JP2022504812A

JP2022504812A - ランキンサイクルの効率向上方法

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Publication number: JP2022504812A
Application number: JP2021520200A
Authority: JP
Inventors: 砧王
Original assignee: 北京潤能科技有限公司
Priority date: 2018-10-10
Filing date: 2019-09-27
Publication date: 2022-01-13
Also published as: US11473451B2; WO2020073830A1; EP3848562A4; US20210355846A1; KR20210063369A; EP3848562A1

Abstract

本発明は、コールドエンドの損失を減少することでランキンサイクルの効率向上方法に関する。ランキンサイクルが再熱サイクルを有する場合、再熱蒸気温度を下げ、または再熱蒸気システムを取り除き、ランキンサイクルが抽気再生を有する場合、主蒸気温度を下げ、主蒸気湿度を上げることを含む。
【選択図】図３４

Description

本発明は、ランキンサイクル、すなわち蒸気タービンの発電機セットの熱効率を向上する技術分野に関し、特に、大型および小型のランキンサイクルの熱消費率を減少する方法に関する。

ランキンサイクルシステム、すなわちタービン発電システムは、熱源システム、タービンサイクルシステム、およびコールドエンドシステムを含み、熱エネルギーを機械エネルギーに変換する。そして、タービンで駆動される発電機によって、機械エネルギーを電気エネルギーに変換して、発電を実現する。

熱源システムは、水を加熱し、形成された蒸気をタービンに供給する。

小型タービンサイクルシステムは、主蒸気システム、タービンシリンダー、抽気再生システム、および軸封蒸気システムを含む。

大型タービンサイクルシステムは、主蒸気システム、複数のタービンシリンダー、再熱蒸気システム、および軸封蒸気システムを含む。

コールドエンドシステムは、タービンの低圧シリンダー排気の後に配置された復水器を備え、低圧シリンダーから排出された蒸気を凝縮水になり、復水ポンプと給水ポンプなどを介して凝縮水を熱源システムに送り返し、水を再加熱して、連続運転可能なランキンサイクル発電過程が形成される。

復水器と、冷却塔および空冷島などの異なる冷却システムを含み、復水器を冷却するシステムとは、熱エネルギー発電機セットのコールドエンドシステムを構成する。

本発明に係る大型ランキンサイクルは、世界の７０％以上の電気カエネルギーを提供する。この大型ランキンサイクルの効率を向上することは、発電技術の改善、発電コストの低減、温室効果ガス排出量の低減、および地球環境の保護にとって重要な意味を持つ。

本発明に係る大型ランキンサイクルは、熱源システムの蒸気圧について、タービン設計の規格により、中圧（１．９６～３．９２ＭＰａ）、高圧（５．８８～９．８１ＭＰａ）、超高圧（１１．７～１３．７ＭＰａ）、亜臨界（１５．６９～１８．０ＭＰａ）、超臨界（２３～２７ＭＰａ）、超超臨界（３０～３５ＭＰａ）を含む。

本発明に係る大型ランキンサイクルの熱源システムは、４つの異なる形態を含む：
（ａ）超高圧以上の従来型発電所：石炭、燃油、ガスの燃焼によって熱を放出し、水を直接加熱してタービンに蒸気を供給する。
（ｂ）中圧以上のコンバインドサイクル発電所：ガスタービンから排出された高温ガスによって蒸気発生器（ＨＲＳＧ）を加熱し、タービンに蒸気を供給する。
（ｃ）中圧以上の太陽光熱発電所：太陽エネルギー吸収装置で太陽エネルギーの熱を吸収して蓄熱媒体に蓄え、専用の蒸気発生器によって、蓄えた熱エネルギーを水の熱に変換し、タービンに蒸気を提供する。
（ｄ）高圧原子力発電所：原子炉によってタービンに飽和蒸気を提供する。

従来技術は、蒸気が高圧シリンダーを通過して仕事を行った後、蒸気の温度が低下するため、後続のシリンダーでの蒸気の仕事効率が低下し、低圧シリンダーの最終段翼は排気湿度が大きすぎて水食が発生することがあると考えられている。そのため、中圧および高圧以上の大型発電機セットでは、ランキンサイクルは常に蒸気再熱過程を採用する。つまり、高圧シリンダーから離れた蒸気を加熱し、蒸気の温度を上げる。再熱蒸気システムの目的は、ランキンサイクルの熱効率を向上するとともに、低圧シリンダーの排気の乾燥度を高め、低圧シリンダーの最終段翼の水食を回避または減少することができる。

本発明の蒸気再熱過程は、本発明に係る異なる熱源システムによって、異なる形態で表現する：
ａ類タービン発電システムにとっては、１段および２段再熱システムである；
ｂ類タービン発電システムにとっては、ＨＲＳＧシステムにおける低圧加熱システムと中圧加熱システムである；
ｃ類タービン発電システムにとっては、蒸気発生器の再熱システムである；
ｄ類タービン発電システムにとっては、気水分離再熱器である。

従来の発電所に対して、再熱システムを備える大型タービン発電システムは、非常に複雑なタービンサイクル熱エネルギーシステムであり、通常、高圧シリンダー、中圧シリンダーと複数の低圧シリンダー、多段抽気再生加熱器と脱酸素装置、軸封蒸気システムによって構成されている。そのエネルギー効率は、高圧シリンダー、中圧シリンダー、および低圧シリンダーのエンタルピー降下効率だけでなく、再熱蒸気システム、全部の再生システムの各段ヒーターからなるタービンサイクル熱エネルギーシステム全体の共同作用にも関係している。タービンサイクル熱効率の全体に対する簡単且つ直接的な分析方法は確立されていないため、タービンサイクル効率の理論的研究は常に複雑で困難である。

原子力発電機セットは５０年代の初期に誕生し、正式に商業運転に入ったものの全部は気水分離再熱器が付いている。

一方、例えばトラフ式とタワー式太陽光熱発電機セットなど、過熱蒸気を得ることができる小規模のタービン発電システムについては、現在の容量は１００ＭＷ、蒸気圧は亜臨界以上、主蒸気温度は５６６℃に達する。再熱は依然として使用されており、再熱蒸気温度は５６６℃である。太陽光熱発電機セットの再熱システムはエネルギー変換器によって実現される。

そのため、蒸気再熱システムを採用し、できるだけ再熱蒸気の温度を上げることは、大型タービン発電システムの従来の発電所、コンバインドサイクル発電所、太陽光熱発電所、および原子力発電機セットの従来技術の基本的な特徴となっている。

過熱蒸気が得られる条件で、蒸気の再熱回路を構築し、再熱蒸気温度を主蒸気温度の定格値ごろに自動的に制御し、すなわち、主蒸気温度の定格値（または、それ以上）を直接に再熱蒸気の温度設定値に設定することが「再熱技術」と呼ばれ、世界亜臨界以上の大容量のタービン発電機セットの技術規格となり、発電機セットの設計規格、製品仕様、運行規程と各種の公開文献に現れる。

タービンのインペラーの段数を増やし、蒸気が仕事をする過程を延長することができるため、蒸気の圧力を高めることはランキンサイクル効率を向上する最も基本的な方法である。蒸気の圧力パラメータを亜臨界以上に高めることは、発電機セットのエネルギー消費を減少する重要な技術方向である。タービン再熱技術、すなわち再熱ランキンサイクルは、蒸気パラメータが２ＭＰａしかなかった２０世紀の２０年代に生まれ、２０世紀の３０年代に広く採用された。タービンセットの蒸気の圧力パラメータが高くなることにつれて、再熱技術は大型発電機セットの効率を向上する重要な手段となった。

そのため、歴史的には、蒸気圧力パラメータが高い発電ユニットが製造されると、タービン再熱システムが配置される。３００ＭＷ以上であり、亜臨界以上であるパラメータを有する大型発電機セットの中で、すべてのタービンに再熱が用いられ、より大きい容量の超超臨界機セットには、二次再熱が採用されているものも多い。

本発明に係る小型ランキンサイクルは、わら発電所、廃棄物発電所、地熱発電所、海洋温度差発電所などの多種の再生可能エネルギーのタービン発電システムを含む。

世界的に見ると、このような小型タービン発電システムは、総設備容量がまだ小さいものの、地球環境の改善や保護することが、それ自体の価値である。例えば、わら発電所や廃棄物発電所は、大量の廃棄物を取り除き、クリーンできれいな地球環境を維持することができる。地熱発電所や海洋温度差発電所は、再生可能エネルギーを利用して環境を汚せずに発電することができる。この種の小型ランキンサイクルの効率を向上することは、これらの発電所の経済性を改善することができ、これらの発電所の現実性と発展に役立っている。

本発明に係る小型ランキンサイクルは、熱源システムの蒸気圧について、タービン設計の規格によれば、通常、低圧（１ＭＰａ未満）及び中圧（１．９６～３．９２ＭＰａ）システムである。

本発明に係る小型ランキンサイクルの熱源システムは、４つの異なる形態を含む：
（ｅ）わら発電所：わらの燃焼によって熱を放出し、水を直接加熱してタービンに蒸気を供給する。
（ｆ）廃棄物発電所：生活ゴミの燃焼によって熱を放出し、水を直接加熱してタービンに蒸気を供給する。
（ｇ）地熱発電所：地熱資源の熱エネルギーのフラッシュ蒸留または熱交換によって、水蒸気または低沸点媒体の蒸気をタービンに提供する。
（ｈ）海洋温度差発電所：高温海水と低温海水を抽出することによって、低沸点媒体との熱交換を介して、タービンに低沸点媒体の蒸気を提供する。

従来技術は、主蒸気温度を定格に維持することが、ランキンサイクルの熱効率を向上するに有益であると考えられている。主蒸気温度を上げる目的は、ランキンサイクルの熱効率を向上するとともに、低圧シリンダーの排気の乾燥度を高め、低圧シリンダーの最終段翼の水食を回避または減少することができる。

現在、ランキンサイクルに対する省エネ分析の方法は、従来の熱平衡法、等価エンタルピー降下法、マトリックス法、エクセルギー分析法、サイクル関数法などが主に用いられている。これらの従来のランキンサイクルの熱効率の分析方法は、基本的には主蒸気流量が変わらないことを前提としてランキンサイクルの熱効率を分析して判断する。再熱蒸気温度を上げることは、タービンの作動効率の向上に関する多くの理論と一致する。例えば、再熱温度を上げた後に蒸気吸収温度が上がり、主蒸気温度を上げた後に蒸気吸収温度が上がり、蒸気エンタルピー値が上がり、蒸気容積の流量が上がり、または蒸気運動速度が上がる。それにより、蒸気の仕事条件を改善し、中圧シリンダーと低圧シリンダーの仕事効率を高めることができるため、この理論概念が一般的に業界で合理であると考えられている。

しかし、従来の理論は、主蒸気流量が変わらないことを前提として得られるものである。すなわち、発電機セットが運転する時に発電パワーは設定値であるため、再熱温度を変更させると、タービンの主蒸気流量は必ず変化するので、従来のランキンサイクルの熱効率を分析する方法で得られた結果は正しくない。

従来技術に存在する上記の技術的問題を解決するために、本発明は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含む。前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、再熱蒸気システムと、軸封蒸気システムとを含む。前記タービンシリンダーシステムは、高圧シリンダーを含む。前記方法は、

コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの後段シリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くすること、を含む。

本発明は、さらに、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含む。前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、抽気再生システムと、軸封蒸気システムとを含む。タービンには、仕事をする媒体が水蒸気または他の低沸点媒体である。前記タービンサイクルシステムは、高圧シリンダーを含む。前記方法は、

コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、主蒸気のエンタルピー値を低下させ、抽気再生の比率を高めること、を含む。

図１は、本発明の実施例１に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２は、本発明の実施例２に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図３は、本発明の実施例３に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図４は、本発明の実施例４に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図５は、本発明の実施例５に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図６は、本発明の実施例６に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図７は、本発明の実施例７に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図８は、本発明の実施例８に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図９は、本発明の実施例９に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１０は、本発明の実施例１０に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１１は、本発明の実施例１１に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１２は、本発明の実施例１２に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１３は、本発明の実施例１３に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１４は、本発明の実施例１４に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１５は、本発明の実施例１５に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１６は、本発明の実施例１６に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１７は、本発明の実施例１７に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１８は、本発明の実施例１８に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図１９は、本発明の実施例１９に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２０は、本発明の実施例２０に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２１は、本発明の実施例２１に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２２は、本発明の実施例２２に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２３は、本発明の実施例２３に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２４は、本発明の実施例２４に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２５は、本発明の実施例２５に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２６は、本発明の実施例２６に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２７は、本発明の実施例２６に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２８は、本発明の実施例２８に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図２９は、本発明の実施例２９に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図３０は、本発明の実施例３０に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図３１は、本発明の実施例３１に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図３２は、本発明の実施例３２に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。図３３は、再熱温度と各段階の抽気温度の傾向図である。図３４は、本発明における大型ランキンサイクルおよび小型ランキンサイクルの効率を向上する方法の技術ロードマップである。

以下の説明では、本発明の完全な理解をするために、特定のシステム構成、インターフェース、および技術などの具体的な詳細が示されているが、本発明を限定するものではない。しかし、これらの具体的な詳細がない他の実施例においても本発明が実現できることを、当業者は理解すべきである。他の場合には、必要がない詳細が本発明の説明を妨げないように、公知のシステム構成、インターフェース、および技術の詳細な説明が省略される。

各種大型タービン発電機セットの熱源システムまたは小型タービン発電機セットの熱源システムは、タービンサイクルとは異なる。本明細書は、主に石炭焚きボイラーの熱源システム、再熱システムのタービンサイクルシステム、および、抽気再生システムを有する単シリンダータービンサイクルシステムを代表的な条件として、関連する技術的背景と本発明を説明する。

大型蒸気タービン発電機セットの石炭焚きボイラーの熱源システムは、燃焼室と水冷壁などからなる蒸発器、蒸発された主蒸気を加温し続けて臨界圧力以上の温度になる過熱器、低温再熱器と高温再熱器からなる再熱蒸気システム、および熱源システムに入る給水に対して初期加熱を行うエコノマイザーなどで構成される。小型蒸気タービン発電機セットの石炭焚きボイラーの熱源システムは、燃焼室と水冷壁などからなる蒸発器、蒸発された主蒸気を加温し続けて臨界圧力以上の温度になる過熱器、タービンシリンダーから抽気された蒸気により給水を加熱する再生システム、および熱源システムに入る給水に対して初期加熱を行うエコノマイザーなどで構成される。石炭焚きボイラーセットには、熱源システム、タービンサイクルシステム、コールドエンドシステムに加え、通常、煙気処理システムが配置されている。

発明者は、１０年間、主蒸気温度の現場試験の代わりに、実際の発電機セットのボイラーシステム、タービンシステム、コールドエンドシステム、およびＤＣＳシステムの発電機セットの熱エネルギー性能をシミュレーションシするコンピュータシミュレーションシステムのコンピュータソフトウェアを設計して、プログラミングすることにより、発電過程に対して大量のシミュレーション計算を行い、長期的に鋭意研究を行った。その結果、定格温度によって小型タービン発電機セットの主蒸気温度を制御することや主蒸気温度と同じ温度規格によって大型タービン発電機セットの再熱蒸気温度を制御することは、世界的に普遍的な誤った認識と技術的偏見であるという知見を得た。

実際には、タービンが仕事をする過程は、蒸気の内部エネルギーがタービン回転子を衝撃する過程において、蒸気の熱エネルギーがタービン回転子の機械エネルギーに変換する過程である。これは完全に機械運動として計算できる機械的過程であり、熱力学におけるカルノーサイクルまたは伝熱過程とは異なり、無関係な概念である。この過程では、低圧シリンダーの排気のエネルギー、すなわちコールドエンドの損失をどのように減少するかが問題になる。一方、コールドエンドの損失は、主に低圧シリンダーから排出された蒸気の圧力、湿度、および流量に依存している。簡単に言えば、抽気再生の仕事効率は１００％であるため、直接にかつ効果的にランキンサイクルの効率を高める方法は、再生を強化することである。

図３４は、本発明の大型ランキンサイクルおよび小型ランキンサイクルの効率を向上する方法の技術ロードマップである。図３４に示すように、コールドエンドの損失を減少することは、本発明が大型ランキンサイクル発電効率や小型ランキンサイクル発電効率を向上するためのコア技術手段である。したがって、コールドエンドの損失を減少することは、従来技術に寄与する技術的特徴であり、大型ランキンサイクルの効率を向上する方法および小型ランキンサイクルの効率を向上する方法は、「コールドエンドの損失を減少すること」という特定技術特徴を有し、同様な発明概念に属し、本発明の大型朗ランキンサイクルの効率向上方法および小型ランキンサイクルを向上する方法は、中国特許法第三十一条第一項に規定されている単一性を有する。

実施例１ないし実施例２１は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

実施例１
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１を参照して、図１は、本発明の実施例１に係る大型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。

図１に示すように、大型ランキンサイクルの効率向上方法であって、前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含む。前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、再熱蒸気システムと、軸封蒸気システムとを含む。前記再熱蒸気システムは、再熱器を含み、前記タービンシリンダーシステムは、高圧シリンダーを含む。前記方法は、

Ｓ１０００：コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの後段シリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くすることを含む。

実施例２
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２に示すように、実施例１を基に、従来の発電所に対して、前記方法は、

Ｓ１０１１：ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすことにより、各層の燃焼装置の燃料量と出力を調整すること、または、
Ｓ１０１２：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できる場合、前記再熱煙道ガスダンパー開度を調整し、即ち小さくすること、または、
Ｓ１０１３：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できるおよび／またはできない場合、ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整し、即ち小さくすること、を含む。
上記の調整は、ボイラーの燃焼の中心を降下させうることを目的とし、コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、蒸気の蒸発量を増やし、前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの後段シリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くする。

実施例３
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図３に示すように、実施例２を基に、従来の発電所に対して、前記タービンシリンダーシステムは、中圧シリンダーを含み、前記高圧シリンダーの排気配管と中圧シリンダーの吸気配管との間に再熱蒸気バイパス配管を設け、且つ、前記再熱蒸気バイパス配管に調整バルブを設け、前記方法は、

Ｓ１０１１：ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすことにより、各層の燃焼装置の燃料量と出力を調整すること、または、
Ｓ１０１２：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できる場合、前記再熱煙道ガスダンパー開度を調整し、即ち小さくすること、または、
Ｓ１０１３：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できるおよび／またはできない場合、ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整し、即ち小さくすることと、
Ｓ１０２０：前記高圧シリンダーの排気の一部が、高圧シリンダーの排気配管を通って中圧シリンダーの吸気配管に直接入るように、前記調整バルブを全開するまたは部分的に開くことと、を含む。

コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの後段シリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くする。

実施例４
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。
図４に示すように、実施例１を基に、従来の発電所に対して、前記方法は、

Ｓ１０３１：前記再熱器の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０３２：再熱器を取り除くこと、を含む。

実施例５
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図５に示すように、実施例４を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、再熱器を新たなエコノマイザーに置き換えることと、を含む。

実施例６
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。
図６に示すように、実施例４を基に、抽気再生システムを有する従来の発電所に対して、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすこと、または、ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整することと、を含む。

実施例７
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図７に示すように、実施例４を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、を含む。

実施例８
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図８に示すように、実施例７を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除いて、元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えることと、を含む。

実施例９
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図９に示すように、実施例７を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する、飽和蒸気または湿り蒸気にすること、を含む。

実施例１０
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１０に示すように、実施例７を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、
給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加することによって、熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすことと、を含む。

前記４番抽気管は、タービン発電システムにおいて、給水ポンプを駆動するための配管であり、４番抽気管以外の抽気再生回路は、５番抽気管、６番抽気管または他の抽気管であってもよい。

実施例１１
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１１に示すように、実施例５を基に、前記方法は、
Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、再熱器を新たなエコノマイザーに置き換えることと、

Ｓ１０４０：タービンのパワーを増加し、タービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラー段数を増やすことと、を含む。

実施例１２
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１２に示すように、実施例６を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすこと、または、ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整し、即ち小さくすることと、

実施例１３
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１３に示すように、実施例７を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、

前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの次のシリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くなる。

実施例１４
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１４に示すように、実施例８を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、
元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えることと、

実施例１５
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１５に示すように、実施例９を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、
主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する、飽和蒸気または湿り蒸気にすることと、

実施例１６
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１６に示すように、実施例１０を基に、前記方法は、

Ｓ１０３２：再熱器を取り除くことと、
過熱器を取り除くことと、
給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加することによって、熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすことと、

実施例１７
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図１７に示すように、実施例１を基に、原子力発電機セットに対して、前記方法は、

Ｓ１０５０：気水分離再熱器に入力する新たな蒸気の流量を減らすこと、または気水分離再熱器を取り除くことにより、前記再熱蒸気温度を主蒸気の定格温度の１０℃以下まで下げること、を含む。

具体的には、再熱蒸気の温度を主蒸気定格温度の１０℃以下まで下げる。また、再熱蒸気温度≦主蒸気の定格温度－１０℃として表現してよい。

実施例１８
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。
図１８に示すように、実施例１を基に、コンバインドサイクル機セットに対して、前記方法は、

Ｓ１０６１：低圧加熱システムまたは中圧加熱システムの吸熱量を低減するように、低圧加熱システムまたは中圧加熱システムの吸熱素子の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０６２：低圧加熱システムまたは中圧加熱システムを取り除くこと、を含む。

実施例１９
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。
図１９に示すように、実施例１８を基に、コンバインドサイクル機セットに対して、前記方法は、

Ｓ１０６２：低圧加熱システムまたは中圧加熱システムを取り除くことと、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、取り除かれた低圧加熱システムまたは中圧加熱システムを新たなエコノマイザーに置き換えること、を含む。

実施例２０
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する

図２０に示すように、実施例１を基に、太陽光熱発電機セットに対して、前記方法は、

Ｓ１０７１：再熱蒸気の熱吸収量を低減するように、再熱器の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０７２：再熱器を取り除くこと、を含む。

実施例２１
本発明の実施例は、大型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。
図２１に示すように、実施例２０を基に、太陽光熱発電機セットに対して、前記方法は、

Ｓ１０７２：再熱器を取り除くことと、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、取り除かれた再熱器を新たなエコノマイザーに置き換えることと、を含む。

ここで、従来技術を交えて、本実施例が採用される技術案、及びその技術案を採用することによって生じる技術的効果について詳細に説明する。具体的には、
大型タービン発電機セットに対して、従来技術は、再熱蒸気の温度を上げることが発電エネルギー消費の低減や発電効率の向上に有利であると考えられている。その原因は、再熱蒸気の温度を上げることが、中圧シリンダーと低圧シリンダーの熱力学仕事条件に有利であると考えられている。再熱がない場合、低圧シリンダーの排気湿度が上がる。発明者がコンピュータソフトウエアのシミュレーション計算を行った結果、湿度は、再熱システムを有する場合の４～９％から、再熱を取り除した後の２２～２８％に上昇する。このような変化は、熱システムに非常に大きい影響を与えるが、従来の『エンジニアリング熱力学』（Ｔｈｅｒｍａｌｄｙｎａｍｉｃｓ：ＡｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＡｐｐｒｏａｃｈ，Ｃｅｎｇｅｌ，Ｃｏｐｙｒｉｇｈｔ（Ｃ）２０１６ｂｙＭｃＧｒａｗ－ＨｉｌｌＥｄｕｃａｔｉｏｎ）理論システムでは、用いられているＴ－ｓ図（即ち、温度－エントロピー関係を表す座標図）分析法は、ランキンサイクルの熱効率原理を表現するときに、排気湿度の影響を表現することができない。そのため、再熱サイクルが熱効率に対する影響の有無について、定量的な比較と詳細な研究は行われなかった。つまり、従来から、Ｔ－ｓ図が蒸気湿度を示すことができないため、Ｔ－ｓ図は表現手段と研究能力を失い、再熱システムの効率に対する影響作用の研究が欠けている主な原因の一つであるという可能性がある。

そして、再熱サイクルはタービンサイクルの効率を高めるという結論は、従来の『エンジニアリング熱力学』の理論の手落ちであり、実際工程の発展に従って、熱伝達に関する熱力学的思想概念の誤用による誤った判断でもある。

実際には、タービンが仕事をする過程は、蒸気の内部エネルギーがタービン回転子を衝撃する過程において、蒸気の熱エネルギーがタービン回転子の機械エネルギーに変換する過程である。これは完全に機械運動として計算できる機械的過程であり、熱力学におけるカルノーサイクルまたは伝熱過程とは異なり、無関係な概念である。再熱蒸気の温度を上げることは、蒸気が機械的仕事をする過程が改善されないので、タービンのエネルギー変換量を増加することができない。この過程において、低圧シリンダーの排気のエネルギー、すなわちコールドエンドの損失をどのように減少するかが問題である。そして、コールドエンドの損失は主に低圧シリンダーから排出された蒸気の圧力、湿度、および流量に依存している。

タービンが発電過程である熱源システムとコールドエンドシステムにおける気水媒体のみが、熱伝達過程を発生する。再熱温度を上げることは、従来の認識であるタービンの低圧シリンダーにおける最終段翼の水食現象を減少させることができるが、熱効率には全然影響を与えられていない。逆に、排気乾燥度が低下され、コールドエンドの損失が増大される原因で、熱効率が低下しまう。

実際の発電机の運転には、再熱蒸気の温度が上がると、中圧シリンダーと低圧シリンダーの熱力学的な仕事をする条件及び発電出力の向上は確実であるが、高圧シリンダーの仕事が減少しなければ、発電パワーの要求を満たすことができない。この過程において、ランキンサイクルの全体的な熱効率が低下することが問題である。

試験により再熱蒸気の温度の熱性能を証明する。

一、試験方法
１．１試験の前日に、試験発電機セットは発熱量が安定した炭種を使用して、試験期間中火炉に入る石炭の発熱量ができるだけ安定することを確保する。
１．２試験開始前に、発電機セットはＡＧＯ（ａｕｔｏｍａｔｉｃｇｅｎｅｒａｔｉｏｎｃｏｎｔｒｏｌ）から離脱し、周波数を調整して、３００ＭＷ～４００ＭＷにある負荷で安定させ、再熱煙道ガスバッフル開度を９０％まで調整する。具体的な負荷点は、試験時の負荷状況によって決定してよい。主蒸気圧力の設定値（２３ＭＰａまで）を下げ、ボイラーの負圧の設定値（－７０Ｐａまで）を上げて、発電機セットが試験前の準備状態に入る。０．５時間で安定運転する。
１．３試験中、ボイラー調整、主蒸気圧力、タービンのバブル開度、送風機開度、および再熱蒸気温度などの自動制御を終了する。引風機の自動制御、および主蒸気温度の自動制御を保持する。タービンのバブル開度と送風機の開度については、自動制御の代わりに微量の人工干渉を行ってもよく、主蒸気圧力と風量の適切なバランスを維持する。
１．４凝結水とＭＧＧＨ（ｍｅｄｉａｇａｓ－ｇａｓｈｅａｔｅｒ）との分離：凝結水とＭＧＧＨとの熱交換回路を停止し、タービンとＭＧＧＨとの分離を実現する。０．５時間で安定運転する。
１．５発電機セットが安定した後に、再熱煙道ガスバッフル開度を（９０％から２０％まで）調整して、再熱蒸気温度を約２０℃下げる。０．５時間で安定運転する。
１．６試験結果に基づいて、重複試験が行われているかどうかを判断する。

二、試験過程
なお、本試験に係る時間は、実際に試験を行う時間であり、試験時間の具体的な制限ではなく、本試験は任意の時間帯において行うことができる。

試験は１４：００から始まり、当日１８：００まで完全に終了する。

試験の基本的な過程は以下の通りである。
〔１〕１４：００～１４：２８発電機セットは正常に運転し、負荷は３００ＭＷに達し、協調制御で流入し、再熱煙道ガスバッフル開度は８９％である。
〔２〕１４：２８発電機セットが手動操作を解放し、石炭量、風量、およびバルブが変わらないで、再熱煙道ガスバッフル開度は８９％である。
〔３〕１６：０５再熱煙道ガスバッフル開度は直接に２１．８％に調整され、１６：４３まで運転する。
〔４〕１６：４３以降、再熱温度の変化範囲が運転規程の許容上限を超えないように（過熱温度より４０℃以上低くならないこと）、再熱煙道ガスバッフル調整を行う。調整する過程は、開度が１６：４３に２１．８％から４１．６％まで大きくなり、半時間後に２８．９％まで小さくすることである。今回の調整により、タービンが遷移状態になり、熱平衡分析を実行できなかった。
〔５〕１７：５６再熱煙道ガスバッフル開度が正常に戻り、試験を終了する。

三、代表的なデータの選択
〔１〕基準方式
１４：２８発電機セットが手動操作を解放し、石炭量、風量、およびバルブが変わらないで、再熱煙道ガスバッフル開度は８９％である。この方式で１６：０４まで運転する。
１５：００～１６：０４のデータを選択し、今回の試験の基準方式とする。
〔２〕比較方式
１６：０５再熱煙道ガスバッフル開度は直接に２１．８％に調整され、１６：４３まで運転する。
１６：２５～１６：１６のデータを選択し、今回の試験の比較方式とする。

四、試験結果
試験の原始データの統計結果は下表に参考する。

表１の原始データに基づいて、熱平衡を計算した結果は、表２に示す。

五、試験分析
５．１試験方案の特徴
再熱温度が発電効率に与える影響には、必ず明確な規則性がある。しかし、試験の証明は、最も厳しい試験過程によって行われなければならない。

このため、試験方案の設計は、静的モード（全手動に相当する）の運転方式を採用している。すなわち、試験を開始する過程において、一回の周波数変調、ＡＧＣ、ボイラーの協調制御、及び送風自動を除いて、負荷指令、発電パワーのフィードバック値、総燃料量、タービンバルブの開度、送風機の開度などを含む発電機セットを運転させるための重要なパラメータは、全部静止状態になった。

試験中の発電機セットに対して、運転パラメータが変化する唯一の原因は、原炭の特性の変化である。

純粋なヒステリシス特性：このような運転方式で、再熱煙道ガスバッフルを調整した後、発電機セットのボイラーとタービンの各種運転パラメータ、すなわちすべての従属変数は、原炭の発熱量と再熱煙道ガスバッフルの影響のみを受ける受動変数である。また、自動調整作用が過程の変化に影響することは一切存在しないため、発電システムのいかなる変化は、自動調整の過程及びそれにより生じる揺れる過程を誘発しない。逆に、システムの蓄熱効果の制約の下で、単調なヒステリシス応答が生じるだけである。つまり、試験発電機セットに対して、システムはタイムドメインの純粋なヒステリシス特性を有する。

５．２比較方式
タービンは、１６：２５～１６：４３まだ変化の過程にあるが、試験過程中影響を受けていないので、変化の方向が確定されたものである。そのため、近似の熱平衡計算と理論分析を行うことができる。今回の試験は、厳密な論理に基づいて、影響を受けていない過程データ、即ち１６：２５～１６：４３のデータを選択し、比較方式とする。

表１のデータから、１６：０５で再熱煙道ガスバッフル開度が小さくなって、その後、１６：４３の再熱温度の瞬時値が５５９．４℃から５３２．９℃まで、２６．５℃下がったことが分かる。

１６：２５～１６：４３の再生システム各段階の抽気温度は、以下のように変化する。

＃１、＃２高圧ヒーター抽気温度は変化していない。＃３、＃４高圧ヒーター抽気温度と、＃５、＃６低圧ヒーター抽気温度とは一緒に下がり、それぞれ１４．３℃、２２．６℃、４．９℃、５．９℃下がった。＃７、＃８低圧ヒーター抽気温度に対する測定点がない。

表２の熱平衡計算から、上記の操作によって、タービンの熱消費率が７４．８ｋＪ／ｋＷ．ｈｒ低減し、発電の石炭消費量が３．０ｇ／ｋＷ．ｈｒ低減したことが分かる。

その中、ボイラーの排気ガス温度差が下がることで、発電の石炭消費量が０．３ｇ／ｋＷ．ｈｒ低減し、タービンの熱消費率が２．７ｋＪ／ｋＷ．ｈｒ低減した。

５．３順次伝達過程
１６：４３以降、再熱温度の変化範囲が運転規程の許容上限を超えないように（過熱温度より４０℃以上低くならないこと）、再熱煙道ガスバッフル調整を行う。調整する過程は、開度が１６：４３に２１．８％から４１．６％まで大きくなり、半時間後に２８．９％まで小さくすることである。

１４：００から１８：００までの試験全体において、＃１、＃２高圧ヒーター抽気温度は、ほぼ変わらなかった。

試験発電機セットのヒステリシスの重要な要因は、タービンの再生システムの時定数である。再生加熱器および各段階の配管網は、大きな蓄熱容量を有するため、各再生ヒーターの時定数は数十分間にもなっている。

そのため、１６：４３に再熱煙道ガスバッフルが調整された後に、調整過程は、再生システムの各段階の抽気温度が、順次に伝達する過程を示す。図３３を参照して、図３３は、再熱温度及び各段階の抽気温度データの傾向図である。

１６：４３から１８：００までの試験を終了する過程において、順次に伝達する過程は以下の通りである。

再熱温度は、連続的に上がる過程に入る。
＃３、＃４高圧ヒーターの抽気温度の変化は、連続的に下がることから、フラットになることに変わった。
＃５、＃６低圧ヒーターの抽気温度は、下がり続ける。
再生システムに対して順次に伝達する過程を示すこの調整過程は、タービンの各部分の変化過程に不一致な遷移過程が現れる。そのため、対応する試験データは、非平衡状態が現れ、熱平衡の計算ができないし、効果的な理論分析もできない。

５．４容量パラメータと形態パラメータ
試験から、発電機セットが運転する過程において、タービンの運転状態パラメータが、容量パラメータおよび形態パラメータに分けられることが分かる。容量パラメータとは、例えば蒸気や給水流量などであり、一定の出力パワーを達成するために変化するパラメータである。形態パラメータとは、例えば主蒸気や再熱蒸気温度などであり、仕事効率を向上するために変化するパラメータである。あるパラメータ、例えば給水ポンプは、容量パラメータに属し、形態パラメータにも属する。出力パワーと仕事効率が著しく変化すると、このパラメータは変化する。

再熱温度は、タービンの形態パラメータに属する。容量パラメータは、無論、負荷によって調整するものであり、形態パラメータは、できるだけ調整しないものである。形態パラメータである再熱煙道ガスバッフル開度の調整を繰り返すことは、間違った運転動作であることが明らかである。

５．５省エネ指標の変化方向
システムの純粋なヒステリシス特性によれば、試験過程において、再熱煙道ガスバッフルの調整を繰り返さない場合、関連する省エネ指標は、初期調整（１６：０５）後の方向のみへ上がり続けて、即ち、さらに改善すること、を確定できる。

六、試験結論
今回の試験は、以下の結論を証明する。
１）再熱温度が下がることは、発電機セットの熱効率を向上する。
２）熱消費率に対する再熱温度の微増倍率は、＞３１．８ｋＪ／ｋＷ．ｈｒ／１０℃。
３）発電石炭消費量に対する再熱温度の微増倍率は、＞１．３ｋＪ／ｋＷ．ｈｒ／１０℃。
４）再熱煙道ガスバッフルを完全に閉めることにより、再熱温度の下がる幅が大きくなり、省エネ範囲がさらに増大する。
５）過熱器の熱吸収面が再熱器より明らかに大きいため、再熱温度が下がる同時に、過熱器の熱吸収量が上昇し、さらに、ボイラー排気ガスの温度差の低減および効率の向上の原因になる。
６）高負荷の条件で、下層の石炭供給機の燃料量を増やすことによって、再熱煙道ガスバッフルをできるだけ閉じることができる。
７）発電機セットが正常な負荷、すなわち負荷が３０～１００％の範囲にある場合、設備を改造しない条件で、燃焼の中心を降下させること、および再熱煙道ガスバッフル開度を小さくすることによって、省エネ範囲は発電負荷の１．５％程度に達する可能性があり、すなわち４．５～５．０ｇ／ｋＷ．ｈｒの発電用石炭消費量を減少することが期待されている。

したがって、今回の試験は、グローバル最適化理論の正しさを証明するとともに、発電機セットの省エネおよび排出削減について大きな展望を開ける。

今回の試験過程において、再熱煙道ガスバッフルを調整した後、再熱温度は連続的に変化する過程にあり、安定するまで長い時間がかかった。そのため、今後の試験では、再熱煙道ガスバッフル調整幅と再熱温度変化との時間と幅の関係を測定することが好ましい。

以下、抽気再生システムを有するランキンサイクルに対して行ったシミュレーション計算、および発電所で行った発電効率試験の結果を分析することによって、理論をまとめた。

発電機セットの実際の運転過程において、運転パラメータを調整した後、発電機セットの出力パワーは、自動発電制御システムの自動制御によって、自動的に発電パワーが変わらないことを維持する。再熱気温度を下げると、中圧シリンダーと低圧シリンダーの仕事率が低下するが、タービンの自動制御から見ると、発電パワーを一定に維持するため、主蒸気圧と主蒸気温度が変わらないので、タービンの調整バルブの総開度が増加し、タービン調整バルブの後の圧力が増加し、タービンの主蒸気流量が必ず自動的に増加する。高圧シリンダー、中圧シリンダーおよび低圧シリンダーの蒸気質量と流量が同時に増加することによって、凝結水流量と給水流量は必ず増加する。

各段階の再生ヒーターは、凝結水と給水を各段階の抽気圧力（蒸気入口側）の飽和温度付近（端差有り）まで加熱する温度を維持する機能を有している。凝結水と給水の温度はすでに上がったため、増大した凝結水と給水に対する加熱を維持するため、各段階の抽気の流量は必ず同時に増大する。それにより、凝結水と給水が得られたエネルギーまたは消費が増大し、すなわち抽気再生の仕事の割合が増大する。

抽気再生には、コールドエンドの損失がないため、その仕事効率は１００％であり、タービンサイクルの仕事効率より高くなる。同じ発電パワーである場合、抽気質量流量が増加すると、タービンサイクルの全体の仕事効率を必ず向上させる。

この過程において、調整バルブの後の圧力の上昇により、高圧シリンダーの圧力と抽気流量が増加する。中圧シリンダーの入口の圧力と、その後の各段階の抽出圧力とが低下するが、給水流量と復水流量の両方が増加するため、各段階の抽気流量は増加する。

同時に、熱源システムは、再熱の熱量を減少させるとともに、主蒸気流量を増加させるように、上層の燃焼装置の燃料量を減らし、下層の燃焼装置の燃料量を増やす必要がある。元々熱源システムが再熱蒸気を加熱するためのエネルギーは、熱源システムの蒸気の蒸発量を増加させるように、熱源システムの水冷壁を加熱することになる。

タービンの効率が向上し、発電パワーが一定であり、熱源システムの蒸気の蒸発量を高めるための供給熱の増加量が、再熱蒸気の加熱による減少量より少ないため、熱源システム全体の熱エネルギーは低減する。

簡単に言えば、抽気再生の仕事効率が１００％であるため、ランキンサイクルの効率を高める直接に効果がある方法は再生を強化することである。実際のタービンサイクルにとって、再熱システムの効果を低減させ、再生システムの効果を強化させることによって、タービンサイクルの効率を確実に向上させる。

抽気再生を備えるシステムに対して、再熱を完全に取り除した後、再熱気の温度を下げることにより、高圧シリンダーの仕事率が２．７４５％程度上昇され、これに対して、中圧シリンダーと低圧シリンダーとの仕事率が低下される。結果的に、高圧シリンダーの増加部分が中圧シリンダーと低圧シリンダーとの減少部分に等しく、総パワーが変わっていない、タービンサイクルの仕事率が上がっている。

シミュレーション計算の結果によると、再熱器を完全に取り除した場合、抽気再生の総流量と主蒸気の総流量との比、すなわち再生気の割合は、３８．４７％から４２．８７％まで上昇し、タービンの熱消費率は、８０３２．０ｋＪ／ｋＷｈから７６２１．８ｋＪ／ｋＷｈまで減少し、タービン熱消費率の低下の幅は、５．１０７％となった。ここで、熱消費率が低下される程度は、再熱器の取り除した後の再生圧損の消失、および発電機セットの背圧の低下などの原因を含んでいないため、熱消費率が低下される程度は、実際の低下には至っていない。

発明者は、蒸気再生を備えていないシステムに対しても、シミュレーション計算を行う。上記の発電機セットの熱性能に対するコンピュータシミュレーションシステムを利用して、抽気再生の各回路を取り除いた後、再熱システムがランケンサイクルの熱力性能に対する影響について、計算を行った。再熱システムがタービンのサイクル効率に対する影響は、著しく低下し、この低下の幅が４％以上であることが証明された。

以下、再熱システムがタービンサイクルの効率に対する影響について、より分かりやすく説明する。

従来の技術が、再熱蒸気温度をタービンの初期パラメータとすることは、理論的な問題を曖昧に認識するために生じた技術的偏見である。実際に、主蒸気温度を初パラメータとし、低圧シリンダー排気圧と排気湿度を終期パラメータとし、これに対して、再熱蒸気温度は、中間パラメータとするしかない。なぜなら、再熱蒸気温度を上げることは、実際に、中間パラメータを上げることであり、タービンサイクルの熱効率が必ず低下するため、正しい選択ではない。

再熱蒸気温度を主蒸気の定格温度と同じ定格温度に維持して運転する場合、高圧シリンダーから排出された低過熱蒸気を熱源システムに再供給し、低温過熱器と高温過熱器で熱を吸収することによって、高圧シリンダーの排気温度から主蒸気の定格温度まで蒸気の温度を上げることができる。この部分のエネルギーは、中圧シリンダーに入って、低圧シリンダーを通って仕事をした後に、タービンのコールドエンドの排気になる。熱源システムから出力されるこの部分の熱エネルギーは、仕事をする過程が高圧シリンダーに通じていない、直接に中圧シリンダーと低圧シリンダーによって短絡され、残りの熱エネルギーは、コールドエンドに入って、損失になる。そのため、エネルギーの利用効率が低下する。それにより、タービンの低圧シリンダーの排気エンタルピー値が上昇し、湿度が低下し、タービンのコールドエンドの損失が増大する。そのため、実際に、再熱蒸気が定格主蒸気温度に近づいて運転されると、タービンサイクルの仕事効率が低下し、発電機セットのエネルギー消費量が増加する。

したがって、再熱温度は高ければ高いほど良いというわけではなく、基本的には、大幅に下げてもよい。それにより、本発明と従来技術とは本質的に区別がある。

本発明には、タービンの仕事効率の向上は、熱源システムのエネルギー伝達方式を変更することによって実現される。本発明において、熱源システムの燃焼火炎の中心を降下する必要があるため、理論的に及び全体的には、熱源システムの効率を向上するものである。したがって、本発明を適用することにより、発電機セット全体の熱効率の上昇幅は、タービンのサイクル効率の上昇よりも高くなる。

本発明の明細書において、再熱蒸気の温度の変化がタービンのサイクル効率に対する影響について、提出されるすべてのデータは、シミュレーション計算および実際の試験結果に基づくものである。

本発明は、従来技術が異なる発電機セットの出力条件で再熱蒸気温度を主蒸気の定格温度に維持することを克服し、タービンの再熱蒸気温度の運転方法について従来技術の疑問及び曖昧さを解消し、再熱蒸気温度を下げることでタービンの効率を向上する技術の空白を補填する。

まず、本発明は、すでに建設された発電機セットに対して、大量のシミュレーション計算によれば、発電機セットの発電パワーの要求を満たすという前提で、再熱空気の温度を著しく下げること、例えば１０－２８０℃を下げる（異なる圧力によって飽和温度が異なるので、実際に下げる範囲も異なる）ことによって、再熱蒸気システムを取り除くまで、タービンサイクルの熱効率を高める。

シミュレーション計算から、抽気再生システムを有するタービンサイクルに対して、再熱器を取り除し、新たなエコノマイザーを増設する場合、主蒸気の温度を飽和温度に下げることによって、タービンの効率を４～５％高めることができることがわかる。これは、主蒸気の温度が下がることによって、給水量が上昇し、抽気再生量が上昇し、抽気再生システムの効果が大きくなるからだ。

また、主蒸気の減温水を積極的に増加して、主蒸気を湿り蒸気になることによって、抽気再生量をさらに増加させ、抽気再生システムの効果を大きくなり、蒸気タービサイクルの仕事効率を向上することができる。

本発明によれば、再熱器を新たなエコノマイザーに変える際に、熱力システムの安全と最適化を確保するように、厳しい高負荷、低負荷条件での熱力計算を経て、給水量、給水温度、過熱蒸気温度などのパラメータが正常に実現されることを確保すべきである。

給水量の上昇に対する要求を満足するように、給水ポンプの調節バルブを大きく開け、または給水ポンプの容量を増やす必要がある。給水ポンプの調節バルブを大きく開け、または給水ポンプの容量を増やすことは、抽気再生システムの効果を増大するのに有利であるため、タービンサイクルの効率を向上することができる。

ランケンサイクルを改良すれば、抽気再生の仕事が増え、蒸気タービンサイクルの効率が明らかに改善される。同時に、タービンの低圧シリンダーの排気容積流量が著しく低下し、タービンの各段階の圧力が著しく低下することによって、タービンの蒸気入口側の調整バルブの総開度が小さくする。給水ポンプの出力を増大させることで、蒸気の初期圧力が上昇するため、タービンのインペラーの段階数を増加させることができ、タービンのパワーと仕事率をさらに向上させることができる。

大型タービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食および湿り蒸気がタービンの仕事効率に対する影響に関する研究歴史は、信頼できる試験の証明が不足している。即ち、実際にタービンのインペラー内部に存在する湿り蒸気について、完全に認められる実際の観測研究がなされていない。その原因は、少なくとも蒸気にある。たとえ湿り蒸気であっても、二次水滴が形成されない限り、肉眼でも一般的な物理手段でも直接に観察することはできない。発明者は、現時点では、直接的または間接的な効果がある観察方法が存在しないと考えられる。

試験の基礎がないので、タービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食と湿り蒸気がタービンの仕事効率に対する影響に関する研究は、湿り蒸気がタービン低圧シリンダーの最終段翼付近の作業段階内にあるという基本的な事実から逸れる可能性が高い。従来技術において、湿り蒸気に関する理論研究は、論文Ｂａｕｍａｎｎ，Ｋ．「Ｒｅｃｅｎｔｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｓｉｎｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅｐｒａｃｔｉｃｅ」，ＪｏｕｒｎａｌｏｆＩｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ，１９１２，ｖｏｌ．４８，ｐ．８３．、論文Ｂａｕｍａｎｎ，Ｋ．「Ｓｏｍｅｒｅｃｅｎｔｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔｓｉｎｌａｒｇｅｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅｐｒａｃｔｉｃｅ」，ＪｏｕｒｎａｌｏｆＩｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ，１９２１，ｖｏｌ．５９，ｐ．５６５－６２３．、論文Ｂｏｈｎ，Ｄ．Ｅ．，“Ｎｕｃｌｅａｔｉｏｎｐｈｅｎｏｍｅｎａｉｎａｍｕｌｔｉ－ｓｔａｇｅｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅ」，ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅＩｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ；Ａｕｇ，２００３；２１７，４；Ｐｒｏｑｕｅｓｔ，ｐｇ．４５３．、論文Ｃｒａｎｅ，Ｒ．Ｉ．，「Ｄｒｏｐｌｅｔｄｅｐｏｓｉｔｉｏｎｉｎｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅｓ」，ＰｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓｏｆｔｈｅＩｎｓｔｉｔｕｔｉｏｎｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｓ；Ａｕｇ，２００４；２１８，８；Ｐｒｏｑｕｅｓｔ，ｐｇ．８９５．、専門書ＡｌｅｘａｎｄｅｒＬｅｙｚｅｒｏｖｉｃｈ，「Ｗｅｔ－ＳｔｅａｍＴｕｒｂｉｎｅｓｆｏｒＮｕｃｌｅａｒＰｏｗｅｒＰａｉｎｔｓ」，ＰｅｎｎＷｅｌｌＣｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ，２００５．、論文Ａｖｅｒｋｉｎａ，Ｎ．Ｖ．，「Ｗｅｔ－ＳｔｅａｍＴｕｒｂｉｎｅＥｒｏｓｉｏｎｏｆＳｔｅａｍＴｕｒｂｉｎｅＤｉｓｋａｎｄＳｈａｆｔ」，ＰｏｗｅｒＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙａｎｄＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ｖｏｌ．４４，Ｎｏ．５，Ｊａｎｕａｒｙ，２０１１．に記載の内容を参照できる。

蒸気湿度がタービンの運転効率に対する影響について、従来、湿度がタービンのインペラーの運転効率を低下させるという理論がある。しかしながら、まず、この理論は実践や試験によって検証されていない。次に、この理論が仮に存在しても、その影響は想像よりも著しく低くなり、影響の程度も限られており、本発明におけるランケンサイクル効率を向上する基本的な水平に影響を及ぼすことはできない。

発明者は、タービンの低圧シリンダー内の蒸気湿度自体が仕事効率にほとんど影響しないと考えられる。それは、少なくとも化石燃料タービン内の湿り蒸気がもともと過熱蒸気であり、エンタルピー値の低下によって蒸気飽和エンタルピー値より低い蒸気になるからである。その物理状態は過熱蒸気と基本的に同じであって、すなわち均質かつ同相の気体である。ここで、同相とは、気体や液体以外の第三種類の気体であり、すなわち、湿り蒸気分子と乾燥蒸気分子とが、水滴のない動的な均質気体に形成されることである。

このような湿り蒸気は、静的な条件で凝結水の水滴を形成する湿蒸気とは物理状態が異なる。まず、湿り蒸気がタービンに入る時間は非常に短く、蒸気は、１００ｍ／ｓ以上の軸方向の速度で進んでいき、湿り蒸気になってから、タービンに離れて低圧シリンダー排気になるまで時間が０．１ｓ以下である。湿り蒸気は、静的な条件で凝結して水滴を形成して、乾燥蒸気と湿り蒸気とが分離する。しかし、タービン内の湿り蒸気は、高速激しい運動およびインペラーが連続的にかき混ぜる過程において、湿り蒸気分子と乾燥蒸気分子とが均一に混ぜているため、凝結して水滴を形成することはない。湿り蒸気分子と乾燥蒸気分子は、水滴のない動的な均質流体に形成される。動的とは、水になる蒸気分子において、エンタルピー値が低い分子が不安定であることである。

全部の蒸気分子の中で、湿り蒸気分子と乾燥蒸気分子が互いに変換する動的な過程にあるので、凝結された蒸気は独立の相を形成しなく、蒸気が水滴を凝結しないともいう。湿り蒸気は均質で同相の気体であるため、仕事をする能力においては乾燥蒸気とは区別がなく、タービンの運転効率を低下させることもない。

水食の問題について、本発明を応用すると、タービンの低圧シリンダーの排気湿度が上昇する。従来の水食理論によれば、最終段翼に対する水食現象が深刻であるが、実際には、避けることができる。

タービンの低圧シリンダーの最終段翼に対する水食現象の可能性が確かなものであるが、湿り蒸気が凝結しないという上記の分析によれば、湿り蒸気は、一次水滴も二次水滴もならないため、タービンのインペラーを損害することもない。低圧シリンダーの最終段翼の水食問題に関する従来の理論によれば、水食現象は、低圧シリンダーの最終段の蒸気湿度、特に二次水滴に起因するものであるが、この理論は実践や試験の根拠がない。それは、タービンのシリンダーを開けた後、インペラーの水滴の浸食を見るだけで、原因を直感的に且つ経験的に判断することであり、水食する時間や過程が不明である。

このような経験的判断および理論は、明らかに問題がある。例えば、水食現象は、低圧シリンダーの最終段翼の排出側、さらにインペラーの根元部分にも多く見られる。従来の理論によれば、湿り蒸気の逆流により排出側の根元部分に水食現象が起こると考えられている。実際には、蒸気は、１００ｍ／ｓ以上の軸方向速度で流れており、逆流することが存在しない。一方、全速原子力発電タービンの高圧シリンダーも、高蒸気湿度と「二次水滴」の条件で運転し、排気湿度が２５％以上になり、この湿度は、一般的なタービンの低圧シリンダーより明らかに高い。そして、二次水滴が存在する場合、原子力発電機セットの高圧シリンダーは、最終段付近にある蒸気の密度が水の密度より２桁小さいため、二次水滴の運動条件や水食原理について、低圧シリンダーの最終段とは本質的な相違がないが、一般的なタービンの低圧シリンダーの最終段翼のような水食現象が現れたことがない。

原子力発電機セットの開発過程において、最初、専門家が最も心配するのは、高圧シリンダーの湿り蒸気によるインペラーの水食問題であるが、発電機セットが運転に入った後に、水食が現れなかった。このため、原子力発電機セットの高圧シリンダーには、低圧シリンダーの最終段翼の水食現象が現れなかったことが、逆に、高湿度の蒸気自体がタービンのインペラーの水食問題を引き起こさないことが証明された。また、大量の工業余熱を利用して、低パラメータ（通常、何ＭＰａしかない）の工業余熱が飽和湿り蒸気を生成する凝結式蒸気発電システムには、タービンが単シリンダーの湿り蒸気のタービンであり、その排気湿度は一般的な大型発電機セットの低圧シリンダーより１４％高くであるべきだったが、正常に運転できない原因となる深刻な水食が発生しない。異常な運転を引き起こす可能性のある深刻な水食現象が発生しない。したがって、タービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食現象は、蒸気自体の湿度によるものではない。

発明者は、研究および実際の分析をしたところ、タービンが頻繁に閉塞背圧の作動状態で運転する際に発生された蒸気の衝撃波の影響は、水食現象が生成されるメカニズムであると考えられる。

タービン背圧の設計によって、閉塞背圧が設計背圧よりわずかに低くなっているため、発電機セットは、復水器の冷却媒体の温度が低い場合、タービン背圧が閉塞背圧より低くなって運転する現象が発生する。例えば、ある３００ＭＷの発電機セットの背圧は４．９ｋＰａであり、周囲の平均温度は１３℃であり、閉塞背圧は４．５ｋＰａである。サイクル水の温度が１０℃以下の場合、発電機セットの発電負荷が１５万ｋＷである時、発電機セットが一台のサイクルポンプを動作させると、背圧が閉塞背圧より低くなる。

そのため、周囲温度が低い場合、すべての発電機セットは、閉塞背圧より低い背圧で運転する可能性がある。閉塞の動作状況では、蒸気が低圧シリンダーの最終段翼を通過する際に音速に近づくため、低圧シリンダー末段の最終段翼の周りに亜音速衝撃波現象が発生する。衝撃波によって、蒸気は、ほとんど完全に液化され、共振する過程において、インペラーに深刻な侵食と損傷を与える。水食現象は、このような状況で形成された。

低圧シリンダーの最終段翼の水食問題に関する文献の報告によると、水食の深刻度の統計的分布の地理的規則は、タービンが置かれている地域の緯度分布とよく一致しており、水食現象は、緯度の高い北方地域で発生する可能性が高いため、タービンの実際運転の背圧の状況、および閉塞の動作状況が出現する確率とは強い相関関係がある。

そのため、タービン背圧を閉塞背圧以上に維持して運行すれば、実際の最終段翼の蒸気湿度の上限を大幅に高めることができ、水食現象は発生しない。

閉塞防止の運行と閉塞防止の運転規程について、タービンの背圧を閉塞背圧以上に維持して運転すること、すなわち、閉塞防止の運転は、発電機セットの実際の運転では完全に可能である。ただし、タービンメーカーが提供された閉塞背圧データによって、厳格な試験を行い、閉塞防止運転規程を制定し、すなわち、インバータのサイクルポンプや空冷ファンへの搭載、サイクルポンプの台数や回転数の制御、およびサイクル水冷水温度の制御など、適切に保守的な規程を制定する。インバータ制御などの冷却媒体の連続調整能力に基づいて、専門ソフトウェアで実現したタービン運転の背圧連続最適化制御システム（中国発明特許：ＣＮ１０５５６９７４８Ｂ、ＣＮ１７１３４３０５５Ｂ）を採用すれば、閉塞背圧以下の運転を完全に避けることができ、真空の連続最適化制御を実現でき、すなわち、経済効果の最大化にするとともに、水食を完全に避けることができる。

そのため、低圧シリンダーの最終段翼における蒸気自体の湿度は、水食とは無関係である。閉塞が防止する運転さえできれば、水食問題は、完全に解消されるはず、低圧シリンダーの排気湿度の上昇によって深刻になるわけではない。

また、ほとんどのタービンは、水食現象がある状態で長期間正常に運転しており、水食問題はタービンの安全性に影響を与える決定的なものではない。水食問題も、タービンが再熱温度を下げ、排湿湿度を上げる省エネ方式で正常運転することを妨げるものではない。

しかしながら、本発明の実施中、ユーザーが水食に対する懸念を配慮するため、閉塞防止運転方式を採用した上で、再熱温度を段階的に徐々に下げ、排湿湿度を上げることが好ましい。

通常、タービン製造工場の設計では、タービンの低圧シリンダーの排気湿度の１２％を設計上限とする。タービンの実際の設計排気湿度は６～９％である。タービンを全負荷させる場合、低圧シリンダーの排気湿度が最も高く、６～９％に達する可能性がある。一般的には、排気湿度の上限値を１２％として再熱温度を下げる運転試験を行うことを、最初に検討すべきである。この場合、水食の問題を観測できる。

このように、１ヶ月又は他の適当な長さの運転期間を経て、発電機セットが運転を停止した後、シリンダーを外さない条件を含み、排出側からタービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食に対して検査を行う。タービンの低圧シリンダーの最終段翼の新旧写真を比較して、新たな水食現象が現れないことを確認することによって、湿度の増加がインペラーの水食を引き起こしていないことを証明できる。そして、排気湿度をさらに上げることによって、本発明の応用の深さを増やすことができる。このような過程によって、最終的に本発明の深みのある応用が実現される。

高温の再熱器を新たな過熱器に変えることで、再熱器の熱吸収を減らすと同時に、熱源システムの元のスペースを利用して、流量が大きくなる熱源システムの主蒸気過熱器の熱吸収量が足りないという問題を解決することができる。

低温の再熱器を高温エコノマイザーに変えることで、再熱器の熱吸収を減らすと同時に、熱源システムの元のスペースを利用して、ボイラーの給水に対する熱源システムの熱吸収量を増加させる。

再熱蒸気の温度とタービンの仕事効率の問題に対して深化の理論分析とエンジニアリングのシミュレーション計算を行った結果、典型的な６００ＭＷ超臨界発電機セットに対して、再熱器の熱吸収量がゼロに等しい（再熱システムを完全に取り除くことに近い）場合、排気湿度が１５％程度向上し、２４％程度に達することで、大型熱エネルギー動力発電機セットの効率を５％程度向上させることができ、電力消費量を１５～１６．５ｇ／ｋＷｈ削減することに相当することが明らかである。

また、シミュレーション計算の結果から、再熱システムの熱吸収特性と機器の発電負荷との間に逆特性が存在することも明らかである。すなわち、一定の再熱システムに対して、低負荷条件での熱吸収量がボイラー全体の熱エネルギーにおける割合は、高負荷条件での熱吸収量の割合よりも高い。本発明を実施することにより、再熱システムの熱吸収量が低減されるため、低負荷条件での排煙温度が上がる。大型石炭火力発電機セットは、排煙脱硝システムが追加された後、低負荷条件での排煙温度が不足して脱硝システムの運転がうまくいかない場合があるため、再熱温度を下げ、または再熱を取り除くことにより、低負荷条件での排煙温度及び脱硝システムの運転条件を向上することができる。このため、本発明を実施することにより、発電機セットのエネルギー効率を向上するとともに、脱硝システムの運転品質を向上することが可能となる。

この方式では、低負荷条件での煙の温度が上がり、脱硝システムによって有効に利用されるとともに、煙道ガスの温度が上がることで、煙突の大気への排煙温度を上げることもでき、煙道ガスの持ち上げ作用と拡散効果を増加し、汚染物質の落下濃度を低減して、発電所周辺の環境保護に有利である。したがって、発電機セットに対する本発明の利益は、全体的な発電効率の向上および脱硝システムの運転品質の向上から生じる利益の合計を含む。

したがって、本発明の方法は、発電効率を提供すると同時に、脱硝システムの最適な運転品質を保証し、アンモニア脱出率およびアンモニアの脱出による触媒および空気予熱器の汚れ、ほこり堆積、詰まりおよび侵食を最小化することができる。触媒の寿命を延長し、空気予熱器の効率を向上させ、通風抵抗およびエネルギー消費量などを減少することができる。

既設された発電機セットに対して、本発明は、再熱システムを適切に保持する実施形態を排除しない。これは、再熱システムを完全に取り除した場合、再生ヒーターの熱交換、流量、疎水流量の上昇が、再生ヒーターの設計容量を超える可能性があるからである。

なお、既設された発電機セットに対して、高温再熱器を取り除した後、低温再熱器の出口を中圧シリンダーの入口に直接に接続する。

既設された発電機セットに対して、高圧シリンダーの排気配管と中圧シリンダーの給気配管との間に、調整バルブ付きの再熱バイパス配管を増設してよい。発電機セットの運転過程において、再熱バイパス配管の調整バルブを調整することで、高圧シリンダーの排気ガスの一部が中圧シリンダーに直接入り、再熱器の吸熱面積を減少し、または再熱器の吸熱面積を減少せずに、再熱蒸気の温度をより効果的に下げることができる。この改造方式は、高温再熱器を取り除すことなく、または高温再熱器を取り除すことに基づいて実施することができる。この改造方式は、投資が少なく、効果が大きい。

高温再熱器、低温再熱器、および太陽光熱発電機セットの熱交換器を完全に取り除した場合、高圧シリンダーの排気は中圧シリンダーの入口に直接に接続される。したがって、再熱器の圧損を回避し、再熱器の圧損が発電機セットの効率に対するマイナス影響をさらに回避する。シミュレーション計算によると、再熱圧損がタービンサイクルの熱消費率を１．３％上昇させるため、再熱器を取り除くことは、タービンサイクルの効率を１．３％高めることになる。

したがって、亜臨界以上の化石燃料や太陽光熱発電機セットに対して、本発明を全面的に適用するによって、発電エネルギー消費量を５～２０％削減できる。

本発明の本質は、タービンのコールドエンドの背圧を合理的に制御し、直接に水食を回避することに基づいて、再熱温度を下げることと、再熱を取り除くことと、主蒸気温度を下げることなどの異なる方式により、タービンの低圧シリンダーの排気湿度を上げ、タービンのコールドエンドの損失を減少し、タービンのサイクル熱効率を向上する技術路線を提案することである。

この技術路線によれば、給水ポンプの容量を増大させるなど様々な可能な方式で、再生システムの仕事の割合を高め、蒸気タービンのサイクル効率を最大化することも可能である。

本明細書の説明によれば、本発明の原理に基づいて、本発明の技術案はコンバインドサイクル機セットの蒸気発生システムに適用される。コンバインドサイクル機セットの改造により、一定の発電効率を向上する。

同様に、本発明の基本案は、原子力発電機セットに適用される。原子力発電機セットの高圧シリンダーの排気は、気水分離再熱器に入った新たな蒸気と高圧シリンダーの抽気作用によって、過熱蒸気となる。この過熱蒸気は、低圧シリンダーに入って仕事をした後、化石燃料発電機セットの低圧タンクの排気湿度に近い湿り蒸気となる。本発明は、気水分離再熱器に添加された新たな蒸気を減少または取り除くことにより、再熱蒸気の温度を下げ、低圧シリンダーの排気湿度を上げて、タービンの熱効率を高め、コールドエンド損失を低減し、核燃料を節約することにより、環境保護を改善することに寄与する。

本発明は、再生可能なエネルギーである太陽光熱発電機セットに適用され、再生可能なエネルギーの発電効率を高めることができる。

本発明は、再熱蒸気温度及びタービンの中圧シリンダー及び低圧シリンダーの温度を低減させ、機器及びタービンの安全性、信頼性及び設備の寿命を向上する。

要するに、発明者は、初めて大型伝統発電機セットの熱源システム、タービンサイクル、およびＤＣＳシステムの熱力性能のコンピュータソフトウェアシミュレーションシステムを実現する。この革新的な成果の実現に基づいて、このソフトウェアを適用して大量のシミュレーション計算を行い、再熱蒸気温度の熱力特性が見出され、再熱蒸気システムの熱効率特性の根拠が得られた。また、長年の研究過程を経て、再熱蒸気の温度に対する熱力特性を実現した。発電機セットの実際運行の分析から、この結論が正しいことを証明した、即ち、理論的に証明された。

発明者が使用する大型発電機セットの熱性能シミュレーションシステムソフトウェアは、ある企業や個人の努力に基づいて開発されたものではなく、世界的なコンピュータソフトウェア業界から電力ＤＣＳ企業、「インターネット＋」時代の情報条件、各種研究機関に関する長期的な努力に基づく歴史的な社会的な分業と協力に基づいて成り立っているので、発明者の仕事は、人類の情報技術革命の成果に基づくものである。

大量のシミュレーション計算と長期の研究に基づいて実現された再熱蒸気温度の熱特性を理論的に証明したものであるため、発電機セットの実際の運転過程において、小さな範囲と広い範囲で再熱蒸気温度を調節する初期の試験の代わりに、このシミュレーション研究は、必要な試験を経て、実用化できる。このような背景を踏まえて、発明者は、この理論思想を世界の電力業界に示すことができる。発明者の仕事は、情報技術革命時代の手段によって、業界がこの技術的偏見から抜け出すための唯一の方法である。

発明者が湿り蒸気がタービンの仕事効率に対する影響、およびタービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食についての分析は、独創的な発電機セットのコールドエンドシステムの最適化に関する理論的研究と実践的経験に基づくものであり、本発明の理解と実施には重要な意義があり、ユーザーが本発明を実施することにとっても有益である。

再熱蒸気システムは、蒸気の圧力が低く、蒸気体積流量が大きいため、システムが巨大かつ復雑であり、発電機セットの構造や制御技術が復雑になっている。既設された発電機セットと新規建設する発電機セットについては、本発明によれば、蒸気パラメータが亜臨界以上に達する大型発電機セットにおいて、再熱蒸気システムを完全に取り除し、大型発電機セットの最簡略化と発電性能の最も効果的な向上を実現でき、完全に再熱がなく、完全に湿り蒸気を採用した低圧シリンダーのより高い熱効率の技術モデルを形成することができる。これは、将来の大型発電機セットの基本技術モデルになる。

本発明の理論の導出は、発明者が大型ランキンサイクル発電工程科学において、全面的な科学研究の進展に基づくものである。湿り蒸気の特性についての工程熱力学の見落としを発見してから再熱蒸気の理論の突破へ、抽気再生の熱効率を高める効果の最大化からコールドエンドの損失の最小化へ、蒸気のタービン内の滞留時間から水食の衝撃波理論まで、世界的にも業界的にもブレークスルーである。科学理論の全体として、ランケンサイクルの発電効率の歴史的に大きな改善をもたらす可能性がある。

本発明によれば、より経済性、信頼性、環境性に優れ、世界の電力産業の安全性、信頼性、環境性を向上させ、地球環境の保護に重要な役割を果たすさまざまな大型ランケンサイクル発電システムを実現できる。

これから、人類のエネルギーのメインモードは、電力である。本発明は、人類の電気生産の科学技術レベルを改善し、地球環境を保護するために、長期的かつ重要な指針となる。

本発明の実施例を実現するための好ましく形態は、
閉塞防止の運行と閉塞防止の運行規程について、タービンの背圧を閉塞背圧以上に維持して運転すること、すなわち、閉塞防止の運転は、発電機セットの実際の運転では完全に可能である。ただし、タービンメーカーから提供された閉塞背圧データによって、閉塞防止運転規程を制定し、すなわち、インバータのサイクルポンプや空冷ファンへの搭載、サイクルポンプの台数や回転数の制御、およびサイクル水冷水温度の制御など、適切に保守的な規程を制定する。発電機セットの変動負荷と抽気熱供給は、排気量の変化に応じて機器の閉塞背圧を変化させる。これらの要素は、閉塞背圧の変化を引き起こし、冷却媒体に対して連続的に調節可能に制御する必要がある。そのため、冷却媒体の搬送パワーと発電石炭消費量の総合コストの合計を最小化できるコールドエンド最適化ソフトウェアシステムを採用し、コールドエンドシステムの冷却媒体流量の自動制御を実現することが好ましい。

既設された発電機セットで本発明を実施するには、抽気再生システムの疎水性に容量不足が生じるかどうかに注意すべきである。

再熱蒸気バイパスを増やす方式で本発明を実施することは、投資が少なく、リスクが低く、運転方式が柔軟な方法である。実施中に高温過熱器を取り除さない場合は、高温過熱器が過熱しないように注意する必要がある。

再熱が完全に取り除かれた場合、本発明を実施する過程に、再熱システムの取り除く条件で、高圧シリンダーの仕事が約２．７４５％増加すべきで、元の高圧シリンダーの出力の設計能力を超えないことに注意すべきである。

抽気再生量は３０％程度増加し、元のタービン抽気再生システムの疎水容量を上回る可能性がある。

発明者が、湿り蒸気がタービンの仕事効率に対する影響、および蒸気タービンの最終段翼の水食を分析したことは、本発明を理解し、実施するために重要の意味があり、ユーザーが本発明を実施することにとって有益である。

本発明は、大流量の湿り蒸気を用いて発電を行い、発電効率を向上するとともに、システムが必要する入力エネルギーは、従来の中小流量の乾燥蒸気に比べて大幅に減少し、省エネ発電の効果を実現する。

本発明は、各種化石燃料の大型発電機セットに実施することにより、発電機セットの炭素排出量を低減させ、炭素排出総量を低減させ、地球の大気環境を保護することに役立つ。

本発明の実施形態は、本明細書に記載された具体的な形態に限定されるものではなく、本発明の理論本質に基づく様々な形態を含む。

本発明の実施例２２ないし実施例３２は、小型ランキンサイクルの効率向上方法をさらに提供する。

実施例２２
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２２を参照して、図２２は、本発明の実施例２２に係る小型ランキンサイクルの効率向上方法のフローチャート模式図である。

図２２に示すように、小型ランキンサイクルの効率向上方法であって、前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含む。前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、抽気再生システムと、軸封蒸気システムとを含む。タービンには、仕事をする媒体が水蒸気または他の低沸点媒体である。前記タービンサイクルシステムは、高圧シリンダーを含む。前記方法は、

Ｓ２０００：コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、主蒸気のエンタルピー値を低下させ、抽気再生の比率を高めること、を含む。

実施例２３
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２３に示すように、実施例２２を基に、前記方法は、

関連各層の燃料量と出力を調整し、具体的には、
Ｓ２０１１：主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすこと、または、
Ｓ２０１２：主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、燃焼装置の傾斜角度を下げること、を含む。

コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、主蒸気のエンタルピー値を低下させ、抽気再生の比率を高める。

実施例２４
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２４に示すように、実施例２２を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くこと、を含む。

実施例２５
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２５に示すように、実施例２４を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くことと、

Ｓ３０１０：元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えることと、を含む。

実施例２６
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２６に示すように、実施例２４を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くことと、

Ｓ３０２０：主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する、飽和蒸気または湿り蒸気にすること、を含む。

実施例２７
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２７に示すように、実施例２２を基に、前記方法は、

Ｓ２０３０：熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすように、給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加すること、を含む。

実施例２８
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２８に示すように、実施例２３を基に、前記方法は、

関連各層の燃料量と出力を調整し、具体的には、
Ｓ２０１１：主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすことと、
Ｓ４０００：タービンのパワーを増加してタービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラーの段数を増やすことと、または、
Ｓ２０１２：主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、燃焼装置の傾斜角度を下げることと、
Ｓ４０００：タービンのパワーを増加してタービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラーの段数を増やすことと、を含む。
主蒸気温度を、主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げる。コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、主蒸気のエンタルピー値を低下させ、抽気再生の比率を高める。

実施例２９
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図２９に示すように、実施例２４を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くことと、

Ｓ４０００：タービンのパワーを増加してタービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラーの段数を増やすことと、を含む。

実施例３０
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図３０に示すように、実施例２５を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くことと、

Ｓ３０１０：元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えることと、

実施例３１
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図３１に示すように、実施例２６を基に、前記方法は、

Ｓ２０２０：過熱器を取り除くことと、

Ｓ３０２０：主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する、飽和蒸気または湿り蒸気にすることと、

実施例３２
本発明の実施例は、小型ランキンサイクルの効率向上方法を提供する。

図３２に示すように、実施例２７を基に、前記方法は、

Ｓ２０３０：熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすように、給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加することと、

ここで、従来技術を交えて、本実施例が採用される技術案、及びその技術案を採用することによって生じる技術的効果について詳細に説明する。具体的には、
シミュレーション計算から、抽気再生システムを有するタービンサイクルに対して、再熱器を取り除し、新たなエコノマイザーを増設する場合、主蒸気の温度を飽和温度に下げることによって、タービンの効率を４～５％高めることができることがわかる。これは、主蒸気の温度が下がることによって、給水量が上昇し、抽気再生量が上昇し、抽気再生システムの効果が大きくなるからだ。

本発明によれば、タービンの運転を変更し後、タービンの排気湿度は著しく上昇する。小型タービンの低圧シリンダーの最終段翼の水食と湿り蒸気のタービンの作動効率に対する影響について、その理論的基礎は大型タービンと同じであり、前文で詳細な分析が行われたため、簡潔に説明するように、ここでは説明を省略する。

本発明の本質は、タービンのコールドエンドの背圧を合理的に制御し、直接に水食を回避することに基づいて、再熱温度を下げることと、再熱を取り除くことと、主蒸気温度を下げることなどの異なる方式により、タービンの低圧シリンダーの排気湿度を上げ、タービンのコールドエンドの損失を減少させ、タービンのサイクル熱効率を向上する技術路線を提案することである。

要するに、発明者は、初めて伝統発電機セットの熱源システム、タービンサイクル、およびＤＣＳシステムの熱力性能のコンピュータソフトウェアシミュレーションシステムを実現する。この革新的な成果の実現に基づいて、このソフトウェアを適用して大量のシミュレーション計算を行い、再熱蒸気温度の熱力特性が見出され、再熱蒸気システムの熱効率特性の根拠が得られた。また、長年の研究過程を経て、再熱蒸気の温度に対する熱力特性を実現した。発電機セットの実際運行の分析から、この結論が正しいことを証明した、即ち、理論的に証明された。

発明者が使用する発電機セットの熱性能シミュレーションシステムソフトウェアは、ある企業や個人の努力に基づいて開発されたものではなく、世界的なコンピュータソフトウェア業界から電力ＤＣＳ企業、「インターネット＋」時代の情報条件、各種研究機関に関する長期的な努力に基づく歴史的な社会的な分業と協力に基づいて成り立っているので、発明者の仕事は、人類の情報技術革命の成果に基づくものである。

大量のシミュレーション計算と長期の研究に基づいて実現された主蒸気温度の熱特性を理論的に証明したものであるため、発電機セットの実際の運転過程において、小さな範囲と広い範囲で主蒸気温度を調節する初期の試験の代わりに、このシミュレーション研究は、必要な試験を経て、実用化できる。このような背景を踏まえて、発明者は、この理論思想を世界の電力業界に示すことができる。発明者の仕事は、情報技術革命時代の手段によって、業界がこの技術的偏見から抜け出すための唯一の方法である。

本発明の導出は、発明者がタービン発電工程科学において、全面的な科学研究の進展に基づくものである。主蒸気温度理論の見落としを発見してから抽気再生の熱効率を高める効果の最大化へ、コールドエンドの損失の最小化まで、蒸気のタービン内の滞留時間から水食の衝撃波理論まで、世界的にも業界的にもブレークスルーである。科学理論の全体として、小型タービンの発電効率の歴史的に大きな改善をもたらす可能性がある。

本発明は、大流量の湿り蒸気を用いて発電を行い、発電効率を向上するとともに、システムに必要な入力エネルギーは、従来の中小流量の乾燥蒸気に比べて大幅に減少し、省エネ発電の効果を実現する。

本発明の実施形態は、本明細書に記載された具体的な形態に限定されるものではなく、本発明の理論本質を基礎とする様々な形態を含む。

なお、本明細書の説明において、参照用語「一実施例」、「いくつかの実施例」、「例」、「具体例」、または「いくつかの例」などの説明は、この実施例または例に記載する具体的な特徴、構造、および特性が、本発明の少なくとも一つの実施例や例に含まれる。本明細書において、上記の用語の概略的な表現は、必ずしも同じ実施例または例を対象とする必要はない。そして、記載された具体的な特徴、構造、または特性は、いずれか１つまたは複数の実施例または例において適切な方法で組み合わせることができる。また、当業者は、本明細書に記載された異なる実施例または例、ならびに異なる実施例または例の特徴を、矛盾することなく結合し、組み合わせることができる。

説明の便宜および簡潔さのために、上記の装置および手段の具体的な動作過程が、上記の方法の実施例における対応する過程を参照することができ、ここで説明を省略することは、当業者には明らかであろう。

本願が提供されるいくつかの実施例では、開示される装置および方法は、他の方法で実施されることが理解されるべきである。例えば、上記した装置の実施例は単に概略的なものである。例えば、手段の区分は、論理的機能の区分であり、実際に実現される場合には、他の区分形態があってもよい。例えば、複数の手段または部品が、他のシステムに組み込まれてもよく、または、一部の特徴が無視されてもよく、実行されなくてもよい。

また、本発明の実施例において、上記の過程の番号の大きさは、実行手順を意味するものではなく、各過程を実行する手順は、その機能および内在的な論理によって決定されるものであり、本発明の実施例の実施する過程について何らの制限を構成するものではないことが理解されるべきである。

本発明の本質は、従来の高蒸気温度（主蒸気および再熱蒸気温度）がボイラー材料に制約されるものとは異なる新しいタービン発電システムを開示することである。このシステムは、主蒸気と再熱蒸気の温度を著しく低下させることができ、さらに主蒸気を湿り蒸気にすることができる。そのため、給水流量を増大させ、熱サイクルを強化し、コールドエンドの損失を減少することができ、タービンの仕事効率を著しく向上させることができる。本発明の技術案によれば、燃焼制御を最適化し、再熱温度を下げ、再熱システムを取り除し、元の再熱器を新たなエコノマイザーに置き換え、給水量を高め、主蒸気温度を下げ、主蒸気の湿度を上げるなど複数の可能な方式によって、ランキンサイクルの効率を最大限度で高めることができ、ランキンサイクルの効率を著しく向上させることを実現する。本発明は、タービンの発電効率を向上する範囲が、実施や研究試験で検証することができ、その可能性は計り知れないものである。

本発明の適用範囲は、水以外の媒体を使用するタービンを排除するものではない。このような媒体は、作動過程において、気体状態、部分凝結状態および完全凝結状態が存在すればよい。

以上は、本発明の具体的な実施形態に過ぎず、本発明の保護範囲は、これに限定されるものではない。当業者は、本発明によって開示される技術的範囲内で、様々な同等の改変または置換を容易に想到することができ、それらは本発明の保護範囲に包含されるものとする。したがって、本発明の保護範囲は、特許請求の範囲の保護範囲に従うものとする。

Claims

大型ランキンサイクルの効率向上方法であって、
前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含み、
前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、再熱蒸気システムと、軸封蒸気システムを含み、
前記再熱蒸気システムは、再熱器を含み、
前記タービンシリンダーシステムは、高圧シリンダーを含み、
前記方法は、
Ｓ１０００：コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、前記再熱器の熱吸収量を減らし、前記高圧シリンダーの後段シリンダーに入る蒸気の温度が前記再熱蒸気の定格温度より低くすること、を含む
ことを特徴とする大型ランキンサイクルの効率向上方法。
従来の発電所に対して、前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０１１：ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすことにより、各層の燃焼装置の燃料量と出力を調整すること、または、
Ｓ１０１２：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できる場合、前記再熱煙道ガスダンパーの開度を調整し、即ち小さくすること、または、
Ｓ１０１３：前記再熱器が再熱煙道ガスダンパーを調整できるおよび／またはできない場合、ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整し、即ち小さくすること、を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
従来の発電所に対して、前記タービンシリンダーシステムは、さらに中圧シリンダーを含み、前記高圧シリンダーの排気配管と中圧シリンダーの吸気配管との間に再熱蒸気バイパス配管を設け、かつ、前記再熱蒸気バイパス配管に調整バルブを設ける場合は、
前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、さらに、
Ｓ１０２０：前記高圧シリンダーの排気の一部が、高圧シリンダーの排気配管を通って中圧シリンダーの吸気配管に直接入るように、前記調整バルブを全開するまたは部分的に開くこと、を含む
ことを特徴とする請求項２に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
従来の発電所に対して、前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０３１：前記再熱器の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０３２：再熱器を取り除くこと、を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０３２は、さらに、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、再熱器を新たなエコノマイザーに置き換えること、を含む
ことを特徴とする請求項４に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
抽気再生システムを有する従来の発電所に対して、前記ステップＳ１０３２は、
主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、
ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすことにより、各層の燃焼装置の燃料量と出力を調整すること、または、
ボイラーの燃焼装置の傾斜角度を調整し、即ち小さくすること、を含む
ことを特徴とする請求項４に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０３２は、
過熱器を取り除くこと、を含む
ことを特徴とする請求項４に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０３２は、
元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えること、を含む
ことを特徴とする請求項７に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０３２は、
主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する飽和蒸気または湿り蒸気にすること、を含む
ことを特徴とする請求項４に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０３２は、
給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加することによって、熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすこと、を含む
ことを特徴とする請求項７に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０４０：タービンのパワーを増加し、タービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラー段数を増やすこと、を含む
ことを特徴とする請求項５ないし１０の何れか一項に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
原子力発電機セットに対して、前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０５０：気水分離再熱器に入力する新たな蒸気の流量を減らすこと、または気水分離再熱器を取り除くことにより、前記再熱蒸気温度を主蒸気の定格温度の１０℃以下に下げること、を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
コンバインドサイクル機セットに対して、前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０６１：低圧加熱システムまたは中圧加熱システムの吸熱量を低減するように、低圧加熱システムまたは中圧加熱システムの吸熱素子の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０６２：低圧加熱システムまたは中圧加熱システムを取り除くこと、を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０６２は、さらに、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、取り除かれた低圧加熱システムまたは中圧加熱システムを新たなエコノマイザーに置き換えること、を含む
ことを特徴とする請求項１３に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
太陽光熱発電機セットに対して、前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ１０７１：再熱蒸気の熱吸収量を低減するように、再熱器の熱交換面積を減らすこと、または、
Ｓ１０７２：再熱器を取り除くこと、を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記ステップＳ１０７２は、さらに、
元の主蒸気過熱器とエコノマイザーを基礎として、取り除かれた再熱器を新たなエコノマイザーに置き換えること、を含む
ことを特徴とする請求項１５に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。
小型ランキンサイクルの効率向上方法であって、
前記ランキンサイクルは、熱源システムと、タービンサイクルシステムと、コールドエンドシステムとを含み、
前記タービンサイクルシステムは、主蒸気システムと、タービンシリンダーシステムと、抽気再生システムと、軸封蒸気システムとを含み、
タービンには、仕事をする媒体が水蒸気または他の低沸点媒体であり、
前記タービンシリンダーシステムは、高圧シリンダーを含み、
前記方法は、
Ｓ２０００：コールドエンドの損失を減少してタービンサイクルの熱効率を向上するように、熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整し、主蒸気のエンタルピー値を低下させ、抽気再生の比率を高めること、を含む
ことを特徴とする小型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
関連各層の燃焼装置の燃料量と出力を調整して主蒸気温度を主蒸気の定格温度と主蒸気の飽和温度との間に下げるように、
Ｓ２０１１：ボイラー下層の燃焼装置の燃料量を増やし、ボイラー上層の燃焼装置の燃料量を減らすこと、または、
Ｓ２０１２：燃焼装置の傾斜角度を下げること、を含む
ことを特徴とする請求項１７に記載の小型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ２０２０：過熱器を取り除くこと、を含む、
ことを特徴とする請求項１７に記載の小型ランキンサイクルの効率向上方法。
Ｓ３０１０：元の過熱器を高温エコノマイザーに置き換えること、を含む
ことを特徴とする請求項１９に記載の小型ランキンサイクルの効率向上方法。
Ｓ３０２０：主蒸気減温水を増加して、主蒸気を、飽和蒸気のエンタルピー値以下のエンタルピー値を有する、飽和蒸気または湿り蒸気にすること、を含む
ことを特徴とする請求項１９に記載の小型ランキンサイクルの効率向上方法。
前記熱源システムまたはタービンサイクルシステムの機器状態または動作状況を調整することは、
Ｓ２０３０：熱源システムとタービンサイクルシステムの給水量を増やすように、給水ポンプの容量を増やすこと、または給水ポンプの調整バルブを大きく開けること、または４番抽気配管以外の抽気再生回路に新たな給水ポンプを追加すること、を含む
ことを特徴とする請求項１７に記載の小型ランキンサイクルの効率向上方法。
Ｓ４０００：タービンのパワーを増加してタービンの仕事効率を向上するように、主蒸気圧力および／またはタービン回転子のインペラーの段数を増やすこと、を含む
ことを特徴とする請求項１８ないし２２の何れか一項に記載の大型ランキンサイクルの効率向上方法。