时变化)——轴向辐流式水轮机和螺桨式水轮机的调节；
b)只利用转轮桨叶的旋转，就是当0α不变时依靠角度2β的变化——导叶固定的转桨式水轮机的调节；
c)同时利用导叶及桨叶的旋转，就是靠0α及2β的变化——转桨式水轮机的调节。

主要影响导水机构效率的是水流进入导叶时的水头损耗，导叶之间的通道上的摩擦影响是比较小的。

进口处的损耗与角度Ψ有关，Ψ就是蜗壳中的流速向量和导叶进口处导叶断面中线的切线之间的角度(图81b)
研究工作告诉我们，角度Ψ(称为撞击角)愈大，导水机构上的损耗愈大。

所以，为了减小损耗，必须这样设计蜗壳和导水机构，使得在水轮机工作状况最重要的范围内角度Ψ为最小。

如果蜗壳成为经济的外形尺寸，那么水流方向大部分成为这样，就是使导水机构不得不“扭转”在蜗壳中已成为过分旋转的水流。

为此，正如试验指出的那样，采用非对称凹形断面的导叶是十分适宜的。

明槽式及罐式装置中，进水导水机构的水流几乎是辐向的，可采用凸形断面的导叶来辅助水流旋转较为相宜。

对称断面的导叶，从制造观点上说来最为简单，用于转桨式及螺桨式水轮机上，正如实验指出，大部分有很好的效果。

概括地说来，我们可做出结论，导水机构断面形状，在水轮机引水能力上并不发生重大的影响，而在水轮机效率上发生影响。

因之。

在设计导叶时必须考虑到位于导水机构前后的通流部件，就是蜗壳及转轮轮叶等元件的结构形状。

52 导叶断面形状对于在它上面作用的水力力矩值的影响
导叶断面形状对于导叶表面上水压力的分布，及其水力力矩的数值都起着很大的影响，而这个水力力矩必须要用调节机构来克服。

对于这个问题，曾做了许多研究工作，并证明最大的水力力矩发生在非对称凹形的导叶上；最小的力矩发生在，非对称凸形的导叶上，对称导叶的力矩则介乎其中。

应该指出，导叶表面上的压力分布及水力力矩不是整个导水机构中所有的导叶都是一样，而是与导叶在蜗壳中所装置的地位(对于蜗壳的尾尖而言)有关。

列宁格勒金属工厂的水力实验室在水轮机的模型上进行了试验，并且用弹簧测力计直接在导叶面上测量水力力矩，还利用装置在导叶面上和液式测压计的电池连接的特殊排水管，测量导叶面上的压力分布。

这里引用在选择德湼泊水电站新水轮机的导叶断面时所得到的实验资料，以作说明。

在同一的蜗壳装置中，在同样的条件下，进行了四种型式——凸形、对称、凹形以及在进水端经过修割的凹形导水机构导叶(图80)的试验。

图82表示从实验曲线换算来的水力力矩曲线，这种试验曲线是由指定的几个导叶方案
进行试验时测量出来的。

从方案Ⅲ及方案Ⅳ的断
面比较说明，切掉导叶进水端的一部分以减小方
案Ⅳ断面的长度，就显著的减小水力力矩(图83)。

选择导叶断面形状后，选取适当的导叶偏心距，可能重新分配最大的水力力矩值。

所谓偏心距(图84)就是导叶转动中心到导叶L 部分中央所具有的位移值ε，导叶在关闭位置时，在这个L 部分上作用着水压力。

这个偏心距通常是这样选择的，使导水机构全关闭时水力力矩作用在打开导叶的方向(正偏心距ε+)，以便甩负荷时导水机构导叶的关闭较为缓合。

偏心距愈小，全关闭时的水力力矩亦愈小，而且在全关闭时接力器消耗的力量也愈小。

但是减小正偏心距，同时使关闭的调节过程中作用的水力力矩加大。

因此，从获得接力器最小
力量的观点上说来，这样选择偏心距是十分正确的；就是在所采用的导水机构运动系统圆上，使接力器关闭和开启时作用力的余量相等。

在实际大型水轮机制造中，采用相对偏心距L n ε
=
0约
为0.05(图84)。

这时，甩负荷保证有足够的水力力矩来缓冲导水机构的关闭。

并且，在
断面试验中，关闭导叶的水力力矩也是比较小些。

有负偏心距的导叶，现在还缺乏研究，而且在工业应用上暂时还没有采用。

53 导叶机构的结构性能
对于导水机构的近代结构，提出下列的基本在求：
a)导水机构的最大开度在可靠。

其裕盈量不得少于5%，保证水轮机十足的引水能力； b)在关闭状态时，导叶之间及导叶与底环和顶环之间的隙缝和间隙应非常小，经保证水轮机在停止时仅有微小的漏水；
c)在调节的时候，导叶之间如有硬物塞住，应有防止导水机构元件的损坏的装置； d)在导叶控制失效时，导水机构的结构必须使导叶不可能绕导叶轴旋转或转动； e)必须使导叶轴径、活节及导叶机构的摩擦面有良好的润滑。

f)导水机构元件的结构及其制造上的公差，应保证导水机构有能正确的装配、调整以及拆卸；
g)接力器和导水机构导叶的传动系统，应保证导叶上的水力矩曲线与接力器产生的行程力矩曲线面为极为有利的关系；
h)在设计中，应特别注意承受水流冲击作用处的结构的强度。

现在来研究一下几种非常通行的导水机构的结构。

图85、86、87表示了列宁格勒金属工厂采用在大型水轮机上导水机构有典型结构。