JP3572202B2 - 排油弁及びこれを具備した蒸気タービン - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は蒸気タービンの主蒸気止め弁に付設される危急排油弁等に適用される差圧式の排油弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図２〜図３は現在使用されている蒸気タービンの主蒸気止め弁の２つの例を示す。
第１の例を示す図２において、２０は主蒸気止め弁で、ボイラ（不図示）からの主蒸気が主蒸気入口２０ａに導かれ、弁体２０ｃによって主蒸気通路を開閉し、主蒸気出口２０ｂを通して蒸気タービン（不図示）に調量された主蒸気を送出するものである。
【０００３】
２２はサーボモータシリンダであり、該シリンダ２２内にサーボモータピストン１５を収納している。
１５はサーボモータピストンで、前記弁体２０ｃに連結されて該弁体２０ｃを開閉駆動するものである。２６ａは前記主蒸気止め弁２０の手動操作用のための操作ハンドルである。
１０は危急排油弁で、前記主蒸気止め弁２０を危急閉弁時に、サーボモータピストン１５に作用する高圧油室１２内の高圧油を排出して弁体２０ｃを閉塞させるものである。
【０００４】
該危急排油弁１０には制御油としてオートストップ油管１３を通ってオートストップ油が導入されており、該危急排油弁１０は前記オートストップ油の制御油圧が低下して高圧油側との圧力バランスが崩れたとき開弁して、高圧油室１２内の高圧油を排油ポート側に排出するようになっている。
【０００５】
図３に示す危急排油弁１０は図２に示すものを改良したもので、危急排油弁１０の弁体１０ａの片側の面１９に高圧ポート１８を経た高圧油圧が作用し、他側の面１７にオートストップ油管１３を通ったオートストップ油圧（制御油圧）が作用し、オートストップ油圧が低下して油圧バランスが崩れたときに弁体１０ａが図の右方向へ移動して排油ポート７を開き、高圧油を排油するようになっている。
【０００６】
図４は前記危急排油弁１０の従来技術の１例を示す。
図４において、１０ａは前記サーボモータシリンダ２２内に往復摺動自在に嵌合された有底筒状の弁体である。該弁体１０ａの片側には、前記サーボモータピストン１５（図２〜図３参照）に作用する高圧油が導入される高圧油室１４が形成され、他側にはオートストップ油管１３（図２〜図３参照）を通してオートストップ油（制御油）が導入されるオートストップ油室２１が形成されている。
２１ａは前記弁体１０ａとサーボモータシリンダ２２との間に架設されたスプリングで、該弁体１０ａを開弁方向に付勢している。
【０００７】
かかる危急排油弁１０は、片側にサーボモータピストン１５の作動油である高圧油による高圧油圧が作用し、他側に制御油としての前記高圧油よりも圧力の低いオートストップ油によるオートストップ油圧が作用して、通常時は、図４の右方向に働く前記高圧油圧とスプリング２１ａのばね力との和と、図４の左方向に働く前記オートストップ油圧とが式（１）に示すような力のバランスを保持して弁体１０ａが図４のように閉じられている。
【０００８】
（π／４）Ｄ２^２×Ｐ１＋Ｆ＜（π／４）Ｄ１^２×Ｐ０ ……（１）
Ａ１×Ｐ１＋Ｆ＜Ａ３×Ｐ０ ……（１’）
ここで、Ｄ１＝弁体１０ａの外径
Ａ１＝弁体の高圧油側に望む（弁体１０ａの外径）高圧油側受圧面積
Ｄ２＝弁体１０ａの内径
Ａ３＝弁体の制御油側に望む（弁体１０ａの内径）制御油側受圧面積
Ｐ０＝オートストップ油の圧力
Ｐ１＝高圧油の圧力
Ｆ ＝スプリング２１ａのばね力
【０００９】
そして前記オートストップ油圧が低下して、前記（１）式の力のバランスが崩れ、（１）式の左辺即ち図４の右方向に向かう開弁力つまり高圧油圧とスプリング２１ａのばね力Ｆとの和が、（１）式の右辺即ちオートストップ油圧による力よりも大きくなると弁体１０ａが開弁されて、サーボモータピストン１５の高圧油室１２に通ずる高圧油室１４内の高圧油が排油ポート７内に排出され、これによって主蒸気止め弁の弁体２０ｃが閉じる。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
図２〜図３に示されているような主蒸気止め弁２０の制御系統においては、蒸気タービンの出力に伴って蒸気圧力も上昇することから、該主蒸気止め弁２０を危急閉塞するための危急排油弁１０は、閉弁方向の力はオートストップ油の油圧によっており、またＯＮ−ＯＦＦ弁となっている主蒸気止め弁２０の弁体２０ｃを押し上げるためのサーボモータピストン１５に働く油圧は、前記オートストップ油よりも圧力の高い高圧油によっている。
【００１１】
そして、かかる危急排油弁１０においては、通常は、前記（１）式に示すような力のバランスによって弁体１０ａを開弁状態に保持しており、前記のようにオートストップ油圧Ｐ０ ＜高圧油圧Ｐ１ であるため、弁体１０ａの所要の閉弁力を保持するには、弁体１０ａの受圧面積を大きくすることを要する。
【００１２】
このため、図４に示す従来技術による危急排油弁１０を用いる場合には次のような問題点がある。
【００１３】
１）前記のように、高圧ポート１８の通路面積を減じて、弁体１０ａの一方の受圧面１９（内径Ｄ２ ）に加わる高圧油圧Ｐ１ による力よりも、弁体１０ａの他方側の受圧面１７（外径Ｄ１ ）に加わるオートストップ油圧Ｐ０ による力を大きくすることにより、前記危急排油弁１０の閉方向の力、つまり開弁力を前記（１）式のバランスによって保持することが可能であるが、かかる場合には、主蒸気止め弁２０を閉じる際に、サーボモータピストン１５の下降に伴ない、高圧油室１２の高圧油が排油ポート７から排出される際に、前記高圧ポート１８の通路面積が狭いため、高圧油室１２内の高圧油の排出時間が長くなり、この結果主蒸気止め弁２０の弁体２０ｃの閉鎖速度が遅くなり、迅速な危急排油がなされない。
【００１４】
２）前記問題点に対処するため、オートストップ油側の受圧面１７（図４において外径Ｄ１ ）の受圧面積を増加させると、弁体１０ａが大径となって危急排油弁１０が大型となって、既存のサーボモータシリンダ２２への組み込みが困難となり、主蒸気止め弁２０が成立しなくなる恐れがある。
【００１５】
本発明はかかる従来技術の課題に鑑み、蒸気タービンの主蒸気止め弁等に付設される差圧式の排油弁において、弁体の高圧側受圧面積を小さくし、弁を小型化して、所要の閉弁力を保持するともに、迅速な排油を可能とした排油弁を提供することを目的とする。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本発明はかかる課題を解決するため、その第１発明として、サーボピストン等の油圧機器を駆動する高圧油が通流する高圧油室と排油室との間に設けられて、前記高圧油室の油圧（Ｐ１）と制御油室（油圧面積Ａ３）の油圧（Ｐ０）との差によって前記高圧油室と排油室との間を開閉する排油弁において、
前記排油弁の高圧油室と排油室を通流するサーボシリンダ内に固着され、下部が高圧油室側に開口する大径孔部と、上部が制御油室に貫通する小径孔部を有し、その外周に排油室と連通する中空のブッシュ内に往復摺動自在に嵌合された弁体とを有し、
前記弁体は、高圧室側外周部にシート面を有して内周側に高圧室側からスプリング（バネ力Ｆ）によって付勢されバネ収納部を周するシート部と、ブッシュ大径孔部に摺動自在に嵌合する大径部と、大径部から段差を持って制御油室に貫通するブッシュ小径孔部に摺動自在に嵌合する小径部とから形成され、
前記ブッシュ大径孔部と段差上の小径部とブッシュ大径孔部間に形成されるチャンバ（受圧面積Ａ２）に向けてシート部のバネ収納部側から貫通する高圧通路と、前記高圧室側に望む高圧通路内周側に形成される高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）とよりなり、
（Ａ１−Ａ２）・Ｐ１＋Ｆ１＜Ａ３・Ｐ０
（Ｐ１：高圧油の油圧、Ｐ０：制御油の油圧）
の関係になるように、弁体の高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）、チャンバの受圧面積Ａ２、弁体の制御油側に臨む小径部（受圧面積Ａ３）をスプリングばね力Ｆを設定したことを特徴とする排油弁を提案する。
【００１７】
第２発明は、前記第１発明に係る排油弁を主蒸気止め弁の危急排油弁に適用した蒸気タービンに係る。
【００１８】
かかる発明によれば、非排油時、即ち主蒸気止め弁が通常の開閉作動をしているときは、弁体の高圧油室側に臨む面に高圧油圧が開弁方向に作用するとともに、前記チャンバ内に導入された高圧油圧が弁体の閉弁方向に作用し、さらに制御油室内の制御油圧が弁体の閉弁方向に作用しており、弁体は、次の（２）式による力のバランスで以って閉塞されている。
【００１９】
Ａ１・Ｐ１＋Ｆ１＜Ａ２・Ｐ１＋Ａ３・Ｐ０ ……（２）
これを展開して、
（Ａ１−Ａ２）・Ｐ１＋Ｆ１＜Ａ３・Ｐ０ ……（２’）
ここで、Ａ１＝弁体の高圧油側に臨む面の受圧面積
Ａ２＝チャンバの受圧面積
Ａ３＝弁体の制御油側に臨む面の受圧面積
Ｐ１＝高圧油の油圧
Ｐ０＝制御油の油圧
即ち（２’）の式より弁体の高圧油圧Ｐ１の受圧面積は（Ａ１−Ａ２）となり、従来の排油弁（前記（１’）式参照）よりも少ない受圧面積で閉弁状態を維持することができる。
【００２０】
そして、前記制御油圧Ｐ０ が低下すると、直ちに前記（２）式の力のバランスが崩れ（２）式の左辺＞右辺となって弁体の開弁方向に働く力が大きくなり、弁体は開弁し、高圧油系の油は排油系に排出される。
【００２１】
従ってかかる発明によれば、チャンバ内に高圧油圧を導入して弁体の閉弁方向に作用させることにより、該チャンバ内の高圧油圧による力が制御油室内の制御油圧による力と同方向に作用して弁体の閉弁力として付加されるので、高圧油の受圧面積を小さくしても所要の閉弁力を保持することができる。
【００２２】
これによって、弁体の外径を小さくし排油弁を小型化することができるとともに、従来技術のように高圧油室への高圧油通路を絞ることを必要とすることなく、迅速な排油をなすことができる。
【００２３】
従って蒸気タービンの主蒸気止め弁においては前記高圧油通路を絞ることによる弁の閉鎖速度の低下が回避され、迅速な危急排油をなすことができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好適な実施形態を例示的に詳しく説明する。但しこの実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は特に特定的な記載がないかぎりは、この発明の範囲をそれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
【００２５】
図１は本発明の実施形態に係る危急排油弁の縦断面図である。
図１において、２２は前記サーボモータピストン１５（図２、図４参照）が収納されているサーボモータシリンダである。１４は該サーボモータシリンダ２２内に形成された高圧油室で、前記サーボモータピストン１５の高圧油室１２（図２参照）に連通され、該高圧油室１２から高圧油が導入される。
【００２６】
２４は、該サーボモータシリンダ２２に複数のボルト２４ａにより固着されたカバーである。該カバー２４の内側には、後述するブッシュ３の内周とによりオートストップ油室２１が形成されている。
３５は該カバー２４に固定されたコネクタで、オートストップ油管１３に接続され、前記高圧油よりも低圧のオートストップ油が該オートストップ油管１３から該コネクタ３５を介して前記オートストップ油室２１に導入されている。
７は排油ポートで、この危急排油弁１の弁体２３（詳細は後述）の開弁により、前記高圧油室１４内の高圧油が該排油ポート７に排出されるようになっている。
【００２７】
３は前記サーボモータシリンダ２２の内部に固着された筒状のブッシュ、２３は該ブッシュ３の内周に往復摺動自在に嵌合された有底筒状の弁体である。該弁体２３はその大径部（外径Ｄ１ ）２３ｂが前記ブッシュ３の大径内周面３ａに往復摺動自在に嵌合され、その小径部（外径Ｄ０ ）２３ａが前記ブッシュ３の小径内面３ｂに往復摺動自在に嵌合されている。
２はピストンで、ナット９によって前記弁体２３の端部に固着され、前記ブッシュ３の端部に形成された中径内面３ｃに往復摺動自在に嵌合されている。
【００２８】
５はチャンバで、前記ブッシュ３の大径内面３ａの内側と、前記弁体２３の大径部２３ｂと小径部２３ａとの間の段差部８との間に区画形成されている。そして前記弁体２３には前記高圧油室１４と前記チャンバ５とを連通する複数の高圧油通路４が穿設されている。
【００２９】
２８は前記ピストン２の背部（オートストップ油室２１と反対側）に形成された油室で、前記ブッシュ３に形成された通路２６及び通路２５を介して前記排油ポート７及び排油室２９に連通されている。２７は前記排油室２９を塞ぐためのプラグである。
２１ａは前記弁体２３とサーボモータシリンダ２２の座面との間に介装されたスプリングで、内径Ｄ２ なる弁体２３の内面２３ｃ内に収納され、該弁体２３を開弁方向に付勢している。
【００３０】
かかる構成からなる危急排油弁１を備えた主蒸気止め弁２０において、
蒸気タービン（不図示）の通常運転時にはサーボモータピストン１５に作用する高圧油が高圧油室１４に導入されて弁体２３の開弁方向に作用しており、該高圧油は、さらに前記弁体２３の高圧油通路４を通ってチャンバ５に導入され、前記弁体２３の段差部８に、該弁体２３の閉弁方向に作用している。
一方前記オートストップ油室２１内には、前記オートストップ油管１３を通って前記高圧油よりも低圧のオートストップ油が導入され、前記ピストン２に、前記弁体２３の閉弁方向に作用している。
【００３１】
従って、かかる通常時、つまり危急排油弁１の閉弁時における弁体２３の作用力バランスは次の（３）式のようになる。

ここで、Ｐ１ ＝高圧油室１４の高圧油圧力
Ｐ０ ＝オートストップ油室２１のオートストップ油圧（制御油圧）
Ｆ ＝スプリング２１ａのばね力
【００３２】
従って、通常時は、かかる（３）式による作用力バランスの状態にて危急排油弁１は閉塞されており、サーボモータピストン１５には正常に高圧油が作用している。
【００３３】
そして、前記ピストン２の背部の油室２８内は通路２６及び２５を介して排油室２９及び排油ポート７に連通されているので、ピストン２の背面に前記（３）式のバランスを崩すような油圧が掛かることはない
【００３４】
そして、前記オートストップ油圧Ｐ０ が低下したとき、つまり主蒸気止め弁２０の閉止を要する危急閉弁時になった時には、前記（３）式において右辺＞左辺となり、弁体２３を図１の右方に動かす開弁力が、前記オートストップ油圧Ｐ０ による開弁力よりも大きくなって、弁体２３は図１の右方に移動し、シート部３０が離れて開弁する。
これによって高圧油室１４は排油ポート７に連通され、サーボモータピストン１５に作用している高圧油は排油ポート７に排出され、主蒸気止め弁２０は閉弁する
【００３５】
以上のように、かかる実施形態によれば、高圧油を弁体２３内の高圧油通路４を通して弁体２３の背部に形成されたチャンバ５内に導き、高圧油室１４からの開弁力と逆方向、つまり前記オートストップ油圧Ｐ０ と同方向の閉弁方向に作用させることにより、高圧油の受圧面積を小さくしても所要の閉弁力を保持することができる。
【００３６】
尚、本発明は、上記実施形態に係る蒸気タービン主蒸気止め弁用危急排油弁に限らず、高圧油圧とこれよりも低圧の制御油圧との差圧により高圧油を排油する型式の排油弁に拡く適用できる。
【００３７】
【発明の効果】
以上記載のごとく本発明によれば、チャンバ内の高圧油圧を導入して弁体の閉弁方向に作用させることにより、該チャンバ内の高圧油圧による力が制御油室内の制御油圧による力と同方向に作用して弁体の開弁力として付加されるので、高圧油の受圧面積を小さくしても、圧力の異なる油圧をバランスさせて、所要の閉弁力を保持することができる。
【００３８】
これによって、弁体の外径を小さくし排油弁を小型化することができるとともに、従来技術のように高圧油室への高圧油通路を絞ることを必要とすることなく、迅速な排油をなすことができる。
従って蒸気タービンの主蒸気止め弁においては、前記高圧油通路を絞ることによる弁の閉鎖速度の低下が回避され迅速な危急排油をなすことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る蒸気タービン主蒸気止め弁用危急排油弁の縦断面図である。
【図２】蒸気タービン用主蒸気止め弁及びその開閉装置の１例を示す構成図である。
【図３】上記主蒸気止め弁及び開閉装置の他の例を示す構成図である。
【図４】従来技術に係る危急排油弁の縦断面図である。
【符号の説明】
１ 危急排油弁
２ ピストン
３ ブッシュ
４ 高圧油通路
５ チャンバ
７ 排油ポート
８ 段差部
１２ 高圧油室
１３ オートストップ油管
１４ 高圧油室
１５ サーボモータピストン
１６ 高圧油管
１８ 高圧ポート
２０ 主蒸気止め弁
２１ オートストップ油室
２１ａ スプリング
２２ サーボモータシリンダ
２３ 弁体
２４ カバー
２５、２６ 通路

Claims (2)

1. サーボピストン等の油圧機器を駆動する高圧油が通流する高圧油室と排油室との間に設けられて、前記高圧油室の油圧（Ｐ１）と制御油室（油圧面積Ａ３）の油圧（Ｐ０）との差によって前記高圧油室と排油室との間を開閉する排油弁において、
   前記排油弁の高圧油室と排油室を通流するサーボシリンダ内に固着され、下部が高圧油室側に開口する大径孔部と、上部が制御油室に貫通する小径孔部を有し、その外周に排油室と連通する中空のブッシュ内に往復摺動自在に嵌合された弁体とを有し、
   前記弁体は、高圧室側外周部にシート面を有して内周側に高圧室側からスプリング（バネ力Ｆ）によって付勢されバネ収納部を周するシート部と、ブッシュ大径孔部に摺動自在に嵌合する大径部と、大径部から段差を持って制御油室に貫通するブッシュ小径孔部に摺動自在に嵌合する小径部とから形成され、
   前記ブッシュ大径孔部と段差上の小径部とブッシュ大径孔部間に形成されるチャンバ（受圧面積Ａ２）に向けてシート部のバネ収納部側から貫通する高圧通路と、前記高圧室側に望む高圧通路内周側に形成される高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）とよりなり、
   （Ａ１−Ａ２）・Ｐ１＋Ｆ１＜Ａ３・Ｐ０
   （Ｐ１：高圧油の圧力、Ｐ０：制御油の圧力）
   の関係になるように、弁体の高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）、チャンバの受圧面積Ａ２、弁体の制御油側に臨む小径部（受圧面積Ａ３）をスプリングばね力Ｆを設定したことを特徴とする排油弁。
2. 主蒸気止め弁のサーボピストンを駆動する高圧油が通流する高圧油系と排油系との間に設けられて、前記高圧油系の油圧（Ｐ１）と制御油系（油圧面積Ａ３）の油圧（Ｐ０）との差によって前記高圧油系と排油系との間を開閉する危急排油弁を備えた蒸気タービンにおいて、
   前記危急排油弁は、
   前記排油弁の高圧油系と排油系を通流するサーボシリンダ内に固着され、下部が高圧油系側に開口する大径孔部と、上部が制御油系に貫通する小径孔部を有し、その外周に排油系と連通する中空のブッシュ内に往復摺動自在に嵌合された弁体とを有し、
   前記弁体は、高圧室側外周部にシート面を有して内周側に高圧室側からスプリング（バネ力Ｆ）によって付勢されバネ収納部を周するシート部と、ブッシュ大径孔部に摺動自在に嵌合する大径部と、大径部から段差を持って制御油系に貫通するブッシュ小径孔部に摺動自在に嵌合する小径部とから形成され、
   前記ブッシュ大径孔部と段差上の小径部とブッシュ大径孔部間に形成されるチャンバ（受圧面積Ａ２）に向けてシート部のバネ収納部側から貫通する高圧通路と、前記高圧室側に望む高圧通路内周側に形成される高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）とよりなり、
   （Ａ１−Ａ２）・Ｐ１＋Ｆ１＜Ａ３・Ｐ０
   （Ｐ１：高圧油の油圧、Ｐ０：制御油の油圧）
   の関係になるように、弁体の高圧油受圧部（受圧面積Ａ１）、チャンバの受圧面積Ａ２、弁体の制御油側に臨む小径部（受圧面積Ａ３）をスプリングばね力Ｆを設定した排油弁であることを特徴とする蒸気タービン。

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