JP6523940B2 - Thermal power plant and method of operating the same - Google Patents

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本発明の実施形態は、火力発電プラント、および、その運転方法に関する。   Embodiments of the present invention relate to a thermal power plant and a method of operating the same.

図１２は、関連技術に係る火力発電プラントの概要を模式的に系統図である。   FIG. 12 is a schematic diagram schematically showing a thermal power plant according to a related art.

図１２に示すように、火力発電プラント１において、ボイラ１００は、蒸気発生器１０１と再熱器１０２とを有する。蒸気タービン部１１０は、高圧タービン１１１と中圧タービン１１２と低圧タービン１１３とを有する。主蒸気系１２０は、主蒸気止め弁１２１と蒸気加減弁１２２（流量制御弁）とを有する。再熱蒸気系１３０は、再熱蒸気止め弁１３１とインターセプト弁１３２とを有する。復水給水系１４０は、復水器１４１と給水ポンプ１４２とを有する。低温再熱系１５０は、逆止弁１５１を有する。高圧タービンバイパス系１６０は、高圧タービンバイパス弁１６１を有する。低圧タービンバイパス系１７０は、低圧タービンバイパス弁１７１を有する。   As shown in FIG. 12, in the thermal power plant 1, the boiler 100 has a steam generator 101 and a reheater 102. The steam turbine unit 110 includes a high pressure turbine 111, an intermediate pressure turbine 112, and a low pressure turbine 113. The main steam system 120 has a main steam stop valve 121 and a steam control valve 122 (flow control valve). The reheat steam system 130 has a reheat steam stop valve 131 and an intercept valve 132. The condensed water supply system 140 has a condenser 141 and a water supply pump 142. The low temperature reheat system 150 has a check valve 151. The high pressure turbine bypass system 160 has a high pressure turbine bypass valve 161. The low pressure turbine bypass system 170 has a low pressure turbine bypass valve 171.

火力発電プラント１では、ボイラ１００の蒸気発生器１０１が主蒸気を発生し、その主蒸気が主蒸気系１２０（主蒸気管）を流れる。主蒸気は、主蒸気止め弁１２１および蒸気加減弁１２２を介して、高圧タービン１１１に作動流体として供給される。そして、主蒸気は、高圧タービン１１１において膨張して仕事を行い、高圧タービン１１１から排気蒸気として排出される。高圧タービン１１１から排気された排気蒸気は、低温再熱系１５０（低温再熱管）を流れる。その排気蒸気は、逆止弁１５１を介して、ボイラ１００の再熱器１０２に流れ、再熱器１０２で再熱される。再熱器１０２で再熱された蒸気は、再熱蒸気として再熱蒸気系１３０（再熱蒸気管）を流れる。再熱蒸気は、再熱蒸気止め弁１３１およびインターセプト弁１３２を介して、中圧タービン１１２に作動流体として供給される。そして、再熱蒸気は、中圧タービン１１２において膨張して仕事を行った後に、低圧タービン１１３において膨張して仕事を行う。低圧タービン１１３から排出された排気蒸気は、復水器１４１で凝縮されて復水になり、給水ポンプ１４２に供給される。そして、その復水は、給水ポンプ１４２において加圧され、蒸気発生器１０１に給水として供給される。給水ポンプ１４２で加圧された給水は、蒸気発生器１０１において加熱され、上述したように、主蒸気として高圧タービン１１１に供給される。火力発電プラント１では、高圧タービン１１１と中圧タービン１１２と低圧タービン１１３とのそれぞれは、回転軸が連結されており、回転軸の回転によって発電機（図示省略）が駆動するように構成されている。   In the thermal power plant 1, the steam generator 101 of the boiler 100 generates main steam, which flows through the main steam system 120 (main steam pipe). Main steam is supplied as a working fluid to the high pressure turbine 111 via the main steam stop valve 121 and the steam control valve 122. Then, the main steam is expanded in the high pressure turbine 111 to perform work, and is discharged from the high pressure turbine 111 as exhaust steam. Exhaust steam exhausted from the high pressure turbine 111 flows through the low temperature reheat system 150 (low temperature reheat pipe). The exhaust vapor flows through the check valve 151 to the reheater 102 of the boiler 100 and is reheated in the reheater 102. The steam reheated by the reheater 102 flows through the reheat steam system 130 (reheat steam pipe) as reheat steam. The reheated steam is supplied as a working fluid to the intermediate pressure turbine 112 via the reheat steam stop valve 131 and the intercept valve 132. Then, the reheated steam expands and performs work in the intermediate pressure turbine 112, and then expands and performs work in the low pressure turbine 113. Exhaust steam discharged from the low pressure turbine 113 is condensed by the condenser 141 to be condensed water, and is supplied to the feed water pump 142. Then, the condensed water is pressurized in the water supply pump 142 and supplied to the steam generator 101 as water supply. The feed water pressurized by the feed pump 142 is heated in the steam generator 101 and supplied to the high pressure turbine 111 as the main steam as described above. In the thermal power plant 1, each of the high-pressure turbine 111, the medium-pressure turbine 112, and the low-pressure turbine 113 has a rotary shaft coupled thereto, and a generator (not shown) is driven by rotation of the rotary shaft. There is.

低圧タービンバイパス系１７０は、再熱蒸気系１３０において再熱蒸気止め弁１３１よりも上流側に位置する分岐点に配管の一端が接続されていると共に、配管の他端が復水器１４１に接続されている。低圧タービンバイパス系１７０においては、たとえば、再熱蒸気の圧力と温度との少なくとも一方が予め定められた値に達していないときに、その再熱蒸気が低圧タービンバイパス弁１７１を介して復水器１４１に流れる。   In the low-pressure turbine bypass system 170, one end of a pipe is connected to a branch point located upstream of the reheat steam stop valve 131 in the reheat steam system 130, and the other end of the pipe is connected to the condenser 141 It is done. In the low pressure turbine bypass system 170, for example, when at least one of the pressure and the temperature of the reheated steam has not reached a predetermined value, the reheated steam is condensed via the low pressure turbine bypass valve 171. It flows to 141.

高圧タービンバイパス系１６０は、主蒸気系１２０において主蒸気止め弁１２１よりも上流側に位置する分岐点に配管の一端が接続されていると共に、配管の他端が低温再熱系１５０に接続されている。高圧タービンバイパス系１６０においては、たとえば、主蒸気の圧力と温度との少なくとも一方が予め定められた値に達していないときに、その主蒸気が高圧タービンバイパス弁１６１を介して低温再熱系１５０と低圧タービンバイパス系１７０とを順次流れた後に、復水器１４１に流れる。この他に、負荷遮断などのように異常事態が発生して主蒸気の流量が過剰になった場合に、主蒸気が各部を経由して復水器１４１に流れる。   In the high-pressure turbine bypass system 160, one end of a pipe is connected to a branch point located upstream of the main steam stop valve 121 in the main steam system 120, and the other end of the pipe is connected to the low temperature reheat system 150. ing. In high pressure turbine bypass system 160, for example, when at least one of the pressure and temperature of the main steam has not reached a predetermined value, the main steam is cooled by low temperature reheat system 150 via high pressure turbine bypass valve 161. And the low pressure turbine bypass system 170, and then flow to the condenser 141. In addition to this, when an abnormal situation occurs such as load interruption and the flow rate of the main steam becomes excessive, the main steam flows to the condenser 141 via each part.

上記の火力発電プラント１においては、タービン調速方法として、絞り調速方式（全周噴射方式）とノズル締切調速方式（部分噴射方式）との二つの方式が代表的に広く採用されている。   In the thermal power plant 1 described above, two methods of the throttle control method (entire circumferential injection method) and the nozzle cut-off control method (partial injection method) are representatively widely adopted as a turbine control method. .

まず、絞り調速方式の具体的内容について説明する。   First, the specific content of the aperture control system will be described.

図１３，図１４，図１５は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法として、絞り調速方式を説明するための図である。   FIG.13, FIG.14, FIG.15 is a figure for demonstrating the throttling control system as a turbine control method in the thermal-power-generation plant which concerns on related technology.

図１３は、関連技術に係る火力発電プラント１（図１２参照）において、高圧タービン１１１と蒸気加減弁１２２とが設けられた部分の概要を模式的に示す図である。ここでは、蒸気加減弁１２２が２つの弁体を有する場合について示している。   FIG. 13 is a view schematically showing an outline of a portion where the high pressure turbine 111 and the steam control valve 122 are provided in the thermal power plant 1 (see FIG. 12) according to the related art. Here, the case where the steam control valve 122 has two valve bodies is shown.

図１４は、関連技術に係る火力発電プラント１において、蒸気加減弁１２２の動作を制御する制御装置４００の概要を示すブロック図である。   FIG. 14 is a block diagram showing an outline of a control device 400 that controls the operation of the steam control valve 122 in the thermal power plant 1 according to the related art.

図１５は、関連技術に係る火力発電プラント１において、蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度を示すグラフ（弁開度特性）である。図１５においては、横軸がタービン負荷ＴＬ（％）（要求蒸気流量）を示し、縦軸が蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度Ｋ（％）を示している。タービン負荷ＴＬは、定格負荷を１００％とした場合の割合を示す。また、弁体の開度Ｋは、全開状態を１００％とした場合の割合を示している。それぞれについて、以降、％の表示を省略する。   FIG. 15 is a graph (valve opening degree characteristic) showing the opening degree of a plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122 in the thermal power plant 1 according to the related art. In FIG. 15, the horizontal axis indicates the turbine load TL (%) (required steam flow rate), and the vertical axis indicates the opening degree K (%) of the plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122. The turbine load TL indicates the ratio when the rated load is 100%. Further, the opening degree K of the valve body indicates the ratio when the fully open state is 100%. For each, the display of% is omitted hereinafter.

図１３に示すように、高圧タービン１１１においては、蒸気室２０から作動蒸気が供給された後に、複数段のタービン段落２１（第１段タービン段落２１ａ，第２段タービン段落２１ｂ）に供給され、タービンロータ（図示省略）が回転する。図示を省略しているが、複数段のタービン段落２１は、タービンロータの回転軸に沿った軸方向に配列されている。複数段のタービン段落２１のそれぞれは、ノズル部２１１（静翼部）と動翼部２１２とを有する。図示を省略しているが、ノズル部２１１においては、複数の静翼（図示省略）が回転方向に配列されており、動翼部２１２においては、複数の動翼（図示省略）が回転方向に配列されている。   As shown in FIG. 13, in the high pressure turbine 111, after the working steam is supplied from the steam chamber 20, the working steam is supplied to the multiple turbine stages 21 (first stage turbine stage 21 a, second stage turbine stage 21 b), Turbine rotor (not shown) rotates. Although not shown, the plurality of turbine stages 21 are arranged in the axial direction along the rotation axis of the turbine rotor. Each of the plurality of stages of turbine stages 21 has a nozzle portion 211 (a stationary blade portion) and a moving blade portion 212. Although not shown, in the nozzle portion 211, a plurality of stationary blades (not shown) are arranged in the rotational direction, and in the moving blade portion 212, a plurality of moving blades (not shown) are arranged in the rotational direction. It is arranged.

図１３に示すように、蒸気加減弁１２２は、複数の弁体３１を有する。ここでは、蒸気加減弁１２２は、複数の弁体３１として、第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂとが設けられている。蒸気加減弁１２２は、弁ケーシング（図示省略）の内部において、第１弁体３１ａの移動により開度を調整すると共に、第２弁体３１ｂの移動により開度を調整することによって、主蒸気の流量を調整する。   As shown in FIG. 13, the steam control valve 122 has a plurality of valve bodies 31. Here, the steam control valve 122 is provided with a first valve body 31 a and a second valve body 31 b as the plurality of valve bodies 31. The steam control valve 122 adjusts the opening degree by the movement of the first valve body 31a inside the valve casing (not shown), and adjusts the opening degree by the movement of the second valve body 31b, thereby the main steam Adjust the flow rate.

図１４に示すように、制御装置４００は、速度制御回路４０１と負荷制御回路４０２と加減算器４０３と演算信号分配器４０４と第１関数器４０５ａと第２関数器４０５ｂとを有する。制御装置４００の各部は、たとえば、メモリ装置が記憶しているプログラムを用いて演算器が演算処理を行うように構成されており、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度とのそれぞれを制御する。   As shown in FIG. 14, the control device 400 includes a speed control circuit 401, a load control circuit 402, an adder / subtractor 403, an arithmetic signal distributor 404, a first function unit 405a, and a second function unit 405b. Each part of control device 400 is configured such that the arithmetic unit performs arithmetic processing using a program stored in the memory device, for example, and the opening degree of first valve body 31a and the opening degree of second valve body 31b. Control each of the degrees.

制御装置４００においては、速度制御回路４０１がタービン回転数制御信号Ｓ４０１を加減算器４０３に出力し、負荷制御回路４０２がタービン負荷設定信号Ｓ４０２を加減算器４０３に出力する。加減算器４０３は、タービン回転数制御信号Ｓ４０１とタービン負荷設定信号Ｓ４０２とを突き合わせた結果に応じて、タービン回転数制御信号Ｓ４０１とタービン負荷設定信号Ｓ４０２との間において加算処理または減算処理を行うことで、加減算演算信号Ｓ４０３を求め、演算信号分配器４０４に出力する。演算信号分配器４０４は、その加減算演算信号Ｓ４０３をタービン負荷信号Ｓ４０４（流量要求信号）として第１関数器４０５ａと第２関数器４０５ｂとのそれぞれに分配する。   In the control device 400, the speed control circuit 401 outputs the turbine speed control signal S401 to the adder / subtractor 403, and the load control circuit 402 outputs the turbine load setting signal S402 to the adder / subtractor 403. The adder / subtractor 403 performs addition processing or subtraction processing between the turbine rotational speed control signal S401 and the turbine load setting signal S402 according to the result of matching the turbine rotational speed control signal S401 and the turbine load setting signal S402. Then, the addition / subtraction operation signal S403 is obtained and output to the operation signal distributor 404. The operation signal distributor 404 distributes the addition / subtraction operation signal S403 as a turbine load signal S404 (flow rate request signal) to each of the first function unit 405a and the second function unit 405b.

第１関数器４０５ａは、第１の関数Ｋ４０５ａを記憶しており、その第１の関数Ｋ４０５ａを用いて、タービン負荷信号Ｓ４０４に応じた第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａ（第１弁リフト信号）を演算する。第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４を入力信号（独立変数）とし、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａを出力信号（従属変数）とした関数である。   The first function unit 405a stores a first function K405a, and uses the first function K405a to calculate a first valve opening degree operation signal S405a (first valve lift signal) according to the turbine load signal S404. Calculate). The first function K405a is a function in which the turbine load signal S404 is an input signal (independent variable) and the first valve opening calculation signal S405a is an output signal (dependent variable).

同様に、第２関数器４０５ｂは、予め記憶された第２の関数Ｋ４０５ｂを用いて、タービン負荷信号Ｓ４０４に応じた第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂ（第２弁リフト信号）を演算し出力する。   Similarly, the second function unit 405b calculates and outputs a second valve opening degree operation signal S405b (second valve lift signal) according to the turbine load signal S404 using a second function K405b stored in advance. Do.

絞り調速方式においては、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値および第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値の両者は、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値に対して、同じ割合で増加する。   In the throttle control system, both the signal value of the first valve opening calculation signal S405a and the signal value of the second valve opening calculation signal S405b are at the same ratio to the signal value of the turbine load signal S404. To increase.

第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａは、第１弁体３１ａを駆動する駆動装置（図示省略）に出力され、第１弁体３１ａの開度が第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａに応じた開度に調整される。第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂは、第２弁体３１ｂを駆動する駆動装置（図示省略）に出力され、第２弁体３１ｂの開度が第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂに応じた開度に調整される。   The first valve opening degree calculation signal S405a is output to a drive (not shown) for driving the first valve body 31a, and the opening degree of the first valve body 31a corresponds to the first valve opening degree calculation signal S405a. Adjusted to the opening degree. The second valve opening degree computing signal S405b is output to a drive (not shown) for driving the second valve body 31b, and the opening degree of the second valve body 31b corresponds to the second valve opening degree computing signal S405b. Adjusted to the opening degree.

このため、絞り調速方式においては、図１３および図１５に示すように、タービン負荷ＴＬ（タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値）に応じて、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとが互いに同じになるように、制御される。したがって、絞り調速方式では、複数の蒸気入口管のそれぞれに主蒸気が均一に割り振られるので、蒸気室２０の内部においては温度差が生じない。   For this reason, in the throttle control system, as shown in FIGS. 13 and 15, the opening degree K of the first valve body 31a and the second valve body according to the turbine load TL (signal value of the turbine load signal S404). It is controlled so that the opening degree K of 31b becomes the same as each other. Therefore, in the throttling control system, the main steam is uniformly allocated to each of the plurality of steam inlet pipes, so that no temperature difference occurs in the steam chamber 20.

しかしながら、定格負荷運転でなく、部分負荷運転が行われる場合には、複数の弁体３１（第１弁体３１ａ，第２弁体３１ｂ）の開度Ｋのそれぞれが全開状態よりも小さい開度に絞られた弁体を含む。このため、蒸気加減弁１２２において、絞り損失が発生する。その結果、絞り調速方式で部分負荷運転を行う場合には、タービン内部効率が低下する。   However, when partial load operation is performed instead of rated load operation, each of the opening degrees K of the plurality of valve bodies 31 (the first valve body 31a, the second valve body 31b) is smaller than the fully open state Including a squeezed valve body. Therefore, a throttling loss occurs in the steam control valve 122. As a result, when performing partial load operation by the throttle control system, the turbine internal efficiency is reduced.

つぎに、図１６，図１７，図１８を用いてタービン調速方法としてノズル締切調速方式を説明する。   Next, a nozzle shutoff speed control system will be described as a turbine speed control method with reference to FIGS. 16, 17 and 18.

ノズル締切調速方式においては、蒸気室２０は、図１６に示すように、絞り調速方式の場合（図１３参照）と異なり、仕切り（図示省略）によって、第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２とに区画されている。そして、第１蒸気室部２０１は、第１弁体３１ａが開けられることで主蒸気が流れ、第２蒸気室部２０２は、第２弁体３１ｂが開けられることで主蒸気が流れる。ノズル締切調速方式では、第１段タービン段落２１ａのノズル部２１１は、調速段と呼ばれており、第１蒸気室部２０１に連通する調速段を通過した蒸気と第２蒸気室部２０２に連通する調速段を通過した蒸気とが合流し、第２段タービン段落２１ｂへ流れる。   In the nozzle cut-off speed control system, as shown in FIG. 16, the steam chamber 20 is different from the throttle speed control system (see FIG. 13), and the first steam chamber portion 201 and the second steam chamber portion 201 are separated by partitions (not shown). It is divided into a steam chamber 202. Then, in the first steam chamber 201, main steam flows when the first valve body 31a is opened, and in the second steam chamber 202, main steam flows when the second valve body 31b is opened. In the nozzle shutoff speed control system, the nozzle portion 211 of the first stage turbine stage 21a is called a speed control stage, and the steam that has passed through the speed control stage in communication with the first steam chamber portion 201 and the second steam chamber portion The steam that has passed through the speed adjustment stage in communication with 202 merges and flows to the second stage turbine stage 21b.

また、図１７に示すように、ノズル締切調速方式では、第１の関数Ｋ４０５ａおよび第２の関数Ｋ４０５ｂが、絞り調速方式の場合（図１４参照）と異なっている。   Further, as shown in FIG. 17, in the nozzle shutoff speed control system, the first function K405a and the second function K405b are different from those in the aperture speed control system (see FIG. 14).

具体的には、第１の関数Ｋ４０５ａにおいては、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値（タービン負荷ＴＬ）が０から増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が０から増加して１００になる。   Specifically, in the first function K405a, as the signal value (turbine load TL) of the turbine load signal S404 increases from 0, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a increases from 0 It will be 100.

これに対して、第２の関数Ｋ４０５ｂにおいては、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０から所定値までの範囲では、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０である。第２の関数Ｋ４０５ｂでは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が所定値から増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０から増加して１００になる。   On the other hand, in the second function K405b, the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b is 0 when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range from 0 to a predetermined value. In the second function K405b, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from the predetermined value, the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b increases from 0 to 100.

このため、ノズル締切調速方式においては、図１８に示すように、タービン負荷ＴＬに応じて、第１弁体３１ａの開度Ｋが第２弁体３１ｂの開度Ｋよりも先に大きくなる。そして、第１弁体３１ａの開度Ｋが全開状態になった後に、第２弁体３１ｂの開度Ｋが大きくなって全開状態になる。したがって、部分負荷運転の際には、第１弁体３１ａが全開状態である時間が、絞り調速方式の場合よりも長くなるので、絞り損失が小さく、タービン内部効率が大きい。   Therefore, in the nozzle shutoff speed control system, as shown in FIG. 18, the opening degree K of the first valve body 31a becomes larger than the opening degree K of the second valve body 31b according to the turbine load TL. . Then, after the opening degree K of the first valve body 31a is fully opened, the opening degree K of the second valve body 31b is increased to be fully opened. Therefore, during partial load operation, the time when the first valve body 31a is fully open is longer than in the case of the throttle control system, so the throttling loss is small and the turbine internal efficiency is large.

しかしながら、蒸気室２０が仕切りで第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２とに区画されているので、定格負荷運転の際には、蒸気室２０において周方向の流れが阻害される。その結果、ノズル締切調速方式で定格負荷運転を行う際には、タービン内部効率が低下する。   However, since the steam chamber 20 is partitioned into the first steam chamber portion 201 and the second steam chamber portion 202, the flow in the circumferential direction in the steam chamber 20 is hindered in rated load operation. As a result, when performing rated load operation by the nozzle cut-off speed control system, the turbine internal efficiency is reduced.

さらに、火力発電プラント１においては、ボイラ１００が発生する主蒸気の圧力を制御する圧力制御方式として、定圧方式と変圧方式との二つの方式がある。   Furthermore, in the thermal power plant 1, as a pressure control method for controlling the pressure of the main steam generated by the boiler 100, there are two methods, a constant pressure method and a transformation method.

図１９は、関連技術において、圧力制御方式（定圧方式，変圧方式）を説明するための図である。図１９において、縦軸は、ボイラ１００が発生する主蒸気の圧力Ｐを示しており、横軸は、タービン負荷ＴＬを示している。   FIG. 19 is a diagram for explaining a pressure control method (constant pressure method, transformation method) in the related art. In FIG. 19, the vertical axis represents the pressure P of the main steam generated by the boiler 100, and the horizontal axis represents the turbine load TL.

定圧方式は、タービン負荷ＴＬの増加に関わらずに、主蒸気の圧力Ｐを一定に保持させる圧力制御方式である。たとえば、図１９の線ＤＲ１で示すように、定圧方式では、タービン負荷ＴＬが０から１００（定格負荷）までの範囲において、主蒸気の圧力Ｐが第２の圧力Ｐ２で一定になるように、ボイラ１００の動作が制御される。この他に、図１９の線ＤＲ２で示すように、定圧方式では、タービン負荷ＴＬが０から１００より小さい所定値ＴＬ１までの範囲において、主蒸気の圧力Ｐが第１の圧力Ｐ１で一定になるように、ボイラ１００の動作が制御される。定圧方式においては、蒸気加減弁１２２の絞り損失が大きい。   The constant pressure system is a pressure control system that keeps the pressure P of the main steam constant regardless of the increase of the turbine load TL. For example, as shown by line DR1 in FIG. 19, in the constant pressure system, the pressure P of the main steam is constant at the second pressure P2 in the range of 0 to 100 (rated load) of the turbine load TL. The operation of the boiler 100 is controlled. Besides, as shown by a line DR2 in FIG. 19, in the constant pressure system, the pressure P of the main steam becomes constant at the first pressure P1 in the range from the turbine load TL of 0 to a predetermined value TL1 smaller than 100. As such, the operation of the boiler 100 is controlled. In the constant pressure system, the throttling loss of the steam control valve 122 is large.

これに対して、変圧方式は、タービン負荷ＴＬがある一定値以上になると、タービン負荷の増加に伴って主蒸気の圧力Ｐを増加させる圧力制御方式である。たとえば、図１９の線ＤＲ２で示すように、変圧方式では、タービン負荷ＴＬが所定値ＴＬ１から１００までの範囲において、主蒸気の圧力Ｐが第１の圧力Ｐ１から第２の圧力Ｐ２に増加するように、ボイラ１００の動作が制御される。変圧方式においては、蒸気加減弁１２２の絞り損失が定圧方式よりも小さい。   On the other hand, the transformation method is a pressure control method in which the pressure P of the main steam is increased as the turbine load increases when the turbine load TL exceeds a certain value. For example, as shown by line DR2 in FIG. 19, in the transformation system, the pressure P of the main steam increases from the first pressure P1 to the second pressure P2 in the range of the turbine load TL from the predetermined value TL1 to 100. As such, the operation of the boiler 100 is controlled. In the transformation system, the throttling loss of the steam control valve 122 is smaller than that of the constant pressure system.

特開2005-291113号公報JP, 2005-291113, A 特開昭61-167102号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-167102 特開平1-6606号公報Unexamined-Japanese-Patent No. 1-6606

火力発電プラントは、発電効率の向上が求められている。このため、上記したタービン調速方法、および、圧力制御方式を適宜組み合わせて、火力発電プラント１の運転を行うことが提案されている。その組合せの一例を、図２０以降の図を用いて説明する。   Thermal power plants are required to improve power generation efficiency. Therefore, it has been proposed that the thermal power plant 1 be operated by appropriately combining the above-described turbine speed control method and pressure control method. An example of the combination will be described with reference to FIG.

図２０では、蒸気室２０に関して、タービンロータ（図示省略）の回転軸が沿った軸方向に対して直交する面を示している。   In FIG. 20, a plane orthogonal to the axial direction along the rotation axis of the turbine rotor (not shown) is shown with respect to the steam chamber 20.

本関連技術では、蒸気室２０は、仕切り２０ｐによって第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２とに区画されている。第１蒸気室部２０１は、第１弁体３１ａが開けられることで主蒸気が流れ、第２蒸気室部２０２は、第２弁体３１ｂが開けられることで主蒸気が流れる。ここでは、第１蒸気室部２０１から第１段タービン段落２１ａへ主蒸気が流れる流路の第１段ノズル面積と、第２蒸気室部２０２から第１段タービン段落２１ａへ主蒸気が流れる流路の第１段ノズル面積とが、互いに同じになるように構成されている（図１６参照）。   In the related art, the steam chamber 20 is divided into a first steam chamber portion 201 and a second steam chamber portion 202 by a partition 20p. In the first steam chamber portion 201, main steam flows when the first valve body 31a is opened, and in the second steam chamber portion 202, main steam flows when the second valve body 31b is opened. Here, the first stage nozzle area of the flow path in which the main steam flows from the first steam chamber portion 201 to the first stage turbine stage 21a, and the flow where the main steam flows from the second steam chamber portion 202 to the first stage turbine stage 21a The first stage nozzle areas of the channels are configured to be the same as each other (see FIG. 16).

図２１に示すように、本関連技術では、ボイラ１００（図１２参照）は、タービン負荷ＴＬに応じて、定圧方式ＣＤ１，ＣＤ２と変圧方式ＶＤとを切り替えるように制御される。図示を省略しているが、ボイラ１００の動作は、蒸気加減弁１２２と同様に、制御装置４００がタービン負荷ＴＬに応じて制御する。   As shown in FIG. 21, in the related art, the boiler 100 (see FIG. 12) is controlled to switch between the constant pressure method CD1 and CD2 and the transformation method VD according to the turbine load TL. Although illustration is omitted, the operation of the boiler 100 is controlled by the control device 400 according to the turbine load TL, similarly to the steam control valve 122.

具体的には、タービン負荷ＴＬが０からＬ１１（たとえば、Ｌ１１＝３０％）までの範囲においては、定圧方式ＣＤ１（第１の定圧方式）で運転を行う。タービン負荷ＴＬがＬ１１からＬ１２（Ｌ１２＞Ｌ１１，たとえば、Ｌ１２＝７０％）までの範囲においては、変圧方式ＶＤで運転を行う。タービン負荷ＴＬがＬ１２から１００までの範囲においては、定圧方式ＣＤ２（第２の定圧方式）で運転を行う。   Specifically, in the range from 0 to L11 (for example, L11 = 30%) of the turbine load TL, the operation is performed by the constant pressure method CD1 (first constant pressure method). When the turbine load TL is in the range from L11 to L12 (L12> L11, for example, L12 = 70%), operation is performed by the transformation type VD. When the turbine load TL is in the range from L12 to 100, operation is performed by the constant pressure method CD2 (second constant pressure method).

図２２に示すように、第１の関数Ｋ４０５ａおよび第２の関数Ｋ４０５ｂは、ノズル締切調速方式で火力発電プラントを運転するように設定されている。   As shown in FIG. 22, the first function K 405 a and the second function K 405 b are set to operate the thermal power plant in the nozzle shutoff rate control system.

具体的には、第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ１１まで増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が０から１００に増加するように設定されている。そして、第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１１から１００である範囲では、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００を保持するように設定されている。   Specifically, in the first function K405a, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from 0 to L11, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a increases from 0 to 100. It is set to. The first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening degree computing signal S405a is maintained at 100 when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of L11 to 100.

これに対して、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ１２（Ｌ１２＞Ｌ１１）である範囲では、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０を保持するように設定されている。そして、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１２から１００に増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０から１００に増加するように設定されている。   On the other hand, in the second function K405b, the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b holds 0 within the range where the signal value of the turbine load signal S404 is 0 to L12 (L12> L11). Is set as. Then, the second function K405b is set such that the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b increases from 0 to 100 as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L12 to 100. ing.

このため、本関連技術では、図２１および図２３に示すように、定圧方式ＣＤ１で運転を行う際には、タービン負荷ＴＬが０からＬ１１に増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋが大きくなり、第１弁体３１ａが全閉状態（Ｋ＝０）から全開状態（Ｋ＝１００）になる。このとき、第２弁体３１ｂは、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   Therefore, in the related art, as shown in FIG. 21 and FIG. 23, when operating with the constant pressure system CD1, as the turbine load TL increases from 0 to L11, the first valve body 31a is opened. The degree K increases, and the first valve body 31a changes from the fully closed state (K = 0) to the fully open state (K = 100). At this time, the second valve body 31 b holds the fully closed state (K = 0).

変圧方式ＶＤで運転を行う際には、タービン負荷ＴＬがＬ１１からＬ１２までの範囲において、第１弁体３１ａは、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。このとき、第２弁体３１ｂは、上記と同様に、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating with the transformation type VD, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L11 to L12. At this time, the second valve body 31 b holds the fully closed state (K = 0) as described above.

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際には、タービン負荷ＴＬがＬ１２から１００までの範囲において、第１弁体３１ａは全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。これに対して、第２弁体３１ｂは、上記と異なり、タービン負荷ＴＬに応じて開度Ｋが大きくなり、全閉状態（Ｋ＝０）から全開状態（Ｋ＝１００）になる。   When operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L12 to 100. On the other hand, the second valve body 31b is different from the above, and the opening degree K becomes large according to the turbine load TL, and changes from the fully closed state (K = 0) to the fully open state (K = 100).

上記のように、本関連技術では、火力発電プラントの発電効率を向上するために、ノズル締切調速方式の運転において、定圧方式ＣＤ１，ＣＤ２と変圧方式ＶＤとを組み合わせている。   As described above, in the related art, in order to improve the power generation efficiency of the thermal power plant, the constant pressure method CD1 and CD2 and the transformation method VD are combined in the operation of the nozzle cut-off speed control method.

しかしながら、本関連技術では、火力発電プラントの発電効率を十分に向上させることが容易でない。   However, in the related art, it is not easy to sufficiently improve the power generation efficiency of the thermal power plant.

具体的には、本関連技術では、定圧方式ＣＤ２で運転を行う際には、上記したように、先行弁である第１弁体３１ａが全開状態であるときに、後行弁である第２弁体３１ｂの開度Ｋがタービン負荷ＴＬに応じて大きくなる。このため、第２弁体３１ｂが開いて流れる蒸気において、圧力損失が大きくなる。   Specifically, in the related art, when operating with the constant pressure method CD2, as described above, when the first valve body 31a which is the leading valve is fully open, the second valve which is the trailing valve is operated. The opening degree K of the valve body 31b becomes large according to the turbine load TL. For this reason, in the steam which the second valve body 31b opens and flows, the pressure loss increases.

この他に、定圧方式ＣＤ２で運転を行う際には、第１弁体３１ａが開いて第１蒸気室部２０１（図１６参照）に流れる蒸気の流量と、第２弁体３１ｂが開いて第２蒸気室部２０２（図１６参照）に流れる蒸気の流量とが、互いに異なる。これにより、第１段タービン段落２１ａのノズル部２１１を通過後においては、第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２とのそれぞれから、流量が互いに異なる蒸気が合流するので、蒸気室２０において周方向に蒸気が移動するときの速度エネルギーについて損失（周方向エネルギー損失）が生ずる。初段ノズルを通過する蒸気の流量が設計値から乖離した場合、ノズルの段落効率が低下する。   In addition to this, when operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a is opened and the flow rate of steam flowing to the first steam chamber 201 (see FIG. 16) and the second valve body 31b is opened. The flow rates of the steam flowing into the two steam chamber portions 202 (see FIG. 16) are different from each other. As a result, after passing through the nozzle portion 211 of the first stage turbine stage 21a, steam having different flow rates merges from each of the first steam chamber portion 201 and the second steam chamber portion 202. There is a loss (circumferential energy loss) of the velocity energy as the steam moves in the circumferential direction at. If the flow rate of steam passing through the first stage nozzle deviates from the design value, the stage efficiency of the nozzle decreases.

その結果、本関連技術では、タービン内部効率（タービン調速段効率）が低下し、エネルギーを効率的に利用することが容易でない。   As a result, in the related art, the turbine internal efficiency (turbine control stage efficiency) decreases, and it is not easy to efficiently use energy.

したがって、本発明が解決しようとする課題は、タービン内部効率を向上可能な、火力発電プラント、および、その運転方法を提供することである。   Therefore, the problem to be solved by the present invention is to provide a thermal power plant and an operating method thereof capable of improving the turbine internal efficiency.

実施形態の火力発電プラントは、ボイラと蒸気タービン部と蒸気加減弁と制御装置とを有する。蒸気タービン部は、ボイラで発生した主蒸気が蒸気室に作動流体として流入する。蒸気加減弁は、ボイラから蒸気室に流れる主蒸気の流量を調整する。制御装置は、蒸気加減弁の動作をタービン負荷に応じて制御する。ここでは、蒸気加減弁は、第１弁体と第２弁体とを含む。蒸気室は、第１蒸気室部と第２蒸気室部とを含み、第１弁体が開けられることで第１蒸気室部に主蒸気が流入し、第２弁体が開けられることで第２蒸気室部に主蒸気が流入する。制御装置は、タービン負荷が第１負荷から当該第１負荷よりも大きい第２負荷までの範囲では、第１弁体の開度が全開状態を保持すると共に、第２弁体の開度がタービン負荷の増加に応じて全閉状態から第１開度になるように、蒸気加減弁の動作を制御する。制御装置は、タービン負荷が第２負荷であるときには、第１弁体の開度が全開状態から第２開度になると共に、第２弁体の開度が第１開度から第２開度になるように、蒸気加減弁の動作を制御する。制御装置は、タービン負荷が第２負荷から増加するに伴って、第１弁体および第２弁体が同じ開度で第２開度から全開状態になる部分を含むように、蒸気加減弁の動作を制御する。   The thermal power plant of the embodiment includes a boiler, a steam turbine unit, a steam control valve, and a control device. In the steam turbine unit, main steam generated in the boiler flows into the steam chamber as a working fluid. The steam control valve regulates the flow rate of the main steam flowing from the boiler to the steam chamber. The controller controls the operation of the steam control valve according to the turbine load. Here, the steam control valve includes a first valve body and a second valve body. The steam chamber includes a first steam chamber portion and a second steam chamber portion, and when the first valve body is opened, main steam flows into the first steam chamber portion, and the second valve body is opened. 2 Main steam flows into the steam chamber. The controller maintains the opening degree of the first valve body in the fully open state and the opening degree of the second valve body in the turbine load within the range from the first load to the second load greater than the first load. The operation of the steam control valve is controlled so that the first opening degree is reached from the fully closed state according to the increase of the load. When the turbine load is the second load, the controller changes the opening degree of the first valve body from the fully open state to the second opening degree, and the opening degree of the second valve body from the first opening degree to the second opening degree Control the operation of the steam control valve so that The controller controls the steam control valve to include a portion where the first valve body and the second valve body move from the second opening degree to the fully open state at the same opening degree as the turbine load increases from the second load. Control the operation.

図１は、第１実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 1 is a view for explaining a thermal power plant according to the first embodiment. 図２は、第１実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 2 is a view for explaining a thermal power plant according to the first embodiment. 図３は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、蒸気加減弁で生ずる圧力損失（絞り損失）のシミュレーション結果を示すグラフである。FIG. 3 is a graph showing simulation results of pressure loss (throttling loss) generated by the steam control valve in the thermal power plant according to the first embodiment. 図４は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、周方向エネルギー損失のシミュレーション結果を示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing simulation results of circumferential energy loss in the thermal power plant according to the first embodiment. 図５は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、タービン内部効率のシミュレーション結果を示すグラフである。FIG. 5 is a graph showing simulation results of turbine internal efficiency in the thermal power plant according to the first embodiment. 図６は、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 6 is a diagram for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図７は、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 7 is a diagram for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図８は、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 8 is a diagram for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図９Ａは、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 9A is a diagram for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図９Ｂは、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 9B is a view for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図９Ｃは、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 9C is a diagram for describing a thermal power plant according to a second embodiment. 図９Ｄは、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 9D is a view for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図１０は、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 10 is a diagram for explaining a thermal power plant according to a second embodiment. 図１１は、第２実施形態に係る火力発電プラントについて、タービン内部効率を示す図である。FIG. 11 is a diagram showing the turbine internal efficiency of the thermal power plant according to the second embodiment. 図１２は、関連技術に係る火力発電プラントを示す系統図である。FIG. 12 is a system diagram showing a thermal power plant according to a related art. 図１３は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法として、絞り調速方式を説明するための図である。FIG. 13 is a diagram for explaining a throttle control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１４は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法として、絞り調速方式を説明するための図である。FIG. 14 is a diagram for explaining a throttle control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１５は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法として、絞り調速方式を説明するための図である。FIG. 15 is a diagram for explaining a throttle control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１６は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法としてノズル締切調速方式を説明するための図である。FIG. 16 is a diagram for explaining a nozzle cut-off control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１７は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法としてノズル締切調速方式を説明するための図である。FIG. 17 is a diagram for explaining a nozzle cut-off control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１８は、関連技術に係る火力発電プラントにおいて、タービン調速方法としてノズル締切調速方式を説明するための図である。FIG. 18 is a view for explaining a nozzle cut-off control system as a turbine control method in a thermal power plant according to a related art. 図１９は、関連技術において、圧力制御方式（定圧方式，変圧方式）を説明するための図である。FIG. 19 is a diagram for explaining a pressure control method (constant pressure method, transformation method) in the related art. 図２０は、関連技術に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 20 is a diagram for explaining a thermal power plant according to a related art. 図２１は、関連技術に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 21 is a diagram for describing a thermal power plant according to a related art. 図２２は、関連技術に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 22 is a diagram for describing a thermal power plant according to a related art. 図２３は、関連技術に係る火力発電プラントを説明するための図である。FIG. 23 is a diagram for describing a thermal power plant according to a related art.

実施形態について、図面を参照して説明する。   Embodiments will be described with reference to the drawings.

＜第１実施形態＞
図１，図２は、第１実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。 First Embodiment
1 and 2 are views for explaining a thermal power plant according to the first embodiment.

図１は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、制御装置４００の概要を示すブロック図である。図１では、図２２と異なり、制御装置４００のうち、速度制御回路４０１と負荷制御回路４０２と加減算器４０３との図示を省略し、演算信号分配器４０４と第１関数器４０５ａと第２関数器４０５ｂとを拡大して図示している。   FIG. 1 is a block diagram showing an outline of a control device 400 in the thermal power plant according to the first embodiment. 1, the speed control circuit 401, the load control circuit 402, and the adder-subtractor 403 in the control device 400 are not shown, unlike FIG. 22, and the arithmetic signal distributor 404, the first function unit 405a, and the second function are omitted. And an enlarged view of the vessel 405b.

図１においては、第１関数器４０５ａが有する第１の関数Ｋ４０５ａと、第２関数器４０５ｂが有する第２の関数Ｋ４０５ｂとについて、本実施形態の場合に関して太い実線で示している。この他に、図１において、第１関数器４０５ａおよび第２関数器４０５ｂには、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者を絞り調速方式で調整するときに用いる関数ＫＦの一部を太い一点鎖線で併記している。また、第１関数器４０５ａには、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者をノズル締切調速方式で調整する場合において、第１弁体３１ａの開度について調整するときに用いる関数ＫＰａの一部を太い破線で併記している（関数ＫＰａは、図２２に示した第１の関数Ｋ４０５ａと同じである）。また、第２関数器４０５ｂには、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者をノズル締切調速方式で調整する関数のうち、第２弁体３１ｂの開度について調整するときに用いる関数ＫＰｂの一部を太い破線で併記している（関数ＫＰｂは、図２２に示した第２の関数Ｋ４０５ｂと同じである）。   In FIG. 1, the first function K 405 a of the first function unit 405 a and the second function K 405 b of the second function unit 405 b are indicated by thick solid lines in the case of the present embodiment. Besides, in FIG. 1, both of the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b are adjusted by the throttle control method in the first function unit 405a and the second function unit 405b. A part of the function KF used sometimes is indicated by a thick alternate long and short dash line. In addition, when adjusting both the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b by the nozzle shutoff speed control method for the first function device 405a, the opening degree of the first valve body 31a A part of the function KPa used when adjusting for is indicated by a thick broken line (the function KPa is the same as the first function K405a shown in FIG. 22). Further, in the second function device 405b, the second valve body 31b is opened among the functions for adjusting both the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b by the nozzle shutoff speed control method. A part of the function KPb used when adjusting for the degree is indicated by a thick broken line (the function KPb is the same as the second function K405b shown in FIG. 22).

図２は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度を示すグラフである。図２では、図２３と同様に、横軸がタービン負荷ＴＬを示しており、縦軸が蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度Ｋを示している。   FIG. 2 is a graph showing the opening degree of a plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122 in the thermal power plant according to the first embodiment. In FIG. 2, as in FIG. 23, the horizontal axis indicates the turbine load TL, and the vertical axis indicates the degree of opening K of the plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122.

図２では、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとについて、本実施形態の場合に関して太い実線で示している。この他に、図２では、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者を絞り調速方式で調整する場合に関して、太い一点鎖線ＦＡで併記している。   In FIG. 2, the opening degree K of the first valve body 31 a and the opening degree K of the second valve body 31 b are indicated by thick solid lines in the case of the present embodiment. In addition, in FIG. 2, a thick dashed-dotted line FA is also used in the case of adjusting both the opening degree K of the first valve body 31 a and the opening degree K of the second valve body 31 b by the throttle control method. .

本実施形態において、蒸気室２０は、上記の関連技術の場合（図２０参照）と同様に、仕切り２０ｐによって第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２とに区画されている。   In the present embodiment, the steam chamber 20 is divided into the first steam chamber portion 201 and the second steam chamber portion 202 by the partition 20p, as in the case of the above-described related art (see FIG. 20).

また、本実施形態において、ボイラ１００（図１２参照）は、上記の関連技術の場合（図２１参照）と同様に、タービン負荷ＴＬに応じて、定圧方式ＣＤ１，ＣＤ２と変圧方式ＶＤとを切り替えるように制御される。つまり、タービン負荷ＴＬが０からＬ１１（たとえば、Ｌ１１＝３０％）までの範囲においては、定圧方式ＣＤ１（第１の定圧方式）で運転を行う。そして、タービン負荷ＴＬがＬ１１からＬ１２（たとえば、Ｌ１２＝７０％）までの範囲においては、変圧方式ＶＤで運転を行う。そして、タービン負荷ＴＬがＬ１２から１００までの範囲においては、定圧方式ＣＤ２（第２の定圧方式）で運転を行う。   Further, in the present embodiment, the boiler 100 (see FIG. 12) switches between the constant pressure method CD1 and CD2 and the transformation method VD according to the turbine load TL, as in the case of the above related art (see FIG. 21). To be controlled. That is, in the range from 0 to L11 (for example, L11 = 30%) of turbine loads TL, operation is performed by the constant pressure method CD1 (first constant pressure method). Then, in the range from L11 to L12 (for example, L12 = 70%) of the turbine load TL, the operation is performed by the transformation method VD. Then, in the range where the turbine load TL is from L12 to 100, operation is performed by the constant pressure method CD2 (second constant pressure method).

しかし、図１に示すように、本実施形態の火力発電プラントは、制御装置４００のうち、第１関数器４０５ａが有する第１の関数Ｋ４０５ａ、および、第２関数器４０５ｂが有する第２の関数Ｋ４０５ｂが、上記の関連技術の場合（図２２参照）と異なる。   However, as shown in FIG. 1, in the thermal power plant according to the present embodiment, the first function K 405 a of the first function unit 405 a and the second function of the second function unit 405 b of the control device 400 K 405b is different from the case of the related art described above (see FIG. 22).

具体的には、本実施形態において、第１関数器４０５ａが有する第１の関数Ｋ４０５ａ、および、第２関数器４０５ｂが有する第２の関数Ｋ４０５ｂが、関連技術の場合と異なる。   Specifically, in the present embodiment, the first function K 405 a included in the first function unit 405 a and the second function K 405 b included in the second function unit 405 b are different from those in the related art.

図１に示すように、第１の関数Ｋ４０５ａ、および、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ１３（たとえば、Ｌ１３＝９０）である範囲においては、上記の関連技術の場合（図２２参照）と同じである。   As shown in FIG. 1, the first function K405a and the second function K405b are related to the above-described related art in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is 0 to L13 (for example, L13 = 90). Case (see FIG. 22).

具体的には、第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ１１に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が０から１００に増加するように設定されている。そして、第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１１からＬ１３である範囲では、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００を保持するように設定されている。   Specifically, in the first function K405a, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from 0 to L11, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a increases from 0 to 100. It is set to. The first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a is maintained at 100 when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of L11 to L13.

一方、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ１２（Ｌ１３＞Ｌ１２＞Ｌ１１）である範囲では、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０を保持するように設定されている。そして、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１２からＬ１３に増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０からＫ１１に増加するように設定されている。   On the other hand, in the second function K405b, the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b is held at 0 in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is 0 to L12 (L13> L12> L11). It is set to. The second function K405b is set so that the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b increases from 0 to K11 as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L12 to L13. ing.

しかしながら、本実施形態では、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００である範囲においては、第１の関数Ｋ４０５ａ、および、第２の関数Ｋ４０５ｂは、上記の関連技術の場合（図２２参照）と異なっている。   However, in the present embodiment, in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is L13 to 100, the first function K405a and the second function K405b are the cases of the related art described above (see FIG. 22). It is different from

具体的には、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３であるとき、第１の関数Ｋ４０５ａは、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００からＫ１２に減少するように、設定されている。これに対して、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３であるとき、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値がＫ１１からＫ１２に増加するように、設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３であるときには、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値との両者は、Ｋ１２であって、互いに同じになる。   Specifically, when the signal value of the turbine load signal S404 is L13, the first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a decreases from 100 to K12. There is. On the other hand, the second function K405b is set so that the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b increases from K11 to K12 when the signal value of the turbine load signal S404 is L13. There is. That is, when the signal value of the turbine load signal S404 is L13, both the signal value of the first valve opening degree computing signal S405a and the signal value of the second valve opening degree computing signal S405b are K12, It will be the same as each other.

そして、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００に増加するに伴って、第１の関数Ｋ４０５ａは、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値がＫ１２から１００に増加するように設定されている。同様に、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００に増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値がＫ１２から１００に増加するように設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値との両者は、Ｋ１２から１００に増加する。このように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００の範囲においては、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂとの両者は、互いに同じである。   Then, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L13 to 100, the first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a increases from K12 to 100. ing. Similarly, the second function K405b is set so that the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b increases from K12 to 100 as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L13 to 100. It is done. That is, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L13 to 100, both of the signal value of the first valve opening calculation signal S405a and the signal value of the second valve opening calculation signal S405b are Increase from K12 to 100. Thus, when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of L13 to 100, both of the first function K405a and the second function K405b are the same.

本実施形態では、Ｋ１２は、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者を絞り調速方式で調整するときに用いる関数ＫＦ（太い一点鎖線）において、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３であるときに求められる値である（たとえば、Ｋ１２＝８０％）。そして、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂとの両者において、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ１３から１００に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値とが増加する割合は、関数ＫＦ（太い一点鎖線）の場合と同じである。   In the present embodiment, K12 is a turbine load in a function KF (thick dashed-dotted line) used when adjusting both the opening of the first valve body 31a and the opening of the second valve body 31b in a throttled control system. This value is obtained when the signal value of the signal S404 is L13 (for example, K12 = 80%). Then, in both of the first function K405a and the second function K405b, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L13 to 100, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a and the first valve opening degree calculation signal S405a The rate of increase of the second valve opening degree calculation signal S405b and the signal value of the second valve opening degree calculation signal S405b is the same as in the case of the function KF (thick dashed dotted line).

つぎに、本実施形態において、第１弁体３１ａの開度Ｋおよび第２弁体３１ｂの開度Ｋと、タービン負荷ＴＬとの関係に関して、図２を用いて説明する。   Next, in the present embodiment, the relationship between the opening degree K of the first valve body 31 a and the opening degree K of the second valve body 31 b and the turbine load TL will be described using FIG. 2.

図２に示すように、定圧方式ＣＤ１で運転を行う際には、タービン負荷ＴＬが０からＬ１１に増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋが大きくなり、第１弁体３１ａが全閉状態（Ｋ＝０）から全開状態（Ｋ＝１００）になる。このとき、第２弁体３１ｂは、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   As shown in FIG. 2, when operating with the constant pressure system CD1, as the turbine load TL increases from 0 to L11, the opening degree K of the first valve body 31a increases, and the first valve body 31a Changes from the fully closed state (K = 0) to the fully open state (K = 100). At this time, the second valve body 31 b holds the fully closed state (K = 0).

変圧方式ＶＤで運転を行う際には、第１弁体３１ａは、タービン負荷ＴＬがＬ１１からＬ１２までの範囲において、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。このとき、第２弁体３１ｂは、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating according to the transformation type VD, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L11 to L12. At this time, the second valve body 31 b holds the fully closed state (K = 0).

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ１２からＬ１３までの範囲では、第１弁体３１ａは、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。これに対して、第２弁体３１ｂは、タービン負荷ＴＬの増加に応じて開度Ｋが大きくなり、開度Ｋが全閉状態（Ｋ＝０）からＫ１１になる。   When operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L12 to L13. On the other hand, in the second valve body 31b, the opening degree K increases as the turbine load TL increases, and the opening degree K changes from the fully closed state (K = 0) to K11.

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ１３から１００までの範囲では、第１弁体３１ａは、関連技術の場合（図２３参照）と異なり、全開状態（Ｋ＝１００）を保持しない。第１弁体３１ａは、タービン負荷ＴＬがＬ１３であるときに、開度Ｋが全開状態（Ｋ＝１００）からＫ１２になる（Ｋ１２＜１００）。第２弁体３１ｂは、タービン負荷ＴＬがＬ１３であるときに、開度ＫがＫ１１からＫ１２になる（Ｋ１２＞Ｋ１１）。そして、タービン負荷ＴＬがＬ１３から１００に増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋ、および、第２弁体３１ｂの開度Ｋは、Ｋ１２から全開状態（Ｋ＝１００）に同じ割合で大きくなる。   When operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) unlike the related art (see FIG. 23) when the turbine load TL is in the range from L13 to L100. do not do. When the turbine load TL is L13, the opening degree K of the first valve body 31a changes from the fully open state (K = 100) to K12 (K12 <100). When the turbine load TL is L13, the opening degree K of the second valve body 31b becomes K11 to K12 (K12> K11). Then, as the turbine load TL increases from L13 to 100, the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b are the same from K12 to the fully open state (K = 100) It will grow in proportion.

本実施形態では、Ｋ１２は、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者を絞り調速方式で調整する場合（太い一点鎖線ＦＡ）において、タービン負荷ＴＬがＬ１３になるときに調整する開度である。タービン負荷ＴＬがＬ１３から１００に増加するに伴って第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者が増加する割合は、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者を絞り調速方式で調整する場合（太い一点鎖線ＦＡの延長線）と同じである。   In the present embodiment, K12 adjusts the turbine load TL when adjusting both the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b by the throttle control method (thick dashed-dotted line FA). Is the opening to be adjusted when it becomes L13. The rate at which both the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b increase as the turbine load TL increases from L13 to 100 is the opening degree K of the first valve body 31a. And the opening degree K of the second valve body 31 b are the same as in the case of adjusting by the throttle control method (an extension line of the thick dashed-dotted line FA).

このように、本実施形態においては、タービン負荷ＴＬが０からＬ１３までの範囲ではノズル締切調速方式で運転を行い、タービン負荷ＴＬがＬ１３から１００までの範囲では、絞り調速方式で運転を行う。   As described above, in the present embodiment, the turbine load TL is operated by the nozzle shutoff control method in the range from 0 to L13, and the turbine load TL is the operation by the throttle control method in the range from L13 to 100. Do.

図３は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失（絞り損失）のシミュレーション結果を示すグラフである。図３においては、縦軸が圧力損失（絞り損失）の値ΔＰ（対数値）を示し、横軸がタービン負荷ＴＬを示している。   FIG. 3 is a graph showing simulation results of pressure loss (throttling loss) generated in the steam control valve 122 in the thermal power plant according to the first embodiment. In FIG. 3, the vertical axis indicates the pressure loss (throttling loss) value ΔP (logarithmic value), and the horizontal axis indicates the turbine load TL.

圧力損失の値ΔＰは、下記式（Ａ）で求められる。式（Ａ）において、ΔＰ１は、第１弁体３１ａの圧力損失の値であり、ΔＰ２は、第２弁体３１ｂの圧力損失の値である。Ｇ１は、第１弁体３１ａが開いて通過する蒸気の流量であり、Ｇ２は、第２弁体３１ｂが開いて通過する蒸気の流量である。式（Ａ）から判るように、圧力損失（絞り損失）の値ΔＰは、第１弁体３１ａの圧力損失の値ΔＰ１と、第２弁体３１ｂの圧力損失の値ΔＰ２との加重平均値である。   The pressure loss value ΔP is determined by the following equation (A). In Formula (A), (DELTA) P1 is a value of the pressure loss of the 1st valve body 31a, and (DELTA) P2 is a value of the pressure loss of the 2nd valve body 31b. G1 is the flow rate of the vapor through which the first valve body 31a is open and passes, and G2 is the flow rate of the steam through which the second valve body 31b is open. As understood from the equation (A), the pressure loss (throttling loss) value ΔP is a weighted average value of the pressure loss value ΔP1 of the first valve body 31a and the pressure loss value ΔP2 of the second valve body 31b. is there.

ΔＰ＝（Ｇ１×ΔＰ１＋Ｇ２×ΔＰ２）／（Ｇ１＋Ｇ２） ・・・（Ａ）   ΔP = (G1 × ΔP1 + G2 × ΔP2) / (G1 + G2) (A)

図３のうち、太い一点鎖線ＦＡは、絞り調速方式（全周噴射方式，Ｆｕｌｌ Ａｒｃ）の結果であって、タービン負荷ＴＬに応じて第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者が互いに同じ開度で大きくなる場合について示している。これに対して、太い破線ＰＡは、ノズル締切調速方式（部分噴射方式，Ｐａｒｔｉａｌ Ａｒｃ）の結果であって、タービン負荷ＴＬに応じて第１弁体３１ａが全開状態になった後に第２弁体３１ｂの開度が開く場合について示している。   In FIG. 3, the thick dashed-dotted line FA is the result of the throttle control system (full arc injection system, full arc), and the opening degree of the first valve body 31a and the second valve body 31b according to the turbine load TL. It shows about the case where both of the opening degree of and become large by the same opening degree mutually. On the other hand, the thick broken line PA is the result of the nozzle shutoff speed control system (partial injection system, Partial Arc), and the second valve after the first valve body 31a is fully opened according to the turbine load TL. It shows about the case where the opening degree of the body 31b opens.

図３に示すように、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失の値ΔＰは、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも小さい範囲では、ノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の方が絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合よりも小さい。この理由について説明する。ノズル締切調速方式（ＰＡ）の場合に第２弁体３１ｂにおいて生ずる圧力損失の値ΔＰ２は、絞り調速方式（ＦＡ）の場合に第１弁体３１ａと第２弁体３２ｂとにおいて生ずる圧力損失の値よりも大きい。しかし、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも小さい範囲では、ノズル締切調速方式（ＰＡ）の場合には第２弁体３１ｂの開度が小さく、第２弁体３１ｂが開くことで通過する蒸気の流量Ｇ２が小さい。このため、第２弁体３１ｂで生ずる圧力損失の値ΔＰ２の影響が、上記式（Ａ）において小さい。その結果、本範囲では、ノズル締切調速方式（ＰＡ）の方が絞り調速方式（ＦＡ）の場合よりも圧力損失の値ΔＰが小さくなる。   As shown in FIG. 3, the pressure loss value .DELTA.P generated by the steam control valve 122 is the throttle control system (thick thick line PA) in the nozzle cut-off speed control system (thick broken line PA) in a range where the turbine load TL is smaller than L13. This is smaller than in the case of the dashed dotted line FA). The reason will be described. The pressure loss value ΔP2 generated in the second valve body 31b in the case of the nozzle cut-off speed control system (PA) is the pressure generated in the first valve body 31a and the second valve body 32b in the throttle speed control system (FA). Greater than the loss value. However, in the range where the turbine load TL is smaller than L13, the opening degree of the second valve body 31b is small in the case of the nozzle shutoff speed control method (PA), and the flow rate of steam passing by opening the second valve body 31b. G2 is small. For this reason, the influence of the value ΔP2 of the pressure loss generated in the second valve body 31b is small in the above equation (A). As a result, in the present range, the pressure loss value ΔP is smaller for the nozzle shutoff speed control method (PA) than for the throttle speed control method (FA).

これに対して、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも大きい範囲では、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失の値ΔＰは、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合の方がノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の場合よりも小さい。この理由について説明する。絞り調速方式（ＰＡ）の場合、タービン負荷ＴＬが定格負荷に近づくに伴って、蒸気量Ｇ１，Ｇ２は、漸近線的に等しくなる。そして、絞り調速方式（ＰＡ）の場合、第２弁体３１ｂにおける圧力損失の値ΔＰ２の影響が上記式（Ａ）において大きくなる。その結果、本範囲では、絞り調速方式（ＦＡ）の方がノズル締切調速方式（ＰＡ）の場合よりも圧力損失の値ΔＰが小さくなる。   On the other hand, in the range where the turbine load TL is larger than L13, the pressure loss value .DELTA.P generated by the steam control valve 122 is higher in the case of the throttle speed control method (thick dashed dotted line FA) It is smaller than the case of thick broken line PA). The reason will be described. In the case of the throttle regulation system (PA), as the turbine load TL approaches the rated load, the steam amounts G1 and G2 become asymptotically equal. Then, in the case of the throttle speed control method (PA), the influence of the pressure loss value ΔP2 in the second valve body 31b becomes large in the above-mentioned formula (A). As a result, in this range, the pressure drop value ΔP is smaller in the case of the throttle speed control system (FA) than in the case of the nozzle shutoff speed control system (PA).

タービン負荷ＴＬがＬ１３である場合、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失の値ΔＰは、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合とノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の場合との間において同じである。   When the turbine load TL is L13, the pressure loss value ΔP generated by the steam control valve 122 is between the case of the throttle control system (thick one-dot chain line FA) and the case of the nozzle shutoff speed control system (thick dashed line PA). Are the same.

本実施形態においては、圧力損失の値ΔＰが、Ｌ１３のときに逆転することを利用して、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも小さい範囲では、ノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）を採用し、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも大きくなる範囲では、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）を採用している。このため、本実施形態は、蒸気加減弁１２２の圧力損失を低減可能である。   In the present embodiment, the nozzle cut-off speed control system (thick broken line PA) is adopted in the range where the turbine load TL is smaller than L13 by utilizing the fact that the pressure loss value ΔP reverses at L13, In the range where the turbine load TL becomes larger than L13, the throttle speed control system (thick one-dot chain line FA) is adopted. For this reason, the present embodiment can reduce the pressure loss of the steam control valve 122.

図４は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、周方向エネルギー損失のシミュレーション結果を示すグラフである。図４においては、縦軸が周方向エネルギー損失の値ＥＬ（対数値）を示し、横軸がタービン負荷ＴＬを示している。   FIG. 4 is a graph showing simulation results of circumferential energy loss in the thermal power plant according to the first embodiment. In FIG. 4, the vertical axis represents the circumferential energy loss value EL (logarithmic value), and the horizontal axis represents the turbine load TL.

図４に示すように、周方向エネルギー損失の値ＥＬは、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合の方がノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の場合よりも小さい。本実施形態では、タービン負荷ＴＬがＬ１３以上では、絞り調速方式を用いるので、ノズル締切調速方式に比べて、周方向エネルギー損失を低減可能である。   As shown in FIG. 4, the value EL of the circumferential energy loss is smaller in the case of the throttle speed control system (thick dashed-dotted line FA) than in the case of the nozzle cut-off speed control system (thick dashed line PA). In the present embodiment, when the turbine load TL is L13 or more, since the throttle control system is used, the circumferential energy loss can be reduced as compared with the nozzle shut-off control system.

図５は、第１実施形態に係る火力発電プラントにおいて、タービン内部効率のシミュレーション結果を示すグラフである。図５においては、縦軸がタービン内部効率ＴＥ（対数値）を示し、横軸がタービン負荷ＴＬを示している。   FIG. 5 is a graph showing simulation results of turbine internal efficiency in the thermal power plant according to the first embodiment. In FIG. 5, the vertical axis represents the turbine internal efficiency TE (logarithmic value), and the horizontal axis represents the turbine load TL.

図５に示すように、タービン内部効率ＴＥは、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも小さい範囲では、ノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の方が絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合よりも高い。タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも大きい範囲では、タービン内部効率ＴＥは、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合の方がノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の場合よりも高い。タービン負荷ＴＬがＬ１３である場合、タービン内部効率ＴＥは、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）の場合とノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）の場合との間において同じである。   As shown in FIG. 5, in the turbine internal efficiency TE, in the range where the turbine load TL is smaller than L13, the nozzle shutoff speed control system (thick broken line PA) is better than the throttle speed control system (thick dashed line FA) Also high. In the range where the turbine load TL is larger than L13, the turbine internal efficiency TE is higher in the case of the throttle speed control system (thick dashed-dotted line FA) than in the case of the nozzle shutoff speed control system (thick dashed line PA). When the turbine load TL is L13, the turbine internal efficiency TE is the same between the case of the throttle regulation system (thick dashed-dotted line FA) and the case of the nozzle cut-off regulation system (thick dashed line PA).

本実施形態においては、タービン内部効率ＴＥは、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失の値ΔＰの場合と同様に、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも小さい範囲では、ノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）が絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）より大きくなる。そして、タービン負荷ＴＬがＬ１３よりも大きくなる範囲では、タービン内部効率ＴＥは、蒸気加減弁１２２で生ずる圧力損失の値ΔＰの場合と同様に、絞り調速方式（太い一点鎖線ＦＡ）がノズル締切調速方式（太い破線ＰＡ）より大きくなる。このため、本実施形態は、タービン内部効率ＴＥを向上可能である。   In the present embodiment, as in the case of the pressure loss value ΔP generated by the steam control valve 122, the turbine internal efficiency TE is within the range where the turbine load TL is smaller than L13, the nozzle cut-off speed control system (thick broken line PA) Is larger than the aperture speed control system (thick dashed-dotted line FA). Then, in the range where the turbine load TL becomes larger than L13, as in the case of the pressure loss value ΔP generated by the steam control valve 122, the turbine internal efficiency TE has the throttle speed control system (thick dashed dotted line FA) nozzle cut off It becomes larger than the speed control system (thick broken line PA). For this reason, this embodiment can improve turbine internal efficiency TE.

なお、ボイラの制御方式（定圧、変圧）を切り替えるときの負荷は、上記に限定されず、蒸気室２０の仕切り方により、変えられる。   In addition, the load at the time of switching the control system (constant pressure, transformation) of a boiler is not limited above, It is changed by the partition method of the steam room 20. As shown in FIG.

＜第２実施形態＞
図６，図７，図８，図９Ａ〜図９Ｄ，図１０は、第２実施形態に係る火力発電プラントを説明するための図である。 Second Embodiment
6, 7, 8, 9A to 9D and 10 are views for explaining a thermal power plant according to a second embodiment.

図６は、第２実施形態に係る火力発電プラントにおいて、高圧タービン１１１と蒸気加減弁１２２とが設けられた部分の概要を模式的に示す図である（図１２参照）。   FIG. 6 is a view schematically showing an outline of a portion where the high pressure turbine 111 and the steam control valve 122 are provided in the thermal power plant according to the second embodiment (see FIG. 12).

図７は、第２実施形態に係る火力発電プラントにおいて、蒸気室２０（図１６参照）を示している。   FIG. 7 shows a steam room 20 (see FIG. 16) in the thermal power plant according to the second embodiment.

図８は、第２実施形態に係る火力発電プラントにおいて、ボイラ１００の圧力制御方式を説明するための図である。   FIG. 8 is a diagram for explaining a pressure control method of the boiler 100 in the thermal power plant according to the second embodiment.

図９Ａは、第２実施形態に係る火力発電プラントにおいて、制御装置４００の概要を示すブロック図である。制御装置４００は、演算信号分配器４０４と第１関数器４０５ａと第２関数器４０５ｂとの他に、第３関数器４０５ｃを更に有する。図９Ｂ、図９Ｃ，図９Ｄのそれぞれは、第１関数器４０５ａ、第２関数器４０５ｂ、第３関数器４０５ｃのそれぞれを拡大して示している。   FIG. 9A is a block diagram showing an outline of a control device 400 in the thermal power plant according to the second embodiment. The control device 400 further includes a third function unit 405c in addition to the operation signal distributor 404, the first function unit 405a, and the second function unit 405b. Each of FIG. 9B, FIG. 9C, and FIG. 9D has expanded and shown each of the 1st function device 405a, the 2nd function device 405b, and the 3rd function device 405c.

図９Ｂでは、本実施形態において、第１関数器４０５ａが有する第１の関数Ｋ４０５ａについて太い実線で示している。図９Ｃでは、本実施形態において、第２関数器４０５ｂが有する第２の関数Ｋ４０５ｂについて太い実線で示している。図９Ｄでは、本実施形態において、第３関数器４０５ｃが有する第３の関数Ｋ４０５ｃについて太い実線で示している。   In FIG. 9B, in the present embodiment, the first function K 405 a of the first function unit 405 a is indicated by a thick solid line. In FIG. 9C, in the present embodiment, the second function K 405 b of the second function unit 405 b is indicated by a thick solid line. In FIG. 9D, the third function K 405 c of the third function unit 405 c is indicated by a thick solid line in the present embodiment.

また、図９Ｂ，図９Ｃ，図９Ｄには、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ３２ｂである範囲で、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度との両者を絞り調速方式で調整するときに用いる関数ＫＦ１の一部を太い一点鎖線で併記している。また、図９Ｂ，図９Ｃ，図９Ｄには、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０から１００である範囲で、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度と第３弁体３１ｃの開度とを絞り調速方式で調整するときに用いる関数ＫＦ２の一部を太い一点鎖線で併記している。   9B, 9C, and 9D, both the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b are within the range where the signal value of the turbine load signal S404 is 0 to L32b. A part of the function KF1 used when adjusting in the aperture speed control method is indicated by a thick dashed-dotted line. 9B, 9C, and 9D, the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is from 0 to 100. A part of the function KF2 used when adjusting the opening degree of the body 31c by the throttle speed control method is indicated by a thick alternate long and short dash line.

この他に、図９Ｂには、第１弁体３１ａの開度と第２弁体３１ｂの開度と第３弁体３１ｃの開度をノズル締切調速方式で調整する場合において、第１弁体３１ａの開度について調整するときに用いる関数ＫＰａの一部を太い破線で併記している。図９Ｃには、上記のノズル締切調速方式で調整する場合において、第２弁体３１ｂの開度について調整するときに用いる関数ＫＰｂの一部を太い破線で併記している。図９Ｄには、上記のノズル締切調速方式で調整する場合において、第３弁体３１ｃの開度について調整するときに用いる関数ＫＰｃの一部を太い破線で併記している。   In addition, in FIG. 9B, when the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b and the opening degree of the third valve body 31c are adjusted by the nozzle shutoff control method, the first valve A part of the function KPa used when adjusting the opening degree of the body 31a is indicated by a thick broken line. In FIG. 9C, a part of the function KPb used when adjusting the opening degree of the second valve body 31b when adjusting by the above-mentioned nozzle shutoff speed control method is also shown by a thick broken line. In FIG. 9D, a part of the function KPc used when adjusting the opening degree of the third valve body 31c when adjusting by the above-mentioned nozzle shutoff speed control method is also shown by a thick broken line.

図１０は、第２実施形態に係る火力発電プラントにおいて、蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度を示すグラフである。   FIG. 10 is a graph showing the opening degree of a plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122 in the thermal power plant according to the second embodiment.

本実施形態は、図６に示すように、蒸気加減弁１２２の構成が、第１実施形態の場合（図１６参照）と異なっている。本実施形態は、図７に示すように、蒸気室２０の構成が、第１実施形態の場合（図２０参照）と異なっている。本実施形態は、図８に示すように、ボイラ１００の圧力制御方式が、第１実施形態の場合（図２１参照）と異なっている。そして、図９Ａから図９Ｄに示すように、本実施形態においては、制御装置４００のうち、第１関数器４０５ａが有する第１の関数Ｋ４０５ａ、および、第２関数器４０５ｂが有する第２の関数Ｋ４０５ｂが、第１実施形態の場合（図１参照）と異なっている。また、制御装置４００は、第３関数器４０５ｃを更に有している。このため、図１０に示すように、本実施形態では、タービン負荷ＴＬと、蒸気加減弁１２２を構成する複数の弁体の開度Ｋとの関係が、第１実施形態の場合（図２参照）と異なっている。これらの点、および、関連する点を除き、本実施形態は、上述した第１実施形態の場合と同様である。このため、本実施形態において、上記記載と重複する個所については、適宜、説明を省略する。   In the present embodiment, as shown in FIG. 6, the configuration of the steam control valve 122 is different from that of the first embodiment (see FIG. 16). In the present embodiment, as shown in FIG. 7, the configuration of the steam chamber 20 is different from that of the first embodiment (see FIG. 20). In the present embodiment, as shown in FIG. 8, the pressure control system of the boiler 100 is different from that of the first embodiment (see FIG. 21). Then, as shown in FIGS. 9A to 9D, in the present embodiment, the first function K 405 a of the first function unit 405 a and the second function of the second function unit 405 b of the control device 400 K 405 b is different from the case of the first embodiment (see FIG. 1). Further, the control device 400 further includes a third function unit 405c. For this reason, as shown in FIG. 10, in the present embodiment, the relationship between the turbine load TL and the opening degrees K of the plurality of valve bodies constituting the steam control valve 122 is the case of the first embodiment (see FIG. 2) It is different from). Except for these points and related points, this embodiment is the same as the first embodiment described above. For this reason, in the present embodiment, explanations of parts overlapping with the above description will be omitted as appropriate.

まず、本実施形態の蒸気加減弁１２２について、図６を用いて説明する。   First, the steam control valve 122 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.

本実施形態において、蒸気加減弁１２２は、図６に示すように、複数の弁体３１を有する。ここでは、蒸気加減弁１２２は、第１実施形態の場合（図１６参照）と異なり、第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂとの他に、第３弁体３１ｃが複数の弁体３１として設けられている。第３弁体３１ｃの開度は、第１弁体３１ａの開度および第２弁体３１ｂの開度と第３弁体３１ｃの開度と同様に、制御装置４００によって制御される。   In the present embodiment, the steam control valve 122 has a plurality of valve bodies 31 as shown in FIG. Here, the steam control valve 122 differs from the case of the first embodiment (see FIG. 16), and in addition to the first valve body 31a and the second valve body 31b, the third valve body 31c has a plurality of valve bodies 31. It is provided as The opening degree of the third valve body 31c is controlled by the control device 400 in the same manner as the opening degree of the first valve body 31a and the opening degree of the second valve body 31b, similarly to the opening degree of the third valve body 31c.

つぎに、本実施形態の蒸気室２０について、図６と図７とを用いて説明する。   Next, the steam chamber 20 of the present embodiment will be described using FIGS. 6 and 7.

本実施形態において、蒸気室２０は、図６と図７とに示すように、第１実施形態の場合と異なり、仕切り２０ｐによって、第１蒸気室部２０１と第２蒸気室部２０２と第３蒸気室部２０３とに区画されている。   In the present embodiment, as shown in FIGS. 6 and 7, the steam chamber 20 differs from the first embodiment in that the first steam chamber portion 201, the second steam chamber portion 202, and the third steam chamber portion 202 are separated by the partition 20p. It is divided into a steam chamber portion 203.

第１蒸気室部２０１は、第１弁体３１ａが開けられることで主蒸気が流れる。第２蒸気室部２０２は、第２弁体３１ｂが開けられることで主蒸気が流れる。第３蒸気室部２０３は、第３弁体３１ｃが開けられることで主蒸気が流れる。   In the first steam chamber portion 201, main steam flows when the first valve body 31a is opened. In the second steam chamber portion 202, main steam flows when the second valve body 31b is opened. In the third steam chamber 203, main steam flows when the third valve body 31c is opened.

ここでは、第１蒸気室部２０１から第１段タービン段落２１ａへ主蒸気が流れる流路の第１段ノズル面積と、第２蒸気室部２０２から第１段タービン段落２１ａへ主蒸気が流れる流路の第１段ノズル面積とが、たとえば、同じになるように構成されている。また、第３蒸気室部２０３から第１段タービン段落２１ａへ主蒸気が流れる流路の第１段ノズル面積は、第１蒸気室部２０１の第１段ノズル面積および第２蒸気室部２０２の第１段ノズル面積よりも、たとえば、大きくなるように構成されている。たとえば、第１蒸気室部２０１の第１段ノズル面積と、第２蒸気室部２０２の第１段ノズル面積と、第３蒸気室部２０３の第１段ノズル面積との比は、３：３：４の関係である。   Here, the first stage nozzle area of the flow path in which the main steam flows from the first steam chamber portion 201 to the first stage turbine stage 21a, and the flow where the main steam flows from the second steam chamber portion 202 to the first stage turbine stage 21a The first stage nozzle area of the passage is, for example, configured to be the same. Further, the first stage nozzle area of the flow path in which the main steam flows from the third steam chamber section 203 to the first stage turbine stage 21 a is the same as the first stage nozzle area of the first steam chamber section 201 and the second steam chamber section 202. For example, it is configured to be larger than the first stage nozzle area. For example, the ratio of the first stage nozzle area of the first steam chamber 201 to the first stage nozzle area of the second steam chamber 202 and the first stage nozzle area of the third steam chamber 203 is 3: 3. : 4.

つぎに、本実施形態におけるボイラ１００の圧力制御方式について、図８を用いて説明する。   Next, a pressure control method of the boiler 100 in the present embodiment will be described with reference to FIG.

図８に示すように、ボイラ１００は、第１実施形態の場合（図２１参照）と同様に、タービン負荷ＴＬに応じて、定圧方式ＣＤ１，ＣＤ２と変圧方式ＶＤとを切り替えるように制御される。   As shown in FIG. 8, the boiler 100 is controlled to switch between the constant pressure method CD1 and CD2 and the transformation method VD according to the turbine load TL, as in the case of the first embodiment (see FIG. 21). .

具体的には、タービン負荷ＴＬが０からＬ３１（たとえば、Ｌ３１＝２０％）までの範囲においては、定圧方式ＣＤ１で運転を行う。タービン負荷ＴＬがＬ３１からＬ３２（Ｌ３２＞Ｌ３１，たとえば、Ｌ３２＝５０％）までの範囲においては、変圧方式ＶＤで運転を行う。タービン負荷ＴＬがＬ３２から１００までの範囲においては、定圧方式ＣＤ２で運転を行う。   Specifically, in the range from 0 to L31 (for example, L31 = 20%) of the turbine load TL, the operation is performed by the constant pressure method CD1. When the turbine load TL is in the range from L31 to L32 (L32> L31, for example, L32 = 50%), operation is performed by the voltage transformation method VD. When the turbine load TL is in the range from L32 to L100, the operation is performed by the constant pressure system CD2.

つぎに、本実施形態の制御装置４００について、図９Ａを用いて説明する。   Next, the control device 400 of the present embodiment will be described using FIG. 9A.

図９Ａに示すように、本実施形態においては、制御装置４００は、第１関数器４０５ａと第２関数器４０５ｂとの他に、第３関数器４０５ｃを更に有している。演算信号分配器４０４は、タービン負荷信号Ｓ４０４（流量要求信号）を第１関数器４０５ａおよび第２関数器４０５ｂと共に、第３関数器４０５ｃに出力する。   As shown in FIG. 9A, in the present embodiment, the control device 400 further includes a third function unit 405c in addition to the first function unit 405a and the second function unit 405b. The operation signal distributor 404 outputs the turbine load signal S404 (flow rate request signal) together with the first function unit 405a and the second function unit 405b to the third function unit 405c.

第３関数器４０５ｃは、第３の関数Ｋ４０５ｃを記憶しており、第３の関数Ｋ４０５ｃを用いて、タービン負荷信号Ｓ４０４に応じた第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃを演算する。第３の関数Ｋ４０５ｃは、タービン負荷信号Ｓ４０４を入力信号とし、第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃを出力信号とした関数である。第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃは、第３弁体３１ｃを駆動する駆動装置（図示省略）に出力され、第３弁体３１ｃの開度が第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃに応じた開度に調整される。   The third function unit 405c stores a third function K405c, and uses the third function K405c to calculate a third valve opening degree operation signal S405c according to the turbine load signal S404. The third function K405c is a function having the turbine load signal S404 as an input signal and the third valve opening degree computing signal S405c as an output signal. The third valve opening degree computing signal S405c is output to a drive (not shown) for driving the third valve body 31c, and the opening degree of the third valve body 31c corresponds to the third valve opening degree computing signal S405c. Adjusted to the opening degree.

本実施形態において、第１関数器４０５ａが記憶する第１の関数Ｋ４０５ａと、第２関数器４０５ｂが記憶する第２の関数Ｋ４０５ｂと、第３関数器４０５ｃが記憶する第３の関数Ｋ４０５ｃとについて、図９Ｂ，図９Ｃ，図９Ｄを用いて、詳細に説明する。   In the present embodiment, the first function K 405 a stored by the first function unit 405 a, the second function K 405 b stored by the second function unit 405 b, and the third function K 405 c stored by the third function unit 405 c. This will be described in detail with reference to FIGS. 9B, 9C, and 9D.

第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ３１に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が０から１００に増加するように設定されている。そして、第１の関数Ｋ４０５ａは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３１からＬ３３（たとえば、Ｌ３３＝７０％）である範囲では、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００を保持するように設定されている。   In the first function K405a, as shown in FIG. 9B, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from 0 to L31, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a increases from 0 to 100. It is set to Then, the first function K405a holds 100 as the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is L31 to L33 (for example, L33 = 70%). Is set as.

第２の関数Ｋ４０５ｂは、図９Ｃに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ３２（Ｌ３３＞Ｌ３２＞Ｌ３１）である範囲では、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０を保持するように設定されている。そして、第２の関数Ｋ４０５ｂは、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３２からＬ３３に増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が０からＫ３１に増加するように設定されている。   As shown in FIG. 9C, in the second function K405b, when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of 0 to L32 (L33> L32> L31), the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b is It is set to hold 0. The second function K405b is set so that the signal value of the second valve opening degree computing signal S405b increases from 0 to K31 as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L32 to L33. ing.

タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３であるとき、第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００からＫ３２に減少するように、設定されている。これに対して、第２の関数Ｋ４０５ｂは、図９Ｃに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３であるとき、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値がＫ３１からＫ３２に増加するように、設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３であるときには、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値との両者は、Ｋ３２であって、互いに同じになる。   When the signal value of the turbine load signal S404 is L33, the first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening calculation signal S405a decreases from 100 to K32 as shown in FIG. 9B. It is done. On the other hand, as shown in FIG. 9C, when the signal value of the turbine load signal S404 is L33, the second function K405b increases the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b from K31 to K32 It is set to do. That is, when the signal value of the turbine load signal S404 is L33, both the signal value of the first valve opening degree computing signal S405a and the signal value of the second valve opening degree computing signal S405b are K32, It will be the same as each other.

そして、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って、第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値がＫ３２から１００に増加するように設定されている。同様に、第２の関数Ｋ４０５ｂは、図９Ｃに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値がＫ３２から１００に増加するように設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値との両者は、Ｋ３２から１００に増加する。このように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３からＬ３２ｂの範囲においては、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂによって、それぞれ決まる開度は、互いに同じである。   Then, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33 to L32b, as shown in FIG. 9B, the first function K405a has a signal value of the first valve opening degree operation signal S405a of K32 to 100. It is set to increase. Similarly, as shown in FIG. 9C, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33 to L32b, the second function K405b causes the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b to increase from K32 to It is set to increase to 100. That is, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33 to L32b, both of the signal value of the first valve opening calculation signal S405a and the signal value of the second valve opening calculation signal S405b are Increase from K32 to 100. As described above, when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of L33 to L32b, the degree of opening determined by the first function K405a and the second function K405b is the same as each other.

本実施形態では、Ｋ３２は、関数ＫＦ１（太い一点鎖線）において、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３であるときに求められる値である。そして、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂとの両者において、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値とが増加する割合は、関数ＫＦ１の場合と同じである。   In the present embodiment, K32 is a value obtained when the signal value of the turbine load signal S404 is L33 in the function KF1 (thick alternate long and short dashed line). Then, in both of the first function K405a and the second function K405b, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33 to L32b, the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a and the first valve opening degree calculation signal S405a The rate at which the second valve opening degree calculation signal S405b and the signal value increase is the same as in the case of the function KF1.

第３の関数Ｋ４０５ｃは、図９Ｄに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値が０からＬ３２ｂである範囲では、第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値が０を保持するように設定されている。   As shown in FIG. 9D, the third function K405c is set so that the signal value of the third valve opening degree operation signal S405c holds 0 when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of 0 to L32b. It is done.

タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３２ｂからＬ３３ｂである範囲では、第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００を保持するように設定されている。同様に、第２の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｃに示すように、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が１００を保持するように設定されている。これに対して、第３の関数Ｋ４０５ｃは、図９Ｄに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３２ｂからＬ３３ｂに増加するに伴って、第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値が０からＫ３１ｂに増加するように設定されている。   As shown in FIG. 9B, in the range where the signal value of the turbine load signal S404 is L32b to L33b, the first function K405a is set such that the signal value of the first valve opening degree operation signal S405a is maintained at 100. It is done. Similarly, as shown in FIG. 9C, the second function K 405 a is set such that the signal value of the second valve opening degree computing signal S 405 b is held at 100. On the other hand, in the third function K405c, as shown in FIG. 9D, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L32b to L33b, the signal value of the third valve opening degree operation signal S405c is It is set to increase from 0 to K31b.

タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂであるとき、第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値が１００からＫ３２ｂに減少するように、設定されている。同様に、第２の関数Ｋ４０５ｂは、図９Ｃに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂであるとき、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値が１００からＫ３２ｂに減少するように、設定されている。これに対して、第３の関数Ｋ４０５ｃは、図９Ｄに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂであるとき、第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値がＫ３１ｂからＫ３２ｂに増加するように、設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３であるときには、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値と第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値とのそれぞれは、Ｋ３２ｂであって、互いに同じになる。   When the signal value of the turbine load signal S404 is L33b, the first function K405a is set so that the signal value of the first valve opening calculation signal S405a decreases from 100 to K32b as shown in FIG. 9B. It is done. Similarly, as shown in FIG. 9C, when the signal value of the turbine load signal S404 is L33b, the second function K405b reduces the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b from 100 to K32b. Is set. On the other hand, as shown in FIG. 9D, when the signal value of the turbine load signal S404 is L33b, the third function K405c increases the signal value of the third valve opening degree operation signal S405c from K31b to K32b. It is set to do. That is, when the signal value of the turbine load signal S404 is L33, the signal value of the first valve opening degree computing signal S405a, the signal value of the second valve opening degree computing signal S405b, and the third valve opening degree computing signal S405c. And K32b are the same as one another.

そして、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第１の関数Ｋ４０５ａは、図９Ｂに示すように、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値がＫ３２ｂから１００に増加するように設定されている。同様に、第２の関数Ｋ４０５ｂは、図９Ｃに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値がＫ３２ｂから１００に増加するように設定されている。また、同様に、第３の関数Ｋ４０５ｃは、図９Ｄに示すように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値がＫ３２ｂから１００に増加するように設定されている。つまり、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値と第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値とのそれぞれは、Ｋ３２ｂから１００に増加する。このように、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００の範囲においては、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂと第３の関数Ｋ４０５ｃによって決まる開度は、同じである。   Then, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33b to 100, as shown in FIG. 9B, the first function K405a has a signal value of the first valve opening degree operation signal S405a of K32b to 100. It is set to increase. Similarly, as shown in FIG. 9C, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33b to 100, the second function K405b causes the signal value of the second valve opening degree operation signal S405b to increase from K32b. It is set to increase to 100. Similarly, as shown in FIG. 9D, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33b to 100, the third function K405c generates a signal value of the third valve opening degree operation signal S405c. It is set to increase from K32b to 100. That is, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33b to 100, the signal value of the first valve opening degree computing signal S405a and the signal value of the second valve opening degree computing signal S405b, and the third valve Each of the opening degree operation signal S405c and the signal value increase from K32b to 100. As described above, when the signal value of the turbine load signal S404 is in the range of L33b to 100, the degree of opening determined by the first function K405a, the second function K405b, and the third function K405c is the same.

本実施形態では、Ｋ３２ｂは、関数ＫＦ２（太い一点鎖線）において、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂであるときに求められる値である。そして、第１の関数Ｋ４０５ａと第２の関数Ｋ４０５ｂと第３の関数Ｋ４０５ｃとのそれぞれにおいて、タービン負荷信号Ｓ４０４の信号値がＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第１の弁開度演算信号Ｓ４０５ａの信号値と第２の弁開度演算信号Ｓ４０５ｂの信号値と第３の弁開度演算信号Ｓ４０５ｃの信号値とが増加する割合は、関数ＫＦ２の場合と同じである。   In the present embodiment, K32b is a value obtained when the signal value of the turbine load signal S404 is L33b in the function KF2 (thick alternate long and short dashed line). Then, in each of the first function K405a, the second function K405b, and the third function K405c, as the signal value of the turbine load signal S404 increases from L33b to 100, the first valve opening degree operation signal The rate at which the signal value of S405a, the signal value of the second valve opening calculation signal S405b, and the signal value of the third valve opening calculation signal S405c increase is the same as in the case of the function KF2.

つぎに、本実施形態において、第１弁体３１ａの開度Ｋ、第２弁体３１ｂの開度Ｋ、および、第３弁体３１ｃの開度Ｋと、タービン負荷ＴＬとの関係に関して、図１０を用いて説明する。   Next, in the present embodiment, the relationship between the opening degree K of the first valve body 31a, the opening degree K of the second valve body 31b, the opening degree K of the third valve body 31c, and the turbine load TL is shown in FIG. This will be described using 10.

定圧方式ＣＤ１で運転を行う際には、図１０に示すように、タービン負荷ＴＬが０からＬ３１に増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋが大きくなり、第１弁体３１ａが全閉状態（Ｋ＝０）から全開状態（Ｋ＝１００）になる。このとき、第２弁体３１ｂと第３弁体３１ｃは、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating with the constant pressure system CD1, as shown in FIG. 10, as the turbine load TL increases from 0 to L31, the opening degree K of the first valve body 31a increases, and the first valve body 31a Changes from the fully closed state (K = 0) to the fully open state (K = 100). At this time, the second valve body 31 b and the third valve body 31 c maintain the fully closed state (K = 0).

変圧方式ＶＤで運転を行う際には、タービン負荷ＴＬがＬ３１からＬ３２までの範囲において、第１弁体３１ａは、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。このとき、第２弁体３１ｂと第３弁体３１ｃは、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating with the transformation type VD, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L31 to L32. At this time, the second valve body 31 b and the third valve body 31 c maintain the fully closed state (K = 0).

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ３２からＬ３３までの範囲では、第１弁体３１ａは、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。第２弁体３１ｂは、上記と異なり、タービン負荷ＴＬに応じて開度Ｋが大きくなり、開度Ｋが全閉状態（Ｋ＝０）からＫ３１になる。これに対して、第３弁体３１ｃは、上記と同様に、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a maintains the fully open state (K = 100) in the range of the turbine load TL from L32 to L33. In the second valve body 31b, unlike the above, the opening degree K increases in accordance with the turbine load TL, and the opening degree K changes from the fully closed state (K = 0) to K31. On the other hand, the third valve body 31 c holds the fully closed state (K = 0) in the same manner as described above.

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂまでの範囲では、第１弁体３１ａは、全開状態（Ｋ＝１００）を保持しない。第１弁体３１ａは、タービン負荷ＴＬがＬ３３であるときに、開度Ｋが全開状態（Ｋ＝１００）からＫ３２になる（Ｋ３２＜１００，たとえば、Ｋ３２＝８０）。同様に、第２弁体３１ｂは、タービン負荷ＴＬがＬ３３であるときに、開度ＫがＫ３１からＫ３２になる（Ｋ３２＞Ｋ３１）。そして、タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋ、および、第２弁体３１ｂの開度Ｋは、Ｋ３２から全開状態（Ｋ＝１００）になる。これに対して、第３弁体３１ｃは、上記と同様に、全閉状態（Ｋ＝０）を保持する。   When operating with the constant pressure system CD2, the first valve body 31a does not hold the fully open state (K = 100) in the range where the turbine load TL is from L33 to L32b. When the turbine load TL is L33, the opening degree K of the first valve body 31a changes from the fully open state (K = 100) to K32 (K32 <100, for example, K32 = 80). Similarly, when the turbine load TL is L33, the second valve body 31b has the opening degree K from K31 to K32 (K32> K31). Then, as the turbine load TL increases from L33 to L32b, the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b become fully open from K32 (K = 100) . On the other hand, the third valve body 31 c holds the fully closed state (K = 0) in the same manner as described above.

Ｋ３２は、タービン負荷ＴＬが０からＬ３３である範囲で、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者を絞り調速方式で調整する場合（太い一点鎖線ＦＡ１）において、タービン負荷ＴＬがＬ３３になるときに調整する開度である。タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂに増加するに伴って第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者が増加する割合は、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋとの両者を絞り調速方式で調整したときに両者が増加する割合（太い一点鎖線ＦＡ１の延長線）と同じである。   K32 is a case where both the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b are adjusted by the throttle control method in a range where the turbine load TL is 0 to L33 (thick dashed line In FA1), the opening is adjusted when the turbine load TL becomes L33. The rate at which both the opening degree K of the first valve body 31a and the opening degree K of the second valve body 31b increase as the turbine load TL increases from L33 to L32b is the opening degree K of the first valve body 31a. And the opening degree K of the second valve body 31b are the same as the ratio (the extended line of the thick dashed-dotted line FA1) when both are adjusted by the throttle control system.

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ３２ｂからＬ３３ｂまでの範囲では、第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂとの両者は、全開状態（Ｋ＝１００）を保持する。第３弁体３１ｃは、上記と異なり、タービン負荷ＴＬに応じて開度Ｋが大きくなり、開度Ｋが全閉状態（Ｋ＝０）からＫ３１ｂになる。   When operating with the constant pressure system CD2, both the first valve body 31a and the second valve body 31b maintain the fully open state (K = 100) in the range of the turbine load TL from L32b to L33b. Unlike the above, the opening degree K of the third valve body 31c increases in accordance with the turbine load TL, and the opening degree K changes from the fully closed state (K = 0) to K31b.

定圧方式ＣＤ２で運転を行う際において、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂから１００までの範囲では、第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂとの両者は、全開状態（Ｋ＝１００）を保持しない。第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂとの両者は、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂであるときに、開度Ｋが全開状態（Ｋ＝１００）からＫ３２ｂになる（Ｋ３２ｂ＜１００）。同様に、第３弁体３１ｃは、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂであるときに、開度ＫがＫ３１ｂからＫ３２ｂになる（Ｋ３２ｂ＞Ｋ３１ｂ）。そして、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂから１００に増加するに伴って、第１弁体３１ａの開度Ｋ、第２弁体３１ｂの開度Ｋ、および、第３弁体３１ｃの開度Ｋは、Ｋ３２ｂから全開状態（Ｋ＝１００）になる。   When the constant pressure system CD2 is operated, when the turbine load TL is in the range from L33b to 100, both the first valve body 31a and the second valve body 31b do not hold the fully open state (K = 100). When the turbine load TL is L33 b, both the first valve body 31 a and the second valve body 31 b change from the fully open state (K = 100) to K32 b (K32 b <100). Similarly, when the turbine load TL is L33 b, the third valve body 31 c changes the opening degree K from K 31 b to K 32 b (K 32 b> K 31 b). Then, as the turbine load TL increases from L33b to 100, the opening degree K of the first valve body 31a, the opening degree K of the second valve body 31b, and the opening degree K of the third valve body 31c are K32b. It becomes full open state (K = 100) from.

Ｋ３２ｂは、タービン負荷ＴＬが０から１００である範囲で、第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋと第３弁体３１ｃの開度Ｋとのそれぞれを絞り調速方式で調整する場合（太い一点鎖線ＦＡ２）において、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂになるときの開度である。タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂから１００に増加するに伴って第１弁体３１ａの開度Ｋと第２弁体３１ｂの開度Ｋと第３弁体３１ｃの開度Ｋとのそれぞれが増加する割合は、絞り調速方式で調整する場合（太い一点鎖線ＦＡ２の延長線）と同じである。   K32b adjusts the opening degree K of the first valve body 31a, the opening degree K of the second valve body 31b, and the opening degree K of the third valve body 31c in a range where the turbine load TL is 0 to 100. In the case of adjusting by the speed method (thick dashed-dotted line FA2), it is an opening degree when the turbine load TL becomes L33 b. The rate at which the opening degree K of the first valve body 31a, the opening degree K of the second valve body 31b, and the opening degree K of the third valve body 31c increase as the turbine load TL increases from 100 to L33b is This is the same as the case of adjusting by the aperture speed control method (an extension line of the thick dashed-dotted line FA2).

図１１は、第２実施形態に係る火力発電プラントについて、タービン内部効率を示す図である。   FIG. 11 is a diagram showing the turbine internal efficiency of the thermal power plant according to the second embodiment.

図１１において、縦軸は、タービン内部効率ＴＥを示し、横軸は、タービン負荷ＴＬを示している。図１１において、太い実線ＥＸ３は、本実施形態の結果を示している。これに対して、太い破線ＣＸは、蒸気加減弁１２２を構成する第１弁体３１ａと第２弁体３１ｂと第３弁体３１ｃとのそれぞれをタービン負荷ＴＬに応じてノズル締切調速方式で開けた場合の結果を示している。   In FIG. 11, the vertical axis indicates the turbine internal efficiency TE, and the horizontal axis indicates the turbine load TL. In FIG. 11, a thick solid line EX3 indicates the result of the present embodiment. On the other hand, the thick broken line CX indicates that the first valve body 31a, the second valve body 31b and the third valve body 31c constituting the steam control valve 122 are controlled by the nozzle shutoff speed control method according to the turbine load TL. It shows the result when it is opened.

図１１に示すように、タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂである範囲においては、本実施形態の場合（太い実線ＥＸ３）の方が、蒸気加減弁１２２をノズル締切調速方式で開けた場合（太い破線ＣＸ）よりも、タービン内部効率ＴＥが高い。同様に、タービン負荷ＴＬがＬ３３ｂから１００である範囲においては、本実施形態の場合（太い実線ＥＸ３）の方が、蒸気加減弁１２２をノズル締切調速方式で開けた場合（太い破線ＣＸ）よりも、タービン内部効率ＴＥが高い。   As shown in FIG. 11, in the case where the turbine load TL is L33 to L32 b, in the case of the present embodiment (thick solid line EX3), the steam control valve 122 is opened by the nozzle shutoff speed control method (thick The turbine internal efficiency TE is higher than the broken line CX). Similarly, in the case where the turbine load TL is from L33 b to 100, the steam control valve 122 is opened by the nozzle shutoff control method (thick broken line CX) in the case of the present embodiment (thick solid line EX3) Also, the turbine internal efficiency TE is high.

タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂである範囲、および、Ｌ３３ｂから１００である範囲では、本実施形態のタービン内部効率ＴＥ（太い実線ＥＸ３）は、絞り調速方式の場合（太い破線ＣＸ）と同じであって、ノズル締切調速方式の場合よりも高い。タービン負荷ＴＬがＬ３３からＬ３２ｂである範囲と、Ｌ３３ｂから１００である範囲とを除く範囲では、本実施形態のタービン内部効率ＴＥは、ノズル締切調速方式で開けた場合と同じである。このため、本実施形態は、タービン内部効率ＴＥを向上可能である。   In the range where the turbine load TL is L33 to L32b and the range L33b to 100, the turbine internal efficiency TE (thick solid line EX3) of this embodiment is the same as in the case of the throttle control system (thick broken line CX) And higher than in the case of the nozzle cut-off speed control method. The turbine internal efficiency TE of the present embodiment is the same as in the case of opening by the nozzle cut-off speed control method in the range excluding the range where the turbine load TL is L33 to L32b and the range L33b to 100. For this reason, this embodiment can improve turbine internal efficiency TE.

したがって、本実施形態は、タービン内部効率（タービン調速段効率）を向上し、エネルギーを効率的に利用可能である。   Therefore, this embodiment improves the turbine internal efficiency (turbine speed control stage efficiency), and energy can be efficiently used.

なお、第１弁体３１ａ、第２弁体３１ｂ、および、第３弁体３１ｃとして機能する弁体、および、第１蒸気室部２０１、第２蒸気室部２０２、および、第３蒸気室部２０３として機能する蒸気室部が、複数であってもよい。   In addition, the valve body which functions as the 1st valve body 31a, the 2nd valve body 31b, and the 3rd valve body 31c, and the 1st steam room part 201, the 2nd steam room part 202, and the 3rd steam room part There may be a plurality of steam chambers functioning as 203.

本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。   While certain embodiments of the present invention have been described, these embodiments have been presented by way of example only, and are not intended to limit the scope of the invention. These novel embodiments can be implemented in various other forms, and various omissions, substitutions, and modifications can be made without departing from the scope of the invention. These embodiments and modifications thereof are included in the scope and the gist of the invention, and are included in the invention described in the claims and the equivalent scope thereof.

１…火力発電プラント、２０…蒸気室、２１…タービン段落、３１…弁体、３１ａ…第１弁体、３１ｂ…第２弁体、３１ｃ…第３弁体、１００…ボイラ、１０１…蒸気発生器、１０２…再熱器、１１０…蒸気タービン部、１１１…高圧タービン、１１２…中圧タービン、１１３…低圧タービン、１２０…主蒸気系、１２１…蒸気止め弁、１２２…蒸気加減弁、１３０…再熱蒸気系、１３１…再熱蒸気止め弁、１３２…インターセプト弁、１４０…復水給水系、１４１…復水器、１４２…給水ポンプ、１５０…低温再熱系、１５１…逆止弁、１６０…高圧タービンバイパス系、１６１…高圧タービンバイパス弁、１７０…低圧タービンバイパス系、１７１…低圧タービンバイパス弁、２０１…第１蒸気室部、２０２…第２蒸気室部、２０３…第３蒸気室部、２１１…ノズル部、２１２…動翼部、４００…制御装置、４０１…速度制御回路、４０２…負荷制御回路、４０３…加減算器、４０４…演算信号分配器、４０５ａ…第１関数器、４０５ｂ…第２関数器、４０５ｃ…第３関数器、Ｋ４０５ａ…第１の関数、Ｋ４０５ｂ…第２の関数、Ｋ４０５ｃ…第３の関数、ＫＦ…関数、ＫＦ１…関数、ＫＦ２…関数、ＫＰａ…関数、ＫＰｂ…関数、ＫＰｃ…関数、Ｓ４０１…タービン回転数制御信号、Ｓ４０２…タービン負荷設定信号、Ｓ４０３…加減算演算信号、Ｓ４０４…タービン負荷信号、Ｓ４０５ａ…第１の弁開度演算信号、Ｓ４０５ｂ…第２の弁開度演算信号、Ｓ４０５ｃ…第３の弁開度演算信号 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Thermal power generation plant, 20 ... Steam chamber, 21 ... Turbine stage, 31 ... Valve body, 31a ... 1st valve body, 31b ... 2nd valve body, 31c ... 3rd valve body, 100 ... Boiler, 101 ... Steam generation | occurrence | production , 102: reheater, 110: steam turbine portion, 111: high pressure turbine, 112: medium pressure turbine, 113: low pressure turbine, 120: main steam system, 121: steam stop valve, 122: steam control valve, 130 ... Reheat steam system, 131 ... reheat steam stop valve, 132 ... intercept valve, 140 ... condensed water supply system, 141 ... condenser, 142 ... water supply pump, 150 ... low temperature reheat system, 151 ... check valve, 160 ... high pressure turbine bypass system, 161 ... high pressure turbine bypass valve, 170 ... low pressure turbine bypass system, 171 ... low pressure turbine bypass valve, 201 ... first steam chamber, 202 ... second steam chamber, 203 ... second Steam chamber part 211 nozzle part 212 moving blade part 400 control device 401 speed control circuit 402 load control circuit 403 adder-subtractor 404 arithmetic signal distributor 405a first function unit 405b second function unit 405c third function unit K405a first function K405b second function K405c third function KF function KF1 function KF2 function KPa Function, KPb: Function, KPc: Function, S401: Turbine rotational speed control signal, S402: Turbine load setting signal, S403: Addition / subtraction operation signal, S404: Turbine load signal, S405a: First valve opening operation signal, S405b ... Second valve opening calculation signal, S405c ... third valve opening calculation signal

Claims (6)

ボイラと、前記ボイラで発生した主蒸気が蒸気室に作動流体として流入する蒸気タービン部と、前記ボイラから前記蒸気室に流れる主蒸気の流量を調整する蒸気加減弁と、前記蒸気加減弁の動作をタービン負荷に応じて制御する制御装置とを有する火力発電プラントであって、
前記蒸気加減弁は、第１弁体と第２弁体とを含み、
前記蒸気室は、第１蒸気室部と第２蒸気室部とを含み、前記第１弁体が開けられることで前記第１蒸気室部に主蒸気が流入し、前記第２弁体が開けられることで前記第２蒸気室部に主蒸気が流入するように構成されており、
前記制御装置は、
前記タービン負荷が第１負荷から前記第１負荷よりも大きい第２負荷までの範囲では、前記第１弁体の開度が全開状態を保持すると共に、前記第２弁体の開度が前記タービン負荷の増加に応じて全閉状態から第１開度になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御し、
前記タービン負荷が前記第２負荷であるときには、前記第１弁体の開度が全開状態から第２開度になると共に、前記第２弁体の開度が前記第１開度から前記第２開度になり、前記タービン負荷が前記第２負荷から増加するに伴って、前記第１弁体、および、前記第２弁体が、同じ開度で、前記第２開度から全開状態になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御する、
火力発電プラント。 A boiler, a steam turbine unit in which a main steam generated in the boiler flows into the steam chamber as a working fluid, a steam control valve for controlling the flow rate of the main steam flowing from the boiler to the steam chamber, and an operation of the steam control valve A thermal power plant having a controller for controlling the turbine according to the turbine load,
The steam control valve includes a first valve body and a second valve body,
The steam chamber includes a first steam chamber portion and a second steam chamber portion, and when the first valve body is opened, main steam flows into the first steam chamber portion, and the second valve body is opened. The main steam flows into the second steam chamber by being
The controller is
In the range from the first load to the second load where the turbine load is larger than the first load, the opening degree of the first valve body maintains the fully open state, and the opening degree of the second valve body is the turbine The operation of the steam control valve is controlled so as to change from the fully closed state to the first opening degree according to an increase in load,
When the turbine load is the second load, the opening degree of the first valve body changes from the fully open state to the second opening degree, and the opening degree of the second valve body is the second opening degree from the first opening degree When the turbine load increases from the second load, the first valve body and the second valve body are fully opened from the second opening at the same opening degree. To control the operation of the steam control valve,
Thermal power plant. 前記制御装置は、
前記タービン負荷が前記第２負荷から前記第２負荷よりも大きい定格負荷までの範囲では、前記タービン負荷が増加するに伴って、前記第１弁体の開度、および、前記第２弁体の開度が前記第２開度から全開状態になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御する、
請求項１に記載の火力発電プラント。 The controller is
In the range from the second load to the rated load where the turbine load is larger than the second load, the opening degree of the first valve body and the second valve body as the turbine load increases. The operation of the steam control valve is controlled so that the opening degree is fully opened from the second opening degree.
The thermal power plant according to claim 1. 前記第２開度は、前記第１弁体の開度と前記第２弁体の開度とを絞り調速方式で調整する場合において、前記タービン負荷が前記第２負荷になるときに調整される開度である、
請求項２に記載の火力発電プラント。 The second opening degree is adjusted when the turbine load becomes the second load in the case of adjusting the opening degree of the first valve body and the opening degree of the second valve body in a throttle control system. Opening degree,
The thermal power plant according to claim 2. 前記タービン負荷が前記第２負荷から前記定格負荷に増加するに伴って、前記第１弁体の開度と前記第２弁体の開度とが増加する割合は、前記第１弁体の開度と前記第２弁体の開度とが絞り調速方式で調整される場合と同じである、
請求項３に記載の火力発電プラント。 The rate at which the opening degree of the first valve body and the opening degree of the second valve body increase as the turbine load increases from the second load to the rated load is determined by the opening of the first valve body. And the opening degree of the second valve body are adjusted by the throttle control method,
The thermal power plant according to claim 3. 前記蒸気加減弁は、第３弁体を更に含み、
前記蒸気室は、第３蒸気室部を更に含み、前記第３弁体が開けられることで前記第３蒸気室部に主蒸気が流入するように構成されており、
前記制御装置は、
前記タービン負荷が前記第２負荷から前記第２負荷よりも大きい第３負荷に増加するに伴って、前記第１弁体、および、前記第２弁体が、互いに同じ開度で、前記第２開度から全開状態になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御し、
前記タービン負荷が前記第３負荷から前記第３負荷よりも大きい第４負荷までの範囲では、前記第１弁体の開度および前記第２弁体の開度が全開状態を保持すると共に、前記第３弁体の開度が前記タービン負荷の増加に応じて全閉状態から第３開度になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御し、
前記タービン負荷が前記第４負荷であるときには、前記第１弁体の開度および前記第２弁体の開度が全開状態から第４開度になると共に、前記第３弁体の開度が前記第３開度から前記第４開度になり、前記タービン負荷が前記第４負荷から増加するに伴って、前記第１弁体、前記第２弁体、および、前記第３弁体のそれぞれが、同じ開度で、前記第４開度から全開状態になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御する、
請求項１に記載の火力発電プラント。 The steam control valve further includes a third valve body,
The steam chamber further includes a third steam chamber, and the main valve flows into the third steam chamber by opening the third valve body.
The controller is
As the turbine load increases from the second load to a third load that is larger than the second load, the first valve body and the second valve body have the same opening degree as the second valve body. The operation of the steam control valve is controlled so as to be fully open from the opening degree,
In the range from the third load to the fourth load where the turbine load is larger than the third load, the opening degree of the first valve body and the opening degree of the second valve body maintain the fully open state, and The operation of the steam control valve is controlled such that the third valve body has a third valve opening from a fully closed state in response to an increase in the turbine load.
When the turbine load is the fourth load, the opening degree of the first valve body and the opening degree of the second valve body change from the fully open state to the fourth opening degree, and the opening degree of the third valve body is Each of the first valve body, the second valve body, and the third valve body as the third opening degree changes to the fourth opening degree and the turbine load increases from the fourth load. Control the operation of the steam control valve so that the fourth opening degree becomes fully open at the same opening degree,
The thermal power plant according to claim 1. ボイラと、前記ボイラで発生した主蒸気が蒸気室に作動流体として流入する蒸気タービン部と、前記ボイラから前記蒸気室に流れる主蒸気の流量を調整する蒸気加減弁とを有し、前記蒸気加減弁が第１弁体と第２弁体とを少なくとも含み、前記蒸気室が第１蒸気室部と第２蒸気室部とを少なくとも含み、前記第１弁体が開けられることで前記第１蒸気室部に主蒸気が流入し、前記第２弁体が開けられることで前記第２蒸気室部に主蒸気が流入するように構成されており、前記蒸気加減弁の動作をタービン負荷に応じて制御する火力発電プラントの運転方法であって、
前記タービン負荷が第１負荷から前記第１負荷よりも大きい第２負荷までの範囲では、前記第１弁体の開度が全開状態を保持すると共に、前記第２弁体の開度が前記タービン負荷の増加に応じて全閉状態から第１開度になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御し、
前記タービン負荷が前記第２負荷であるときには、前記第１弁体の開度が全開状態から第２開度になると共に、前記第２弁体の開度が前記第１開度から前記第２開度になり、前記タービン負荷が前記第２負荷から増加するに伴って、前記第１弁体、および、前記第２弁体が、同じ開度で、前記第２開度から全開状態になるように、前記蒸気加減弁の動作を制御する、
火力発電プラントの運転方法。 A steam turbine unit in which a main steam generated in the boiler flows into the steam chamber as a working fluid; and a steam control valve controlling the flow rate of the main steam flowing from the boiler to the steam chamber; The valve includes at least a first valve body and a second valve body, the steam chamber includes at least a first steam chamber and a second steam chamber, and the first valve is opened to open the first steam. The main steam flows into the chamber and the second valve body is opened so that the main steam flows into the second steam chamber, and the operation of the steam control valve according to the turbine load is performed. The operating method of the thermal power plant to be controlled,
In the range from the first load to the second load where the turbine load is larger than the first load, the opening degree of the first valve body maintains the fully open state, and the opening degree of the second valve body is the turbine The operation of the steam control valve is controlled so as to change from the fully closed state to the first opening degree according to an increase in load,
When the turbine load is the second load, the opening degree of the first valve body changes from the fully open state to the second opening degree, and the opening degree of the second valve body is the second opening degree from the first opening degree When the turbine load increases from the second load, the first valve body and the second valve body are fully opened from the second opening at the same opening degree. To control the operation of the steam control valve,
How to operate a thermal power plant.
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