JP2007192152A - 蒸気タービンサイクル - Google Patents

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Abstract

【課題】サイクル熱効率の高い蒸気タービンサイクルを提供すること。
【解決手段】本発明の蒸気タービンサイクルは、高圧タービン１と、再熱タービン２４と、ボイラ４と、タービン１，２４からの抽気蒸気によりボイラ４への給水を加熱する給水加熱器６と、給水ポンプ１２と、復水器１０とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルである。ボイラ４出口の蒸気温度は、５９０℃以上となっている。高圧タービン１の排気からの抽気（高圧タービン排気抽気）２２に対応した第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第１の給水加熱器７より給水が低圧である第２の給水加熱器８における給水温度上昇の平均との、温度上昇比が１.９以上３.５以下となるサイクルを構成する。
【選択図】図１

Description

本発明は、サイクル熱効率の高い蒸気タービンサイクルに関する。
従来の技術として、火力発電プラント等で使用されている蒸気タービンサイクルの１つを、図１を用いて説明する。
ボイラ４にて燃料燃焼熱を利用する等してボイラ給水１４を加熱し、充分に高温である過熱蒸気(以下、主蒸気１６と記す)を発生させる。この過熱蒸気は超臨界圧流体である場合もある。
主蒸気１６は高圧タービン１に流入し、膨張しながら流れ、圧力、温度共に低下する。
高圧タービン１から流出した高圧タービン排気２１の大部分は再熱器５に流入し、より高温になり再熱蒸気１７となって中圧タービン２に流入する。
中圧タービン２内で膨張しながら流れた蒸気は、圧力、温度共に低下して低圧タービン３に流入する。
低圧タービン３内で膨張しながら流れた蒸気は、圧力、温度共に低下するが、一部、液体の水である飽和蒸気の状態になる場合が多い。この飽和蒸気は復水器１０にて、海水または大気２３等を用いて冷却され復水２５になる。復水２５は復水ポンプ１１により給水加熱器６に送られ、ボイラ給水１４になる。なお、中圧タービン２と低圧タービン３は再熱タービン２４である。
図１では８個の給水加熱器６が示されており、高圧タービン１、中圧タービン２及び低圧タービン３の流路中の抽気位置３１から抽出された抽気蒸気２０により、ボイラ給水１４を加熱する。ここで、より高圧の給水加熱器６ほど、より高圧の抽気が流入する構成になっている。
図１では低圧タービン３は複流として描いてあり、片側の低圧タービン３のみから抽気してあるように描いてあるが、実際は、両側の低圧タービン３から抽気して合流した後、給水加熱器６に流入させている。なお、給水加熱器６によって片側の低圧タービン３どちらか一方から抽気する構成にしてもよい。
給水加熱器６は表面式と混合式がある。表面式給水加熱器において抽気蒸気２０は、伝熱面を介した給水との熱交換により凝縮しドレン水１５となり、原則としてより高圧の給水加熱器６から順次流入合流しながらより低圧の給水加熱器６へ流れる。最も低圧の給水加熱器６のドレン水１５は復水器１０へ流れる。なお、ドレン水１５をドレン水ポンプ１３により給水に合流させてもよい。
混合式給水加熱器は、抽気が直接、給水と混合して加熱する構造であり、給水に溶存している酸素等を脱気させる脱気器９は、混合式給水加熱器に含まれる。
混合式給水加熱器の直後には、より高圧の給水加熱器６に給水を送るために、給水ポンプ１２が設けられる。図１では混合式給水加熱器への抽気は中圧タービン排気抽気３２だが、そうでなくてもよい。脱気器９はなくてもよいが、ない場合も複数の給水加熱器６の間の内、適当な位置に給水ポンプ１２を設ける。全ての給水加熱器６で加熱された給水は、ボイラ４に流入する。
図１では、高圧タービン１と中圧タービン２と低圧タービン３は１つの回転軸１９で連結されており、発電機１８に接続されている。高圧タービン１、中圧タービン２、低圧タービン３の内部で膨張する事によって蒸気の保有するエンタルピが軸動力に変換され、発電機１８で発電する。各タービンを１つの回転軸１９で連結して１台の発電機１８に接続しなくてもよい。
図１では低圧タービン３は複流として描いてあるが、これは流入蒸気を２分割し２台の低圧タービン３に流入させる構造であり、４分割する構造でも、分割しなくてもよい。また図１では、中圧タービン２は単流として描いてあるが、複流でもよい。さらに図１では、中圧タービン２と低圧タービン３とは別々の蒸気タービンとして描いてあるが、再熱タービン２４、１台のみとしてもよい。
このような抽気蒸気２０を用いた再生サイクルと、高圧タービン排気２１を再熱器５で加熱し再熱タービン２４に流入させる再熱サイクルは、どちらも変形ランキンサイクルであり、単純なランキンサイクルから熱効率を向上させる。なお発電プラントの場合、熱効率は発電量÷ボイラ入熱量とほぼ等しい。
さて、サイクル熱効率はサイクル構成によって変化するが、各抽気蒸気２０の温度や流量によっても変化する。特に近年、高温用材料の進歩に伴い、蒸気の高温化が進みサイクル熱効率は向上しつつあるが、蒸気の高温条件下にてサイクル構成を改善する余地がある。
なお、非特許文献には、「再熱点からの抽気によるヒータエンタルピ上昇はそれより低圧のヒータにおける平均エンタルピ上昇の約１.８倍が最適性能」という記述がある。
Bartlett著「Steam Turbine Performance and Economics」
本発明は、サイクル熱効率の高い蒸気タービンサイクルを提供することを目的とする。
請求項１に係る発明は、高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水温度上昇と、前記第１の給水加熱器より給水が低圧である第２の給水加熱器における給水温度上昇の平均との、温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクルである。
請求項２に係る本発明は、高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇と、前記第１の給水加熱器より給水が低圧である第２の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇の平均との、比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクルである。
請求項３に係る発明は、高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水温度上昇と、前記第１の給水加熱器を除く給水加熱器における給水温度上昇の平均との、温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクルである。
請求項４に係る発明は、高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、前記ボイラ出口の蒸気温度が５９０℃以上であり、前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇と、前記第１の給水加熱器を除く給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇の平均との、比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクルである。
本発明によれば、サイクル熱効率の高い蒸気タービンサイクルを提供することができる。
第１の実施の形態
以下、本発明に係る蒸気タービンサイクルの第１の実施の形態について、図面を参照して説明する。ここで、図１は本発明の第１の実施の形態を示す図である。
本実施の形態の蒸気タービンサイクルは、 高圧タービン１と、再熱タービン２４と、ボイラ４と、高圧タービン１及び再熱タービン２４からの抽気蒸気によりボイラ４への給水を加熱する給水加熱器６と、給水ポンプ１２と、復水器１０とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルを構成する。
また、ボイラ４出口の蒸気温度は５９０℃以上となっており、さらに高圧タービン排気２１からの抽気（高圧タービン排気抽気）２２に対応した第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第１の給水加熱器７より給水が低圧である第２の給水加熱器８における給水温度上昇の平均との温度上昇比が１.９以上３.５以下となっている。
各抽気蒸気２０の流量と、各抽気位置３１を調節することにより、第１の給水加熱器７及び第２の給水加熱器８における給水温度上昇を調整することができる。なお、高圧タービン排気抽気２２や中圧タービン排気抽気３２に関して温度変更する場合は、高圧タービン１と中圧タービン２の排気仕様を変更する事になる。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の温度上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第２の給水加熱器８における給水温度上昇の平均との温度上昇比は、給水加熱器６の個数や、排気損失等といった蒸気タービンの機械上の差異や、発電プラントにおける発電出力に相当する規模、細かい構成の差異等の影響によって、範囲幅がある。
なお前述したように非特許文献では、比エンタルピ上昇比として１.８が最良という旨の記述があるが、温度上昇比の範囲では、比エンタルピ上昇比が１.８になる事は、通常の発電プラントではない。
この事象は以下の理由によると推定される。
蒸気タービンの出力は、各タービンの各段落における「熱落差即ち比エンタルピ減少量×蒸気質量流量」の総和なので、なるべく比エンタルピの低い位置から抽気した方が、蒸気タービンが仕事をした後にボイラ給水１４を暖めることになるので、効率が高くなる効果がある。しかしながら一方で、ボイラ給水１４のボイラ４入口温度が高い方が再生サイクルとしての効率は高くなるため、その効果も考慮する必要がある。
ボイラ４入口温度を規定すると、最も器内蒸気圧力が高い給水加熱器２６のボイラ４入口温度とほぼ同じ飽和温度である蒸気が必要で、抽気蒸気２０の圧力が規定される。他の給水加熱器７，８はそこに至るまでの温度上昇を段階的に賄う。
高圧タービン排気抽気２２は、比較的高圧でありながら比エンタルピが低い蒸気であり、また再熱器５で加熱された後の蒸気からの抽気でないので、この高圧タービン排気抽気２２のエンタルピを用いてボイラ給水１４を加熱する事を多めにすると、サイクル全体の熱効率が高くなる。
即ち、図３に概略を示すように、温度上昇比には熱効率が最も良くなる所定の最適値があり、この最適値は温度上昇比が１より充分に高い方が良い。この最適値は主蒸気１６の条件によって異なり、高温蒸気ではより高い値になると推定される。
上述したように、第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第２の給水加熱器８における給水温度上昇の平均との温度上昇比を１.９以上３.５以下にすることによって、サイクル熱効率を向上させることができる。
第２の実施の形態
次に図１により本発明の第２の実施の形態について説明する。
本実施の形態の蒸気タービンサイクルは、高圧タービン１と、再熱タービン２４と、ボイラ４と、高圧タービン１及び再熱タービン２４からの抽気蒸気によりボイラ４への給水を加熱する給水加熱器６と、給水ポンプ１２と、復水器１０とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルを構成する。
また、ボイラ４出口の蒸気温度は５９０℃以上であり、高圧タービン排気抽気２２に対応した第１の給水加熱器７における給水の比エンタルピ上昇と、第１の給水加熱器７より給水が低圧である第２の給水加熱器８における給水の比エンタルピ上昇の平均との比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下となっている。
各抽気蒸気２０の流量と、各抽気位置３１を調節することによって、第１の給水加熱器７及び第２の給水加熱器８における給水の比エンタルピ上昇を調整することができる。なお、高圧タービン排気抽気２２や中圧タービン排気抽気３２からの抽気蒸気２０に関して比エンタルピを変更する場合は、高圧タービン１と中圧タービン２の排気仕様を変更する事になる。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の比エンタルピ上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
比エンタルピ上昇比には、給水加熱器６の個数や、排気損失等といった蒸気タービンの機械上の差異や、発電プラントにおける発電出力に相当する規模、細かい構成の差異等の影響による範囲幅がある。
なお前述したように非特許文献では、比エンタルピ上昇比として１.８が最良という旨の記述があるが、この文献では主蒸気１６の温度が述べられておらず、想定している主蒸気１６温度が異なるために、比エンタルピ上昇比の最適値が異なっていると考えられる。
本実施の形態の場合も、前述した第１の実施の形態と同様に、図３に概略を示すように、比エンタルピ上昇比には熱効率が最も良くなる所定の最適値があり、この最適値は比エンタルピ上昇比が１より充分に高い方が良い。この最適値は主蒸気１６の条件によって異なり、高温蒸気ではより高い値になると推定される。
上述したように、第１の給水加熱器７における給水の比エンタルピ上昇と、第２の給水加熱器８における給水の比エンタルピ上昇の平均との比エンタルピ上昇比を１.９以上３.５以下にすることによって、サイクル熱効率が向上させることができる。
第３の実施の形態
次に図１により本発明の第３の実施の形態について説明する。
本実施の形態の蒸気タービンサイクルは、高圧タービン１と、再熱タービン２４と、ボイラ４と、高圧タービン１及び再熱タービン２４からの抽気蒸気によりボイラ４への給水を加熱する給水加熱器６と、給水ポンプ１２と、復水器１０とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルとなっている。
また、ボイラ４出口の蒸気温度が５９０℃以上であり、高圧タービン排気抽気２２に対応した第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器における給水温度上昇の平均との温度上昇比が１.９以上３.５以下となっている。
ここで、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器とは、第１の給水加熱器７より給水が低圧である第２の給水加熱器８と、第１の給水加熱器７より給水が高圧である第３の給水加熱器２６を合わせた全てのものである。なお、第３の給水加熱器２６は高圧タービン１内部からの抽気蒸気により給水を加熱する。
各抽気蒸気２０の流量と、各抽気圧力位置３１を調節する事によって、第１の給水加熱器７、第２の給水加熱器８及び第３の給水加熱器２６における給水温度上昇を調整することができる。なお、高圧タービン排気抽気２２や中圧タービン排気抽気３２に関して温度変更する場合は、高圧タービン１と中圧タービン２の排気仕様を変更する事になる。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の温度上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水温度上昇の平均との温度上昇比には、給水加熱器６の個数や、排気損失等といった蒸気タービンの機械上の差異や、発電プラントにおける発電出力に相当する規模、細かい構成の差異等の影響による範囲幅がある。
上述したように、第１の給水加熱器７における給水温度上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水温度上昇の平均との温度上昇比を１.９以上３.５以下にすることによって、実施例１と同様にサイクル熱効率を向上させることができる。
第４の実施の形態
次に図１により本発明の第４の実施の形態について説明する。
本実施の形態の蒸気タービンサイクルは、高圧タービン１と、再熱タービン２４と、ボイラ４と、高圧タービン１及び再熱タービン２４からの抽気蒸気によりボイラ４への給水を加熱する給水加熱器６と、給水ポンプ１２と、復水器１０とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルを構成する。
ボイラ４出口の蒸気温度は５９０℃以上であり、高圧タービン排気抽気２２に対応した第１の給水加熱器７における給水の比エンタルピ上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水の比エンタルピ上昇の平均との比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下となっている。
各抽気蒸気２０の流量と、各抽気位置３１を調節する事によって、第１の給水加熱器７、第２の給水加熱器８及び第３の給水加熱器２６における給水の比エンタルピ上昇を調整することができる。なお、高圧タービン排気抽気２２や中圧タービン排気抽気３２に関して比エンタルピを変更する場合は、高圧タービン１と中圧タービン２の排気仕様を変更する事になる。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の比エンタルピ上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
第１の給水加熱器７における給水の比エンタルピ上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水の比エンタルピ上昇の平均との比エンタルピ上昇比には、給水加熱器６の個数や、排気損失等といった蒸気タービンの機械上の差異や、発電プラントにおける発電出力に相当する規模、細かい構成の差異等の影響による範囲幅がある。
上述のように、第１の給水加熱器７における給水の比エンタルピ上昇と、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水の比エンタルピ上昇の平均との比エンタルピ上昇比を１.９以上３.５以下とすることによって、第２の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第５の実施の形態
次に図１により本発明の第５の実施の形態について説明する。図１に示す第５の実施の形態は、第２の給水加熱器８における給水温度上昇が、給水ポンプ１２による給水の温度上昇を加えて算出されたものであり、他は第１の実施の形態と略同一である。
給水ポンプ１２は給水を加熱してしまうため、給水が温度上昇する。このため、この温度上昇を加えて、第２の給水加熱器８の１台当たりの平均温度上昇を算出する。
また、第３の実施の形態において、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水温度上昇を、給水ポンプ１２による給水の温度上昇を加えて算出することもできる。
やはり、給水ポンプ１２は給水を加熱してしまうため、給水が温度上昇する。このため、この温度上昇を加えて、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６の１台当たりの平均温度上昇を算出する。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の温度上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
なお、第１の実施の形態にて記載した理由に加えて、給水ポンプ１２の機械上の差異による発熱差の影響もあるので、上述のように温度上昇比には範囲幅が生じてしまう。
上述のように、第２の給水加熱器８における給水温度上昇を、給水ポンプ１２による給水の温度上昇を加えて算出したうえで、温度上昇比を規定することによって、第１の実施の形態及び第３の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第６の実施の形態
次に図１により本発明の第６の実施の形態について説明する。図１に示す第６の実施の形態は、第２の給水加熱器８における給水の比エンタルピ上昇が、給水ポンプ１２による給水の比エンタルピ上昇を加えて算出されたものであり、他は第１の実施の形態と略同一である。
給水ポンプ１２は給水を昇圧する物であり、さらに第３の実施の形態で記載したように給水を加熱してしまうため、給水の比エンタルピは上昇する。この比エンタルピ上昇を加えて、第２の給水加熱器８の１台当たりの平均比エンタルピ上昇を算出する。
また、本実施の形態は、前述の第４の実施の形態において、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６における給水の比エンタルピ上昇を、給水ポンプ１２による給水の比エンタルピ上昇を加えて算出することもできる。
やはり、給水ポンプ１２は給水を昇圧する物であり、さらに前述の第３の実施の形態で記載したように給水を加熱してしまうため、給水の比エンタルピは上昇する。この比エンタルピ上昇を加えて、第１の給水加熱器７を除く給水加熱器８，２６の１台当たりの平均比エンタルピ上昇を算出する。
ボイラ４入口の給水温度はボイラ４側で規定される事が多いので、値を固定して最適化計算をしたところ、１.９以上３.５以下の比エンタルピ上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
本実施の形態は、前述した第１の実施の形態で記載した理由に加えて、給水ポンプ１２の機械上の差異による発熱差の影響もあるので、上述の方に比エンタルピ上昇比には範囲幅が生じてしまう。
上述のように、給水の比エンタルピ上昇を、給水ポンプ１２による給水の比エンタルピ上昇を加えて算出した上で、温度上昇比を規定することによって、第２の実施の形態及び第４の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第７の実施の形態
次に図１により本発明の第７の実施の形態について説明する。
第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態において、給水加熱器６の総数を８個とし、温度上昇比が１.９以上３.５以下となるサイクル構成にする。経済性を考慮すると大型火力発電所では給水加熱器６の個数は８個が良いとされているためである。
図１では中圧タービン２からの抽気は排気を含めて２箇所、低圧タービン３からの抽気は４箇所だが、合計６箇所であればどちらが何箇所でもよい。
図１では脱気器９への抽気は中圧タービン排気抽気３２だが、そうでなくてもよい。給水加熱器６を８個と限定して最適化計算したところ、１.９以上３.５以下の温度上昇比条件の時、サイクル熱効率が最大になった。
上述のように、第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態において、給水加熱器６の総数を８個とし、温度上昇比を１.９以上３.５以下となるようなサイクル構成にすることによって、第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第８の実施の形態
次に図１により本発明の第８の実施の形態について説明する。
第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態において、給水加熱器６の総数を８個とし、比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下となるサイクル構成にする。経済性を考慮すると大型火力発電所では給水加熱器６の個数は８個が良いとされているためである。
図１では中圧タービン２からの抽気は排気を含めて２箇所、低圧タービン３からの抽気は４箇所だが、合計６箇所であればどちらが何箇所でもよい。
図１では脱気器９への抽気は中圧タービン排気抽気３２だが、そうでなくてもよい。給水加熱器６が８個と限定して最適化計算したところ、１.９以上３.５以下の比エンタルピ上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
上述のように、第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態において、給水加熱器６の総数を８個とし、比エンタルピ上昇比を１.９以上３.５以下となるようなサイクル構成にすることによって、第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第９の実施の形態
次に図２により本発明の第９の実施の形態について説明する。図２において、図１に示した部分と同一部分には同一符号を付して詳細な説明は省略する。
本実施の形態は、前述した第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態における、給水加熱器６の総数を８個から１個増やして９個とし、温度上昇比が１．９以上かつ３.５以下となるサイクル構成にする。経済性を考慮すると大型火力発電所では給水加熱器６の個数は８個が良いとされているが、高効率化、高出力化、主蒸気高温化が進むにつれ、９個が良いという場合もあるためである。
図２では中圧タービン２からの抽気は排気を含めて３箇所、低圧タービン３からの抽気は４箇所だが、合計７箇所であればどちらが何箇所でもよい。
図２では脱気器９への抽気は中圧タービン排気３２だが、そうでなくてもよい。給水加熱器６が９個と限定して最適化計算したところ、１.９以上３.５以下の温度上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
上述のように、本実施の形態は、第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態における、給水加熱器６の総数を８個から１個増やして９個とし、温度上昇比が１．９以上かつ３.５以下となるようなサイクル構成にすることによって、第１の実施の形態、第３の実施の形態及び第５の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第１０の実施の形態
次に図２により本発明の第１０の実施の形態について説明する。
本実施の形態は、前述した第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態における、給水加熱器６の総数を８個から１個増やして９個とし、温度上昇比が１.９以上３.５以下となるサイクル構成にする。経済性を考慮すると大型火力発電所では給水加熱器６の個数は８個が良いとされているが、高効率化、高出力化、主蒸気高温化が進むにつれ、９個が良いという場合もあるためである。
図２では中圧タービン２からの抽気は排気を含めて３箇所、低圧タービン３からの抽気は４箇所だが、合計７箇所であればどちらが何箇所でもよい。
図２では脱気器９への抽気は中圧タービン排気３２だが、そうでなくてもよい。給水加熱器６が９個と限定して、最適化計算したところ、１.９以上３.５以下の比エンタルピ上昇比条件の時、サイクル熱効率は最大になった。
上述したように第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態における、給水加熱器６の総数を８個から１個増やして９個とし、比エンタルピ上昇比を１.９以上３.５以下となるようなサイクル構成にすることによって、第２の実施の形態、第４の実施の形態及び第６の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
第１１の実施の形態
次に図１及び図２により本発明の第１１の実施の形態について説明する。
第１乃至１０の実施の形態において、ボイラ４出口の蒸気温度が６００℃以上であるサイクル構成にする。主蒸気１６が６００℃以上の場合、より効果が顕著になるためである。主蒸気１６温度の高温化によるサイクル熱効率の向上効果が、抽気蒸気２０の条件設定により損なわず生かされる。
第１乃至１０の実施の形態において、ボイラ４出口の蒸気温度が６００℃以上であるサイクル構成にすることによって、第１乃至１０の実施の形態と同様に、サイクル熱効率を向上させることができる。
本発明による蒸気タービンサイクルの第１乃至８の実施の形態及び第１１の実施の形態と、従来技術を示す概略図。 本発明による蒸気タービンサイクルの第９乃至１１の実施の形態を示す概略図。 温度上昇比と熱効率の関係を示した概略図。
符号の説明
１ 高圧タービン
２ 中圧タービン
３ 低圧タービン
４ ボイラ
５ 再熱器
６ 給水加熱器
７ 第１の給水加熱器
８ 第２の給水加熱器
９ 脱気器
１０ 復水器
１１ 復水ポンプ
１２ 給水ポンプ
１３ ドレン水ポンプ
１４ ボイラ給水
１５ ドレン水
１６ 主蒸気
１７ 再熱蒸気
１８ 発電機
１９ 回転軸
２０ 抽気蒸気
２１ 高圧タービン排気
２２ 高圧タービン排気抽気
２３ 海水または大気
２４ 再熱タービン
２５ 復水
２６ 第３の給水加熱器
３１ 抽気位置
３２ 中圧タービン排気抽気

Claims (11)

  1. 高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、
    前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、
    前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水温度上昇と、前記第１の給水加熱器より給水が低圧である第２の給水加熱器における給水温度上昇の平均との、温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクル。
  2. 高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、
    前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、
    前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇と、前記第１の給水加熱器より給水が低圧である第２の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇の平均との、比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクル。
  3. 高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、
    前記ボイラ出口の蒸気温度は、５９０℃以上であり、
    前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水温度上昇と、前記第１の給水加熱器を除く給水加熱器における給水温度上昇の平均との、温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクル。
  4. 高圧タービンと、再熱タービンと、ボイラと、前記タービンからの抽気蒸気により前記ボイラへの給水を加熱する給水加熱器と、給水ポンプと、復水器とを備え、作動流体が水である１段再熱サイクルであり、かつ再生サイクルであるランキンサイクルにおいて、
    前記ボイラ出口の蒸気温度が５９０℃以上であり、
    前記高圧タービンの排気からの抽気に対応した第１の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇と、前記第１の給水加熱器を除く給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇の平均との、比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした蒸気タービンサイクル。
  5. 第２の給水加熱器における給水温度上昇は、給水ポンプによる給水の温度上昇を加えて算出されることを特徴とした請求項１又は３のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  6. 第２の給水加熱器における給水の比エンタルピ上昇は、給水ポンプによる給水の比エンタルピ上昇を加えて算出されることを特徴とした請求項２又は４のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  7. 前記給水加熱器の総数は８個であり、
    前記温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした請求項１、３又は５のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  8. 前記給水加熱器の総数は８個であり、
    前記比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした請求項２、４又は６のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  9. 前記給水加熱器の総数は９個であり、
    前記温度上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした請求項１、３又は５のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  10. 前記給水加熱器の総数は９個であり、
    前記比エンタルピ上昇比が１.９以上３.５以下であることを特徴とした請求項２、４又は６のいずれかに記載の蒸気タービンサイクル。
  11. 前記ボイラ出口の蒸気温度は、６００℃以上であることを特徴とした請求項１乃至１０のいずれか１項に記載の蒸気タービンサイクル。
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