JP2001065309A - 復水器の冷却水系路、及びその運転制御方法 - Google Patents
復水器の冷却水系路、及びその運転制御方法Info
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 固定羽根形の循環水ポンプを有する復水器の
冷却水系路において、所要の冷却水量が減少したときも
ポンプ低流量域の振動・騒音を回避し、消費エネルギー
の最少化を実現した冷却水系路と、その運転制御方法の
提供。 【解決手段】 循環水ポンプ１２の下流側に分岐され
て、復水器５２の冷却管２４に直列に接続された第１制
御弁２５を有する主冷却管路２３と、第２制御弁２７を
有するバイパス管路２６と、が並列管路２０を構成し、
最高効率点の近傍で運転される循環水ポンプ１２の流量
を、第１、第２の制御弁により制御して、主冷却管路２
３に所要の冷却水量を流通させると共に、バイパス管２
６に余剰の流量を配分する。
冷却水系路において、所要の冷却水量が減少したときも
ポンプ低流量域の振動・騒音を回避し、消費エネルギー
の最少化を実現した冷却水系路と、その運転制御方法の
提供。 【解決手段】 循環水ポンプ１２の下流側に分岐され
て、復水器５２の冷却管２４に直列に接続された第１制
御弁２５を有する主冷却管路２３と、第２制御弁２７を
有するバイパス管路２６と、が並列管路２０を構成し、
最高効率点の近傍で運転される循環水ポンプ１２の流量
を、第１、第２の制御弁により制御して、主冷却管路２
３に所要の冷却水量を流通させると共に、バイパス管２
６に余剰の流量を配分する。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、復水器の冷却水系
路の構成と、冷却水系路の運転制御方法と、に関する。
路の構成と、冷却水系路の運転制御方法と、に関する。
【０００２】
【従来の技術】図４は基本的な蒸気タービンシステム５
０の配置を示す模式図である。蒸気タービン５１を出た
蒸気は、復水器５２で冷却、減圧されて復水し、給水ポ
ンプ５３によってボイラ５４、又は図示しない原子炉に
供給され、加熱されて気化した高圧蒸気が再び蒸気ター
ビン５１に供給される。ここで復水器５２の使命は、循
環水ポンプ１２によって冷却水の供給を受けながら多量
の低圧蒸気を冷却し、減圧・液化することにある。蒸気
タービン５１の背圧を所定圧力まで確実に低下させ、そ
の作動効率を高める働きにある。また、循環水ポンプ１
２の消費動力は、蒸気タービンシステム５０の全補機の
中で大きな比率を占める。従って、その消費動力の軽減
には慎重な配慮が求められる。
０の配置を示す模式図である。蒸気タービン５１を出た
蒸気は、復水器５２で冷却、減圧されて復水し、給水ポ
ンプ５３によってボイラ５４、又は図示しない原子炉に
供給され、加熱されて気化した高圧蒸気が再び蒸気ター
ビン５１に供給される。ここで復水器５２の使命は、循
環水ポンプ１２によって冷却水の供給を受けながら多量
の低圧蒸気を冷却し、減圧・液化することにある。蒸気
タービン５１の背圧を所定圧力まで確実に低下させ、そ
の作動効率を高める働きにある。また、循環水ポンプ１
２の消費動力は、蒸気タービンシステム５０の全補機の
中で大きな比率を占める。従って、その消費動力の軽減
には慎重な配慮が求められる。
【０００３】復水器５２の冷却水系路には、オープンサ
イクルとクローズドサイクルの２つの形式がある。前者
のいわゆる開放冷却水系路は、冷却水として海水、河川
水、或いは湖水を取水ピット１１から取水し、放水ピッ
ト１５から、上昇温度が許容範囲に管理された排水を元
に戻す方式である。後者の、いわゆる閉鎖冷却水系路の
では冷却塔が設置され、同一冷却水が循環利用される。
国内では専ら海水が利用され、冷却塔方式は僅かに地熱
発電に見られるのみである。しかし、海外では、海水や
河川水、湖水、地形に由来して内陸部での冷却塔方式も
少なくない。図５は、通常の開放給水系の冷却水系路の
系統図を示す。復水器５２への冷却水が全冷却水に占め
る比率は少なくとも９５％を越える。復水器５２以外の
機器への冷却水は、独立した２次循環系が形成され、淡
水が用いられる。図示するように２次循環系の冷却に
は、復水器５２の冷却管２４と並列に配置された冷却水
冷却器１４が用いられる。
イクルとクローズドサイクルの２つの形式がある。前者
のいわゆる開放冷却水系路は、冷却水として海水、河川
水、或いは湖水を取水ピット１１から取水し、放水ピッ
ト１５から、上昇温度が許容範囲に管理された排水を元
に戻す方式である。後者の、いわゆる閉鎖冷却水系路の
では冷却塔が設置され、同一冷却水が循環利用される。
国内では専ら海水が利用され、冷却塔方式は僅かに地熱
発電に見られるのみである。しかし、海外では、海水や
河川水、湖水、地形に由来して内陸部での冷却塔方式も
少なくない。図５は、通常の開放給水系の冷却水系路の
系統図を示す。復水器５２への冷却水が全冷却水に占め
る比率は少なくとも９５％を越える。復水器５２以外の
機器への冷却水は、独立した２次循環系が形成され、淡
水が用いられる。図示するように２次循環系の冷却に
は、復水器５２の冷却管２４と並列に配置された冷却水
冷却器１４が用いられる。
【０００４】循環水ポンプ１２は、復水器５２や冷却水
冷却器１４に所要の冷却水を供給することを使命とす
る。大量の蒸気を定常的に冷却するために、揚程Ｈは低
いが流量Ｑの大きな、すなわち高比速度の、斜流形や軸
流形ポンプが採用される。然るに、開冷却給水系におい
ては、一般に、季節によって冷却水の取水温度が変動す
る。夏期の高温時には冷却水の冷却能力は低下し、所要
の冷却水量Ｑ１を増大させる。また、自然条件によって
取水ピット１１の水位が変動する。水位の変動が所要の
ポンプ揚程Ｈを増せば、ポンプ特性上、供給可能な最大
流量Ｑは減少する。いっぽう、蒸気タービンシステム５
０では、一般に負荷変動の頻度は少ないが、負荷の減少
に応じて冷却水量Ｑ１を少なくする必要がある。過冷却
は蒸気タービン５１の背圧を下げ過ぎて、運転に支障を
来す。さらに水温が低下する冬季には、その影響が重畳
されて所要の冷却水量は最少流量Ｑ１min となる。すな
わち、循環水ポンプ１２は、揚程が高くてポンプ特性上
は低流量化するときもＱ１max を確実に供給し、揚程が
低くてポンプ特性上は大流量化するときにも、Ｑ１min
を安全に供給できることが求められる。
冷却器１４に所要の冷却水を供給することを使命とす
る。大量の蒸気を定常的に冷却するために、揚程Ｈは低
いが流量Ｑの大きな、すなわち高比速度の、斜流形や軸
流形ポンプが採用される。然るに、開冷却給水系におい
ては、一般に、季節によって冷却水の取水温度が変動す
る。夏期の高温時には冷却水の冷却能力は低下し、所要
の冷却水量Ｑ１を増大させる。また、自然条件によって
取水ピット１１の水位が変動する。水位の変動が所要の
ポンプ揚程Ｈを増せば、ポンプ特性上、供給可能な最大
流量Ｑは減少する。いっぽう、蒸気タービンシステム５
０では、一般に負荷変動の頻度は少ないが、負荷の減少
に応じて冷却水量Ｑ１を少なくする必要がある。過冷却
は蒸気タービン５１の背圧を下げ過ぎて、運転に支障を
来す。さらに水温が低下する冬季には、その影響が重畳
されて所要の冷却水量は最少流量Ｑ１min となる。すな
わち、循環水ポンプ１２は、揚程が高くてポンプ特性上
は低流量化するときもＱ１max を確実に供給し、揚程が
低くてポンプ特性上は大流量化するときにも、Ｑ１min
を安全に供給できることが求められる。
【０００５】図６のポンプ揚程曲線は、ＨＱ特性とも呼
ばれる。以下、図６を用いて上記の運転条件との関係を
説明する。図上のＱ１max とＱ１min は、所要の冷却水
の最大流量と最少流量を表す。但し、本項では、復水器
５２と並列に設けられた冷却水冷却器１４の管路につい
ては説明を省略する。一般に管路の損失水頭ｈは、弁の
開度などの流路形状が不変なら、流量Ｑの２乗に比例し
て損失曲線３１を形成する。ここでは、図５のポンプ吐
出弁開度が全開のとき、その比例定数をｋとする。ま
た、実揚程Ｈａと損失水頭ｈとの和が負荷曲線３２を形
成する。負荷曲線３２とＨＱ特性との交点がポンプ特性
上の作動点を表す。ここでは、最高実揚程Ｈａmax と、
最低実揚程Ｈａmin と、について負荷曲線３２が示され
ている。循環水ポンプ１２は、供給可能な流量が減少す
るＨａmax のときも最大流量Ｑ１max を揚水できなくて
はならない。従って、その諸元寸法や回転速度ｎは、そ
の条件を満たすようにあらかじめ選ばれ、図示のＨＱ特
性や、点Ａに示す作動点が定められる。
ばれる。以下、図６を用いて上記の運転条件との関係を
説明する。図上のＱ１max とＱ１min は、所要の冷却水
の最大流量と最少流量を表す。但し、本項では、復水器
５２と並列に設けられた冷却水冷却器１４の管路につい
ては説明を省略する。一般に管路の損失水頭ｈは、弁の
開度などの流路形状が不変なら、流量Ｑの２乗に比例し
て損失曲線３１を形成する。ここでは、図５のポンプ吐
出弁開度が全開のとき、その比例定数をｋとする。ま
た、実揚程Ｈａと損失水頭ｈとの和が負荷曲線３２を形
成する。負荷曲線３２とＨＱ特性との交点がポンプ特性
上の作動点を表す。ここでは、最高実揚程Ｈａmax と、
最低実揚程Ｈａmin と、について負荷曲線３２が示され
ている。循環水ポンプ１２は、供給可能な流量が減少す
るＨａmax のときも最大流量Ｑ１max を揚水できなくて
はならない。従って、その諸元寸法や回転速度ｎは、そ
の条件を満たすようにあらかじめ選ばれ、図示のＨＱ特
性や、点Ａに示す作動点が定められる。
【０００６】ここで、流路形状が不変のまま、実揚程が
Ｈａmin に低下すれば、作動点は点Ｂに移り、ポンプ流
量Ｑが増大する。このとき、吐出弁の開度を絞り、実揚
程の低下分に相当する損失水頭△ｈを付加すれば、作動
点はＡ点に戻り、所要の冷却水量Ｑ１max を送給でき
る。また、揚程がＨａmax 、Ｈａmin で、所要の冷却水
量がＱ１min に減少したときも、同様に吐出弁、ないし
は専用弁が絞られる。このとき、作動点は点Ｃに移動
し、付加された損失水頭は、図示の△ｈmax 、△ｈmin
に相当する。以上の制御方法により、ＨＱ特性上は何ら
不都合なく、冷却流量Ｑ１を制御できるように見える。
しかし、Ｑ１max ／Ｑ１min の比が大きいことは、循環
水ポンプ１２に低流量域の運転を強要する。ポンプの低
流量域では激しい振動や騒音を生じ、運転の継続を困難
にすることは良く知られている。図７に見るように、イ
ンペラ１２ａ内での偏流４１が激化して、遂には部分的
な逆流４２を生ずるのである。ターボ機械の本質に起因
して、定速回転をする限り抜本策はない。
Ｈａmin に低下すれば、作動点は点Ｂに移り、ポンプ流
量Ｑが増大する。このとき、吐出弁の開度を絞り、実揚
程の低下分に相当する損失水頭△ｈを付加すれば、作動
点はＡ点に戻り、所要の冷却水量Ｑ１max を送給でき
る。また、揚程がＨａmax 、Ｈａmin で、所要の冷却水
量がＱ１min に減少したときも、同様に吐出弁、ないし
は専用弁が絞られる。このとき、作動点は点Ｃに移動
し、付加された損失水頭は、図示の△ｈmax 、△ｈmin
に相当する。以上の制御方法により、ＨＱ特性上は何ら
不都合なく、冷却流量Ｑ１を制御できるように見える。
しかし、Ｑ１max ／Ｑ１min の比が大きいことは、循環
水ポンプ１２に低流量域の運転を強要する。ポンプの低
流量域では激しい振動や騒音を生じ、運転の継続を困難
にすることは良く知られている。図７に見るように、イ
ンペラ１２ａ内での偏流４１が激化して、遂には部分的
な逆流４２を生ずるのである。ターボ機械の本質に起因
して、定速回転をする限り抜本策はない。
【０００７】この難題を回避する方策に台数分割があ
る。理論的には、最大流量Ｑmax の１／１００容量で１
００台のポンプを設置すれば、所要水量が５０％のとき
には５０台を停止し、残りの５０台にそれぞれ定格流量
の静粛運転をさせる、という考え方である。現実には、
設置スペースやコストの観点から、予備機１台を含む３
台設置方式が常識の限度である。その結果、たとえば１
台７２０ｋＷという規模の、比較的、大容量の循環水ポ
ンプ１２に低流量域の運転を強いる結果となる。すると
振動、騒音に消費される単機当たりのエネルギー規模が
大きく、分割数が未だ不十分、という実体がある。その
傾向は、海水を取水する場合にも多々見られ、実揚程の
変動や取水時の温度差が大きい河川水の場合には、なお
さらである。現実には、多くの場合、別の方策が採用さ
れる。理論上は、無限台数分割に相当する可動羽根ポン
プの採用である。しかし、可動羽根形の循環水ポンプ
は、機構の複雑さと羽根開度の制御とを伴い、著しいコ
スト高となる点に大きな悩みがある。
る。理論的には、最大流量Ｑmax の１／１００容量で１
００台のポンプを設置すれば、所要水量が５０％のとき
には５０台を停止し、残りの５０台にそれぞれ定格流量
の静粛運転をさせる、という考え方である。現実には、
設置スペースやコストの観点から、予備機１台を含む３
台設置方式が常識の限度である。その結果、たとえば１
台７２０ｋＷという規模の、比較的、大容量の循環水ポ
ンプ１２に低流量域の運転を強いる結果となる。すると
振動、騒音に消費される単機当たりのエネルギー規模が
大きく、分割数が未だ不十分、という実体がある。その
傾向は、海水を取水する場合にも多々見られ、実揚程の
変動や取水時の温度差が大きい河川水の場合には、なお
さらである。現実には、多くの場合、別の方策が採用さ
れる。理論上は、無限台数分割に相当する可動羽根ポン
プの採用である。しかし、可動羽根形の循環水ポンプ
は、機構の複雑さと羽根開度の制御とを伴い、著しいコ
スト高となる点に大きな悩みがある。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】本発明は上記の事情に
鑑みてなされたもので、所要の冷却水量が減少しても振
動や騒音を伴うことがなく、低廉な冷却水系路と、その
運転制御方法と、を提供することにある。
鑑みてなされたもので、所要の冷却水量が減少しても振
動や騒音を伴うことがなく、低廉な冷却水系路と、その
運転制御方法と、を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】すなわち、請求項１の記
載の発明は、蒸気タービン５１で作動を終えた蒸気を復
水させる復水器５２の冷却水系路において、冷却水に揚
程Ｈと、揚水量Ｑと、を与える固定羽根形の循環水ポン
プ１２と、該循環水ポンプ１２の吐出管路１３ａと、吐
出管路１３ａが分岐点２１を有して構成された並列管路
２０と、並列管路２０の合流点２２に接続された回収管
路１３ｂと、を備え、上記の並列管路２０が、復水器５
２の冷却管２４と、該冷却管２４に直列に接続された第
１制御弁２５と、を備えた主冷却管路２３と、第２制御
弁２７（バイパス弁）を備えたバイパス管路２６と、に
よって構成されたことを特徴とする復水器の冷却水系路
である。
載の発明は、蒸気タービン５１で作動を終えた蒸気を復
水させる復水器５２の冷却水系路において、冷却水に揚
程Ｈと、揚水量Ｑと、を与える固定羽根形の循環水ポン
プ１２と、該循環水ポンプ１２の吐出管路１３ａと、吐
出管路１３ａが分岐点２１を有して構成された並列管路
２０と、並列管路２０の合流点２２に接続された回収管
路１３ｂと、を備え、上記の並列管路２０が、復水器５
２の冷却管２４と、該冷却管２４に直列に接続された第
１制御弁２５と、を備えた主冷却管路２３と、第２制御
弁２７（バイパス弁）を備えたバイパス管路２６と、に
よって構成されたことを特徴とする復水器の冷却水系路
である。
【００１０】請求項２に記載の発明は、請求項１に記載
の冷却水系路を用いて、それを制御する方法において、
循環水ポンプ１２の揚程曲線上で、最高効率点近傍の静
粛運転領域に作動点を限定し、第１制御弁２５と第２制
御弁２７と、の開度を調節することにより、主冷却管路
２３に所要の冷却水量を流通させると共に、バイパス管
路２６に余剰の揚水量を流通させて、前記循環水ポンプ
１２からの吐水を夫々分流させることを特徴とする復水
器の冷却水系路の運転制御方法である。
の冷却水系路を用いて、それを制御する方法において、
循環水ポンプ１２の揚程曲線上で、最高効率点近傍の静
粛運転領域に作動点を限定し、第１制御弁２５と第２制
御弁２７と、の開度を調節することにより、主冷却管路
２３に所要の冷却水量を流通させると共に、バイパス管
路２６に余剰の揚水量を流通させて、前記循環水ポンプ
１２からの吐水を夫々分流させることを特徴とする復水
器の冷却水系路の運転制御方法である。
【００１１】
【発明の実施の形態】次に、本発明の実施の形態を図面
により説明する。図１は、本発明の冷却水系路の１例を
示す系統図、図２は、本発明の冷却水系路における固定
羽根形循環水ポンプ１２の、ＨＱ特性上の使用方法を説
明する説明図、図３は図２を補足説明するための、ポン
プの比速度に対する百分率表示特性図、図４は蒸気ター
ビンシステム５０を説明する基本系統図、図５は復水器
５２の在来の開放形冷却水系路を示す系統図、図６は、
固定羽根形循環水ポンプ１２に関するＨＱ特性上の、在
来の使用方法を説明する説明図、図７はポンプの低流量
域で、インペラ内に発生する偏流、逆流を示す説明図で
ある。
により説明する。図１は、本発明の冷却水系路の１例を
示す系統図、図２は、本発明の冷却水系路における固定
羽根形循環水ポンプ１２の、ＨＱ特性上の使用方法を説
明する説明図、図３は図２を補足説明するための、ポン
プの比速度に対する百分率表示特性図、図４は蒸気ター
ビンシステム５０を説明する基本系統図、図５は復水器
５２の在来の開放形冷却水系路を示す系統図、図６は、
固定羽根形循環水ポンプ１２に関するＨＱ特性上の、在
来の使用方法を説明する説明図、図７はポンプの低流量
域で、インペラ内に発生する偏流、逆流を示す説明図で
ある。
【００１２】図１において、並列管路２０は、冷却管２
４と、該冷却管２４に直列に接続された第１制御弁２５
と、を備えた主冷却管路２３と、第２制御弁２７を備え
たバイパス管路２６とが、分岐点２１および合流点２２
を共有して並列管路２０を構成している。また、循環水
ポンプ１２は固定羽根形で、その諸元寸法は、実揚程Ｈ
ａと冷却水量Ｑ１とが、それぞれ最大のとき、最高効率
点の近傍に作動点Ａを有するように定められる。第１制
御弁２５は、一般に冷却管２４の下流に接続されるが、
冷却管２４の前後に分割配置することもできる。なお、
図１では、復水器５２を除く機器を冷却するための、更
に並列に設けられる冷却水冷却器１４の管路は、図示が
省略されている。以下の説明と同様にして理論上、厳密
な流量の制御が可能であることは容易に理解されるか
ら、説明を簡便にするためである。
４と、該冷却管２４に直列に接続された第１制御弁２５
と、を備えた主冷却管路２３と、第２制御弁２７を備え
たバイパス管路２６とが、分岐点２１および合流点２２
を共有して並列管路２０を構成している。また、循環水
ポンプ１２は固定羽根形で、その諸元寸法は、実揚程Ｈ
ａと冷却水量Ｑ１とが、それぞれ最大のとき、最高効率
点の近傍に作動点Ａを有するように定められる。第１制
御弁２５は、一般に冷却管２４の下流に接続されるが、
冷却管２４の前後に分割配置することもできる。なお、
図１では、復水器５２を除く機器を冷却するための、更
に並列に設けられる冷却水冷却器１４の管路は、図示が
省略されている。以下の説明と同様にして理論上、厳密
な流量の制御が可能であることは容易に理解されるか
ら、説明を簡便にするためである。
【００１３】次に図１〜図３を用いて、バイパス管路２
６を備えた冷却水系路の作用を順次説明する。まず、使
用する記号の意味を次の通りとする。 α１：第１制御弁２５の開度。 α２：第２制御弁２７（バイパス弁）の開度。 ＣV1：第１制御弁２５の損失係数。 ＣV2：第２制御弁２７の損失係数。 ＣA ：主冷却管路２３のうち、第１制御弁２５を除き、
冷却管２４と管路との損失係数。 ＣB ：バイパス管路２６のうち、第２制御弁２７を除く
管路の損失係数。 ＣT ：吐出管路１３ａ及び回収管路１３ｂの損失係数。 ＣO ：第１制御弁２５が全開で第２制御弁２７が全閉の
ときの、冷却水系路の等価損失係数。 Ｃ１：主冷却管路２３の損失係数。 Ｃ２：バイパス管路２６の損失係数。 ＣP ：並列管路２０の等価損失係数。 Ｃ ：冷却水系路全体の等価損失係数。 Ｑ ：循環水ポンプ１２の揚水量。 Ｑ１：主冷却管路２３を流れる所要の冷却水量。 Ｑ２：バイパス管路２６を流れる余剰水量。 Ｈａ：実揚程。管路の損失水頭を零としたとき、揚水す
る必要のあるポンプ揚程。 ｈ ：管路の損失水頭。一般に、ｈ＝Ｃ×Ｑ2 の形で表
現できる。 Ｈ ：循環水ポンプ１２の負荷揚程。Ｈ＝Ｈａ＋ｈ
６を備えた冷却水系路の作用を順次説明する。まず、使
用する記号の意味を次の通りとする。 α１：第１制御弁２５の開度。 α２：第２制御弁２７（バイパス弁）の開度。 ＣV1：第１制御弁２５の損失係数。 ＣV2：第２制御弁２７の損失係数。 ＣA ：主冷却管路２３のうち、第１制御弁２５を除き、
冷却管２４と管路との損失係数。 ＣB ：バイパス管路２６のうち、第２制御弁２７を除く
管路の損失係数。 ＣT ：吐出管路１３ａ及び回収管路１３ｂの損失係数。 ＣO ：第１制御弁２５が全開で第２制御弁２７が全閉の
ときの、冷却水系路の等価損失係数。 Ｃ１：主冷却管路２３の損失係数。 Ｃ２：バイパス管路２６の損失係数。 ＣP ：並列管路２０の等価損失係数。 Ｃ ：冷却水系路全体の等価損失係数。 Ｑ ：循環水ポンプ１２の揚水量。 Ｑ１：主冷却管路２３を流れる所要の冷却水量。 Ｑ２：バイパス管路２６を流れる余剰水量。 Ｈａ：実揚程。管路の損失水頭を零としたとき、揚水す
る必要のあるポンプ揚程。 ｈ ：管路の損失水頭。一般に、ｈ＝Ｃ×Ｑ2 の形で表
現できる。 Ｈ ：循環水ポンプ１２の負荷揚程。Ｈ＝Ｈａ＋ｈ
【００１４】ここで、直列管路の諸係数の間には次の関
係がある。すなわち、 Ｃ１＝ＣA ＋ＣV1 （１） Ｃ２＝ＣB ＋ＣV2 （２） Ｃ0 ＝ＣT ＋ＣA （３） Ｃ ＝ＣT ＋ＣP （４） また、並列管路２０では、流量Ｑのとき、分岐点２１と
合流点２２との間の損失水頭ｈは経路によらず一定であ
るから ｈ＝ＣP ×Ｑ2 ＝Ｃ１×Ｑ１2 ＝Ｃ２×Ｑ２2 （５） が成り立つ。また、連続の理から Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２ （６） が成り立つ。従って（５）、（６）式から Ｃ１＝ (Ｑ／Ｑ１)2×ＣP （７） Ｃ２＝ (Ｑ／Ｑ２)2×ＣP （８） ＣP ＝Ｃ１／( （Ｃ１／Ｃ２）1/2 ＋ 1)2 （９） が導かれる。
係がある。すなわち、 Ｃ１＝ＣA ＋ＣV1 （１） Ｃ２＝ＣB ＋ＣV2 （２） Ｃ0 ＝ＣT ＋ＣA （３） Ｃ ＝ＣT ＋ＣP （４） また、並列管路２０では、流量Ｑのとき、分岐点２１と
合流点２２との間の損失水頭ｈは経路によらず一定であ
るから ｈ＝ＣP ×Ｑ2 ＝Ｃ１×Ｑ１2 ＝Ｃ２×Ｑ２2 （５） が成り立つ。また、連続の理から Ｑ＝Ｑ１＋Ｑ２ （６） が成り立つ。従って（５）、（６）式から Ｃ１＝ (Ｑ／Ｑ１)2×ＣP （７） Ｃ２＝ (Ｑ／Ｑ２)2×ＣP （８） ＣP ＝Ｃ１／( （Ｃ１／Ｃ２）1/2 ＋ 1)2 （９） が導かれる。
【００１５】然るに当面の課題は、第１制御弁２５の開
度α１と損失係数ＣV1との相互関係と、第２制御弁２７
の開度α２と損失係数ＣV2との相互関係と、主冷却管路
２３で第１制御弁２５を除く冷却管２４と管路の損失係
数ＣA と、バイパス管路２６で第２制御弁２７を除く管
路の損失係数ＣB と、吐出管路１３ａと回収管路１３ｂ
の損失係数ＣT と、があらかじめ既知で、冷却水量Ｑ１
と、実揚程Ｈａとが指定されたとき、直ちに第１、第２
の制御弁の開度α１、α１を設定できることにある。図
２の循環水ポンプ１２の揚程曲線が関与するのは勿論で
ある。
度α１と損失係数ＣV1との相互関係と、第２制御弁２７
の開度α２と損失係数ＣV2との相互関係と、主冷却管路
２３で第１制御弁２５を除く冷却管２４と管路の損失係
数ＣA と、バイパス管路２６で第２制御弁２７を除く管
路の損失係数ＣB と、吐出管路１３ａと回収管路１３ｂ
の損失係数ＣT と、があらかじめ既知で、冷却水量Ｑ１
と、実揚程Ｈａとが指定されたとき、直ちに第１、第２
の制御弁の開度α１、α１を設定できることにある。図
２の循環水ポンプ１２の揚程曲線が関与するのは勿論で
ある。
【００１６】図２において、循環水ポンプ１２の作動点
の負荷揚程Ｈは、一般に Ｈ＝Ｈａ＋ｈ （１０） で与えられる。作動点Ａ（Ｑ、Ｈ）で運転するとすれ
ば、Ｑ、Ｈ、Ｈａは既知であるから、冷却水系路の全損
失水頭ｈは、（１０）式から ｈ＝Ｈ−Ｈａ （１１） として確定する。従って、冷却水系路の等価損失係数Ｃ
は Ｃ＝ｈ／Ｑ2 ＝ (Ｈ−Ｈａ）／Ｑ2 （１２） として確定する。従って、並列管路２０の等価損失係数
ＣP は（４）式から ＣP ＝Ｃ−ＣT ＝ (Ｈ−Ｈａ）／Ｑ2 −ＣT （１３） として確定する。すなわち、循環水ポンプ１２を、「揚
程Ｈ、揚水量Ｑの作動点で運転する」には、並列管路２
０の等価損失係数ＣP を（１３）式によって定めればよ
い。
の負荷揚程Ｈは、一般に Ｈ＝Ｈａ＋ｈ （１０） で与えられる。作動点Ａ（Ｑ、Ｈ）で運転するとすれ
ば、Ｑ、Ｈ、Ｈａは既知であるから、冷却水系路の全損
失水頭ｈは、（１０）式から ｈ＝Ｈ−Ｈａ （１１） として確定する。従って、冷却水系路の等価損失係数Ｃ
は Ｃ＝ｈ／Ｑ2 ＝ (Ｈ−Ｈａ）／Ｑ2 （１２） として確定する。従って、並列管路２０の等価損失係数
ＣP は（４）式から ＣP ＝Ｃ−ＣT ＝ (Ｈ−Ｈａ）／Ｑ2 −ＣT （１３） として確定する。すなわち、循環水ポンプ１２を、「揚
程Ｈ、揚水量Ｑの作動点で運転する」には、並列管路２
０の等価損失係数ＣP を（１３）式によって定めればよ
い。
【００１７】また、「並列管路２０の流量配分」につい
ては、（６）式から Ｑ２＝Ｑ−Ｑ１ （１４） であるから、主冷却管路２３、バイパス管路２６の損失
係数は、（７）、（８）式から Ｃ１＝ (Ｑ／Ｑ１)2×ＣP （１５） Ｃ２＝ (Ｑ／Ｑ２)2×ＣP （１６） として確定する。従って、第１制御弁２５、第２制御弁
２７の損失係数は、（１）（２）式から ＣV1＝Ｃ１−ＣA （１７） ＣV2＝Ｃ２−ＣB （１８） として確定する。従って、第１制御弁２５の開度α１、
及び第２制御弁２７の開度α２は確定する。すなわち、
ポンプＨＱ特性上の作動点に従って、制御弁の開度を一
義的に確定できる。
ては、（６）式から Ｑ２＝Ｑ−Ｑ１ （１４） であるから、主冷却管路２３、バイパス管路２６の損失
係数は、（７）、（８）式から Ｃ１＝ (Ｑ／Ｑ１)2×ＣP （１５） Ｃ２＝ (Ｑ／Ｑ２)2×ＣP （１６） として確定する。従って、第１制御弁２５、第２制御弁
２７の損失係数は、（１）（２）式から ＣV1＝Ｃ１−ＣA （１７） ＣV2＝Ｃ２−ＣB （１８） として確定する。従って、第１制御弁２５の開度α１、
及び第２制御弁２７の開度α２は確定する。すなわち、
ポンプＨＱ特性上の作動点に従って、制御弁の開度を一
義的に確定できる。
【００１８】次に、所要の冷却流量Ｑ１に対する冷却水
系路の制御要領を循環水ポンプ１２のＨＱ特性に基づい
て説明する。循環水ポンプ１２のＨＱ特性上の作動点
は、点Ｐで示す最高効率点の近傍に限定される。すなわ
ち、ポンプ低流量域の運転は完全に排除され、常に高効
率の静粛運転が行われる。余剰水量は、バイパス管路２
６に回流される。図示の点Ａは、実揚程Ｈａと冷却水量
Ｑ１とが、共に最大の場合を想定した作動点を表す。理
論上は揚水量ＱA の全てが、冷却水量Ｑ１max として主
冷却管路２３に送給される。このとき、損失係数は、Ｃ
＝ＣT ＋ＣP 、ＣP ＝Ｃ１、Ｃ２＝∞（第２制御弁全
閉）である。ここで、実揚程ＨａがＨａmin に低下すれ
ば、作動点は点Ｂへ自動的に移動する。しかし、揚程の
変動に関わらず、点Ａで定点運転をするか、点Ｂにおい
て過大な揚水量のまま運転するか、については選択の余
地がある。理由は後述するとして、以下、ここでは双方
の制御の詳細要領を説明する。
系路の制御要領を循環水ポンプ１２のＨＱ特性に基づい
て説明する。循環水ポンプ１２のＨＱ特性上の作動点
は、点Ｐで示す最高効率点の近傍に限定される。すなわ
ち、ポンプ低流量域の運転は完全に排除され、常に高効
率の静粛運転が行われる。余剰水量は、バイパス管路２
６に回流される。図示の点Ａは、実揚程Ｈａと冷却水量
Ｑ１とが、共に最大の場合を想定した作動点を表す。理
論上は揚水量ＱA の全てが、冷却水量Ｑ１max として主
冷却管路２３に送給される。このとき、損失係数は、Ｃ
＝ＣT ＋ＣP 、ＣP ＝Ｃ１、Ｃ２＝∞（第２制御弁全
閉）である。ここで、実揚程ＨａがＨａmin に低下すれ
ば、作動点は点Ｂへ自動的に移動する。しかし、揚程の
変動に関わらず、点Ａで定点運転をするか、点Ｂにおい
て過大な揚水量のまま運転するか、については選択の余
地がある。理由は後述するとして、以下、ここでは双方
の制御の詳細要領を説明する。
【００１９】まず、作動点を点Ａに戻すには、揚水量Ｑ
をＱB からＱA ＝Ｑ１max に減らす必要がある。増すべ
き損失水頭は△ｈ＝（Ｈａmax −Ｈａmin ）で、負荷揚
程をＨA とすれば良い。すなわち、冷却水系路の等価損
失係数Ｃを、△Ｃ＝△ｈ／ＱA 2 だけ増大させる。然る
に今、第２制御弁２７は全閉でＣ２を増せないから、Ｃ
１を△Ｃだけ増大させる。すなわち、新たな開度α１を
確定できる。また、作動点Ｂで運転するには、（ＱB −
ＱA ）の流量を主冷却管路２３からバイパス管路２６へ
移す必要がある。冷却水系路の等価損失係数Ｃは不変だ
から、ＣP ＝Ｃ−ＣT 、Ｑ＝ＱB 、Ｑ１＝Ｑ１max 、Ｑ
２＝ＱB −ＱA として、（１７）、（１８）式からＣ
１、Ｃ２を確定できる。以上、冷却流量が最大の場合に
ついて述べた。しかし、冷却流量Ｑ１が例えばＱ１min
に低下した場合も、循環水ポンプ１２の作動点は最高効
率点の近傍の所定範囲に限られる。そして同様に、揚水
量Ｑのうち、所要の冷却水量Ｑ１が主冷却管路２３に、
残余がバイパス管路２６に振り分けられる。
をＱB からＱA ＝Ｑ１max に減らす必要がある。増すべ
き損失水頭は△ｈ＝（Ｈａmax −Ｈａmin ）で、負荷揚
程をＨA とすれば良い。すなわち、冷却水系路の等価損
失係数Ｃを、△Ｃ＝△ｈ／ＱA 2 だけ増大させる。然る
に今、第２制御弁２７は全閉でＣ２を増せないから、Ｃ
１を△Ｃだけ増大させる。すなわち、新たな開度α１を
確定できる。また、作動点Ｂで運転するには、（ＱB −
ＱA ）の流量を主冷却管路２３からバイパス管路２６へ
移す必要がある。冷却水系路の等価損失係数Ｃは不変だ
から、ＣP ＝Ｃ−ＣT 、Ｑ＝ＱB 、Ｑ１＝Ｑ１max 、Ｑ
２＝ＱB −ＱA として、（１７）、（１８）式からＣ
１、Ｃ２を確定できる。以上、冷却流量が最大の場合に
ついて述べた。しかし、冷却流量Ｑ１が例えばＱ１min
に低下した場合も、循環水ポンプ１２の作動点は最高効
率点の近傍の所定範囲に限られる。そして同様に、揚水
量Ｑのうち、所要の冷却水量Ｑ１が主冷却管路２３に、
残余がバイパス管路２６に振り分けられる。
【００２０】次に、図３によって、バイパス管路２６へ
の余剰流量によるすエネルギー損失について説明する。
一般に、ポンプの軸入力は、Ｐ＝ｇ×Ｑ×Ｈ／ηで与え
られる。Ｑは揚水量を、Ｈは揚程を、ηはポンプとモー
タの総合効率を、ｇは重力加速度を表す。循環水ポンプ
１２に用いられる高比速度の固定羽根斜流形、或いは軸
流形のポンプでは、揚水量Ｑを最高効率点から低流量側
へ順次、減少させても、軸入力特性Ｐは、揚水量Ｑに比
例した減少傾向を示さない。比速度によっては、むしろ
甚だしく増大する傾向もある。翼の設計によっても幅が
ある。すなわち、振動・騒音に耐えるべく、強度その他
に配慮しながら低流量域での運転を敢行しても、必ずし
も省エネルギーに寄与するとは限らない。寄与しても絶
対量は少なく、大きな負の効果を生む可能性の方が高
い。最高効率点の近傍に作動点を置き、余剰流量Ｑ２を
バイパス管路２６に回流させる方法は、固定羽根に起因
する低流量域の振動・騒音を確実に排除しつつ、上記エ
ネルギー損失が拡大する可能性を排除している。
の余剰流量によるすエネルギー損失について説明する。
一般に、ポンプの軸入力は、Ｐ＝ｇ×Ｑ×Ｈ／ηで与え
られる。Ｑは揚水量を、Ｈは揚程を、ηはポンプとモー
タの総合効率を、ｇは重力加速度を表す。循環水ポンプ
１２に用いられる高比速度の固定羽根斜流形、或いは軸
流形のポンプでは、揚水量Ｑを最高効率点から低流量側
へ順次、減少させても、軸入力特性Ｐは、揚水量Ｑに比
例した減少傾向を示さない。比速度によっては、むしろ
甚だしく増大する傾向もある。翼の設計によっても幅が
ある。すなわち、振動・騒音に耐えるべく、強度その他
に配慮しながら低流量域での運転を敢行しても、必ずし
も省エネルギーに寄与するとは限らない。寄与しても絶
対量は少なく、大きな負の効果を生む可能性の方が高
い。最高効率点の近傍に作動点を置き、余剰流量Ｑ２を
バイパス管路２６に回流させる方法は、固定羽根に起因
する低流量域の振動・騒音を確実に排除しつつ、上記エ
ネルギー損失が拡大する可能性を排除している。
【００２１】高比速度の固定羽根斜流形、或いは軸流形
のポンプでは、低流量域の揚程Ｈに対する最高効率点の
揚程ＨP の倍率（Ｈ／ＨP ）が甚だ大きい。しかも、Ｈ
Ｑ特性には現れないが、低流量域の揚程Ｈには、逆流現
象にもとづく高サイクルの激しい脈動が重畳されてい
る。この倍率の大きさは、ポンプ自体や吐出管路の強
度、安全、コスト面で、一般に注意を要するところであ
る。この意味で、循環水ポンプ１２の作動点を最高効率
点Ｐの近傍に限定し、低流量域の振動・騒音を回避した
構成は、冷却水系路に高度の信頼性をもたらしている。
のポンプでは、低流量域の揚程Ｈに対する最高効率点の
揚程ＨP の倍率（Ｈ／ＨP ）が甚だ大きい。しかも、Ｈ
Ｑ特性には現れないが、低流量域の揚程Ｈには、逆流現
象にもとづく高サイクルの激しい脈動が重畳されてい
る。この倍率の大きさは、ポンプ自体や吐出管路の強
度、安全、コスト面で、一般に注意を要するところであ
る。この意味で、循環水ポンプ１２の作動点を最高効率
点Ｐの近傍に限定し、低流量域の振動・騒音を回避した
構成は、冷却水系路に高度の信頼性をもたらしている。
【００２２】いっぽう、最高効率点より大流量側では、
高比速度のポンプは、揚水量Ｑの増加に伴って、揚程Ｈ
が急速に低下し、軸入力Ｐも急速に減少する傾向が強
い。揚水量Ｑは増しても軸入力Ｐが減少すれば、損失エ
ネルギーを低減できる。すなわち、図２において、作動
点を定点Ａとするか、Ａ〜Ｂ間を作動点の範囲とする
か、については、後者がより大流量になっても、一般に
省エネルギー形を形成して有利である。詳細には、蒸気
タービン５１の負荷、取水位、水温の変動など、個々の
基本仕様と、キャビテーションを含むポンプの基本特
性、ならびに循環水ポンプ１２の諸元寸法の選択と、機
器構成に基づく経済性などを総合検討する必要がある。
以上、固定羽根循環水ポンプ１２において、ポンプの基
本特性をもとに検討することにより、信頼性と省エネル
ギー運転に徹した冷却水系路を形成できる。
高比速度のポンプは、揚水量Ｑの増加に伴って、揚程Ｈ
が急速に低下し、軸入力Ｐも急速に減少する傾向が強
い。揚水量Ｑは増しても軸入力Ｐが減少すれば、損失エ
ネルギーを低減できる。すなわち、図２において、作動
点を定点Ａとするか、Ａ〜Ｂ間を作動点の範囲とする
か、については、後者がより大流量になっても、一般に
省エネルギー形を形成して有利である。詳細には、蒸気
タービン５１の負荷、取水位、水温の変動など、個々の
基本仕様と、キャビテーションを含むポンプの基本特
性、ならびに循環水ポンプ１２の諸元寸法の選択と、機
器構成に基づく経済性などを総合検討する必要がある。
以上、固定羽根循環水ポンプ１２において、ポンプの基
本特性をもとに検討することにより、信頼性と省エネル
ギー運転に徹した冷却水系路を形成できる。
【００２３】
【発明の効果】以上のように請求項１に記載の発明によ
れば、復水器５２の冷却水系路において、蒸気タービン
５１の負荷や、取水位の変動や、水温の低下などによっ
て所要の冷却水量が減少したときも、振動や騒音を生ず
ることのない低廉な冷却水系路を提供できる。請求項２
に記載の発明によれば、所要の冷却水量が減少したとき
も、振動や騒音を生ずることがなく、また、消費エネル
ギーが少なく信頼性の高い冷却水系路の運転制御方法を
提供できる。
れば、復水器５２の冷却水系路において、蒸気タービン
５１の負荷や、取水位の変動や、水温の低下などによっ
て所要の冷却水量が減少したときも、振動や騒音を生ず
ることのない低廉な冷却水系路を提供できる。請求項２
に記載の発明によれば、所要の冷却水量が減少したとき
も、振動や騒音を生ずることがなく、また、消費エネル
ギーが少なく信頼性の高い冷却水系路の運転制御方法を
提供できる。
【図１】本発明の冷却水系路の１例を示す系統図。
【図２】本発明の冷却水系路における固定羽根形循環水
ポンプ１２に関するＨＱ特性上の使用方法を説明する説
明図。
ポンプ１２に関するＨＱ特性上の使用方法を説明する説
明図。
【図３】図２を補足説明するための、ポンプの比速度に
対する百分率表示特性図。
対する百分率表示特性図。
【図４】蒸気タービンシステム５０を説明する基本系統
図。
図。
【図５】復水器５２の在来の一例として開放形冷却水系
路を示す系統図。
路を示す系統図。
【図６】固定羽根形循環水ポンプ１２に関するＨＱ特性
上の、在来の使用方法を説明する説明図。
上の、在来の使用方法を説明する説明図。
【図７】ポンプの低流量域で、インペラ内に発生する偏
流、逆流を示す説明図。
流、逆流を示す説明図。
１１ 取水ピット １２ 循環水ポンプ １２ａ インペラ １３ａ 吐出管路 １３ｂ 回収管路 １４ 冷却水冷却器 １５ 放水ピット ２０ 並列管路 ２１ 分岐点 ２２ 合流点 ２３ 主冷却管路 ２４ 冷却管 ２５ 第１制御弁 ２６ バイパス管路 ２７ 第２制御弁（バイパス弁） ３１ 損失曲線 ３２ 負荷曲線 ４１ 偏流 ４２ 逆流 ５０ 蒸気タービンシステム ５１ 蒸気タービン ５２ 復水器 ５３ 給水ポンプ ５４ ボイラ
Claims (2)
- 【請求項１】 蒸気タービン５１で作動を終えた蒸気を
復水させる復水器５２の冷却水系路において、 冷却水に揚程Ｈと、揚水量Ｑと、を与える固定羽根形の
循環水ポンプ１２と、 該循環水ポンプ１２の吐出管路１３ａと、 吐出管路１３ａが分岐点２１を有して構成された並列管
路２０と、 並列管路２０の合流点２２に接続された回収管路１３ｂ
と、を備え、 上記の並列管路２０が、 復水器５２の冷却管２４と、該冷却管２４に直列に接続
された第１制御弁２５と、を備えた主冷却管路２３と、 第２制御弁２７（バイパス弁）を備えたバイパス管路２
６と、によって構成されたことを特徴とする復水器の冷
却水系路。 - 【請求項２】 請求項１に記載の冷却水系路を用いて、
それを制御する方法において、 循環水ポンプ１２の揚程曲線上で、最高効率点近傍の静
粛運転領域に作動点を限定し、第１制御弁２５と第２制
御弁２７と、の開度を調節することにより、主冷却管路
２３に所要の冷却水量を流通させると共に、バイパス管
路２６に余剰の揚水量を流通させて、前記循環水ポンプ
１２からの吐水を夫々分流させることを特徴とする復水
器の冷却水系路の運転制御方法。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23889799A JP2001065309A (ja) | 1999-08-25 | 1999-08-25 | 復水器の冷却水系路、及びその運転制御方法 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP23889799A JP2001065309A (ja) | 1999-08-25 | 1999-08-25 | 復水器の冷却水系路、及びその運転制御方法 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001065309A true JP2001065309A (ja) | 2001-03-13 |
Family
ID=17036907
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP23889799A Pending JP2001065309A (ja) | 1999-08-25 | 1999-08-25 | 復水器の冷却水系路、及びその運転制御方法 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001065309A (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013087709A (ja) * | 2011-10-19 | 2013-05-13 | Hitachi Ltd | 復水器冷却水システム |
| US9028042B2 (en) | 2012-09-13 | 2015-05-12 | Ricoh Company, Ltd. | Cap member of liquid discharge head, liquid discharge device, and image forming apparatus including liquid discharge device |
| CN113882918A (zh) * | 2021-09-09 | 2022-01-04 | 联合瑞升（北京）科技有限公司 | 一种火电厂直接空冷机组乏汽余热回收供热系统 |
-
1999
- 1999-08-25 JP JP23889799A patent/JP2001065309A/ja active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013087709A (ja) * | 2011-10-19 | 2013-05-13 | Hitachi Ltd | 復水器冷却水システム |
| US9028042B2 (en) | 2012-09-13 | 2015-05-12 | Ricoh Company, Ltd. | Cap member of liquid discharge head, liquid discharge device, and image forming apparatus including liquid discharge device |
| CN113882918A (zh) * | 2021-09-09 | 2022-01-04 | 联合瑞升（北京）科技有限公司 | 一种火电厂直接空冷机组乏汽余热回收供热系统 |
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| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
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|
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