JPH05195711A - 蒸気タービンプラントの運転効率改善方法 - Google Patents
蒸気タービンプラントの運転効率改善方法Info
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- JPH05195711A JPH05195711A JP4267283A JP26728392A JPH05195711A JP H05195711 A JPH05195711 A JP H05195711A JP 4267283 A JP4267283 A JP 4267283A JP 26728392 A JP26728392 A JP 26728392A JP H05195711 A JPH05195711 A JP H05195711A
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- steam
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
- F01D17/10—Final actuators
- F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
- F01D17/18—Final actuators arranged in stator parts varying effective number of nozzles or guide conduits, e.g. sequentially operable valves for steam turbines
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
- F01K13/00—General layout or general methods of operation of complete plants
- F01K13/02—Controlling, e.g. stopping or starting
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Control Of Turbines (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 出力変動中に部分送入蒸気タービン発電プラ
ントの運転効率を改善する方法を提供する。 【構成】 蒸気タービンの定圧運転中、複数個の弁点各
々における衝動室圧力を測定する。各隣接の弁点対毎
に、変圧運転モードから定圧運転モードへ又は後者から
前者へ移行するための最適定圧移行点圧力を計算する。
各弁点対に対する最適定圧移行点圧力を、隣接弁点対間
の圧力差の対応の百分率値に変換する。次いで、各弁点
における衝動室圧力を用いて、圧力差百分率値に基づ
き、１つの運転モードから他の運転モードへ移行するた
めの対応の衝動室圧力を算出する。算出した移行衝動室
圧力を測定衝動室圧力値と比較し、測定値が、実質的に
算出移行圧力に等しい場合に１つの運転モードから他の
運転モードへの移行を行う。
ントの運転効率を改善する方法を提供する。 【構成】 蒸気タービンの定圧運転中、複数個の弁点各
々における衝動室圧力を測定する。各隣接の弁点対毎
に、変圧運転モードから定圧運転モードへ又は後者から
前者へ移行するための最適定圧移行点圧力を計算する。
各弁点対に対する最適定圧移行点圧力を、隣接弁点対間
の圧力差の対応の百分率値に変換する。次いで、各弁点
における衝動室圧力を用いて、圧力差百分率値に基づ
き、１つの運転モードから他の運転モードへ移行するた
めの対応の衝動室圧力を算出する。算出した移行衝動室
圧力を測定衝動室圧力値と比較し、測定値が、実質的に
算出移行圧力に等しい場合に１つの運転モードから他の
運転モードへの移行を行う。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、電力事業体で使用され
る蒸気タービンに関し、特に、電力需要変動中に蒸気タ
ービンの性能を最適化するための方法に関するものであ
る。
る蒸気タービンに関し、特に、電力需要変動中に蒸気タ
ービンの性能を最適化するための方法に関するものであ
る。
【０００２】
【発明の背景】多くの多段蒸気タービンシステムの出力
は、高圧タービン入口又は蒸気室における蒸気の圧力を
減少するように、蒸気発生器からの蒸気を変圧制御する
ことにより制御されている。この変圧運転法を用いてい
る蒸気タービンは、あらゆる負荷状態において全ての蒸
気入口ノズル室が作動しているところから、全周送入タ
ービンと呼称されることが多い。一般に、全周送入ター
ビンは、効率を最大にするために、定格負荷において正
確な蒸気条件を受け入れるように設計されている。全て
の入口ノズルを介して蒸気を送入することにより、全周
送入タービンにおける入口段、例えば第１制御段におけ
る圧力比は、蒸気入口圧力に関係なく本質的に一定に留
どまる。その結果、第１制御段における電力発生の機械
効率を最適化することができる。しかし、全周送入ター
ビンにおいて出力が減少すると、効率、即ち、蒸気発生
器とタービン出力との間における蒸気の仕事の理想効率
が全体的に低下する。と言うのは、変圧により、仕事を
行うのに利用可能なエネルギーが減少するからである。
一般に、タービンの総合効率、即ち、実際の効率は、タ
ービンの理想効率と機械効率との積で表される。
は、高圧タービン入口又は蒸気室における蒸気の圧力を
減少するように、蒸気発生器からの蒸気を変圧制御する
ことにより制御されている。この変圧運転法を用いてい
る蒸気タービンは、あらゆる負荷状態において全ての蒸
気入口ノズル室が作動しているところから、全周送入タ
ービンと呼称されることが多い。一般に、全周送入ター
ビンは、効率を最大にするために、定格負荷において正
確な蒸気条件を受け入れるように設計されている。全て
の入口ノズルを介して蒸気を送入することにより、全周
送入タービンにおける入口段、例えば第１制御段におけ
る圧力比は、蒸気入口圧力に関係なく本質的に一定に留
どまる。その結果、第１制御段における電力発生の機械
効率を最適化することができる。しかし、全周送入ター
ビンにおいて出力が減少すると、効率、即ち、蒸気発生
器とタービン出力との間における蒸気の仕事の理想効率
が全体的に低下する。と言うのは、変圧により、仕事を
行うのに利用可能なエネルギーが減少するからである。
一般に、タービンの総合効率、即ち、実際の効率は、タ
ービンの理想効率と機械効率との積で表される。
【０００３】変圧運転法だけで達成可能なタービン出力
制御よりも更に効率の良いタービン出力制御は、タービ
ン入口に流入する蒸気を、互いに分離され個別に制御可
能な部分送入弧に分割する技術によって実現されてい
る。この部分送入として知られている方法においては、
負荷の変動に応答して、動作中の第１段のノズル数が変
更される。部分送入タービンは、全周送入タービンより
も有利であるとされている。その理由は、送入全周に亙
り変圧を行うよりも、一定の圧力で、個々のノズル室を
介して逐次的に蒸気を送入することにより比較的高い理
想効率が達成可能であるからである。このように、理想
効率が高いという利点は、一般に、全周送入タービン設
計の制御段において達成可能な最適機械効率よりも有利
である。出力を変えるために部分送入を用いている多段
蒸気タービンは、一般に、全周送入において蒸気圧力を
変える方式よりも高い実際効率で動作する。しかし、過
去における部分送入方式は、制御段における仕事出力の
効率を制限する或る種の欠点を有することが知られてい
る。このような欠点のうちの幾つかは、例えば、回転翼
が蒸気を送入していないノズル翼群を通過する際に生ず
る流れの影響や擾乱のような不可避の機械的制約に起因
するものである。
制御よりも更に効率の良いタービン出力制御は、タービ
ン入口に流入する蒸気を、互いに分離され個別に制御可
能な部分送入弧に分割する技術によって実現されてい
る。この部分送入として知られている方法においては、
負荷の変動に応答して、動作中の第１段のノズル数が変
更される。部分送入タービンは、全周送入タービンより
も有利であるとされている。その理由は、送入全周に亙
り変圧を行うよりも、一定の圧力で、個々のノズル室を
介して逐次的に蒸気を送入することにより比較的高い理
想効率が達成可能であるからである。このように、理想
効率が高いという利点は、一般に、全周送入タービン設
計の制御段において達成可能な最適機械効率よりも有利
である。出力を変えるために部分送入を用いている多段
蒸気タービンは、一般に、全周送入において蒸気圧力を
変える方式よりも高い実際効率で動作する。しかし、過
去における部分送入方式は、制御段における仕事出力の
効率を制限する或る種の欠点を有することが知られてい
る。このような欠点のうちの幾つかは、例えば、回転翼
が蒸気を送入していないノズル翼群を通過する際に生ず
る流れの影響や擾乱のような不可避の機械的制約に起因
するものである。
【０００４】更に、部分送入タービンにおいては、ノズ
ル翼群間の圧力降下（従って、圧力比）は、蒸気を非常
に多数の蒸気室を介して逐次的に送入する際に変動し、
最大の圧力降下は、最小弁点（即ち、開状態にある制御
弁もしくはガバナの可能最小数に対応する点）で生じ、
最小の圧力降下は全周送入時に生ずる。制御段における
圧力差に逆比例する熱力学的効率は、最小弁点で最も低
く、そして全周送入で最大となる。従って、出力が定格
負荷以下に降下すると、部分送入タービンに対する制御
段効率は減少する。しかし、部分送入タービンのノズル
における所定の可変圧力降下に対して、部分送入タービ
ンに通常見られる或る種の設計上の事項を改善すること
により、タービンの総合効率を高めることが可能である
と考えられる。制御段は、殆どの圧力降下が静止ノズル
を横切って生ずる衝動段であるので、ノズル効率におけ
る１％の改善は、制御段効率に対して、動翼もしくは回
転羽根の効率における１％の改善よりも４倍の効果を有
するであろう。従って、制御段ノズルの性能の最も控え
目な改善を可能にするタービン設計でも、部分送入ター
ビンの実際の効率は顕著に改善されるであろう。定格負
荷において、部分送入タービンの実際の効率が０．２５
％増加するだけでも、非常に大きなエネルギー節減を結
果的に実現することができる。
ル翼群間の圧力降下（従って、圧力比）は、蒸気を非常
に多数の蒸気室を介して逐次的に送入する際に変動し、
最大の圧力降下は、最小弁点（即ち、開状態にある制御
弁もしくはガバナの可能最小数に対応する点）で生じ、
最小の圧力降下は全周送入時に生ずる。制御段における
圧力差に逆比例する熱力学的効率は、最小弁点で最も低
く、そして全周送入で最大となる。従って、出力が定格
負荷以下に降下すると、部分送入タービンに対する制御
段効率は減少する。しかし、部分送入タービンのノズル
における所定の可変圧力降下に対して、部分送入タービ
ンに通常見られる或る種の設計上の事項を改善すること
により、タービンの総合効率を高めることが可能である
と考えられる。制御段は、殆どの圧力降下が静止ノズル
を横切って生ずる衝動段であるので、ノズル効率におけ
る１％の改善は、制御段効率に対して、動翼もしくは回
転羽根の効率における１％の改善よりも４倍の効果を有
するであろう。従って、制御段ノズルの性能の最も控え
目な改善を可能にするタービン設計でも、部分送入ター
ビンの実際の効率は顕著に改善されるであろう。定格負
荷において、部分送入タービンの実際の効率が０．２５
％増加するだけでも、非常に大きなエネルギー節減を結
果的に実現することができる。
【０００５】また、幾つかの弁ループ内での部分送入タ
ービンの変圧もしくは可変絞り圧運転でも、タービン効
率は改善され、付加的に低サイクル疲労が減少する。通
常の手順においては、変圧が最低の利用可能な圧力限界
に対して用いられる場合に、部分送入タービンに対し、
制御弁の内の半分が大きく開弁し残りの半分が完全に閉
じている点、即ち、最大送入が実際上１００％であるタ
ービンにおける５０％の第１段送入に対応する値より低
い流量で部分送入タービンに対し変圧運転を開始してい
る。しかし、変圧運転は、全周送入タービンにおいて最
大蒸気流量で開始する場合に最も効率が良い。変圧運転
を部分送入タービンにおいてより高い流量（大きい値の
第１段送入）で開始すると、性能上の損失が生ずる。し
かし、多数の弁を有するタービンにおいては、５０％を
越える送入からの変圧で定絞り圧運転で生ずるであろう
ところの各弁ループ（弁の絞り）の相当部分が排除され
る。このような弁ループの排除で、タービンの熱消費率
及びその効率が改善される。
ービンの変圧もしくは可変絞り圧運転でも、タービン効
率は改善され、付加的に低サイクル疲労が減少する。通
常の手順においては、変圧が最低の利用可能な圧力限界
に対して用いられる場合に、部分送入タービンに対し、
制御弁の内の半分が大きく開弁し残りの半分が完全に閉
じている点、即ち、最大送入が実際上１００％であるタ
ービンにおける５０％の第１段送入に対応する値より低
い流量で部分送入タービンに対し変圧運転を開始してい
る。しかし、変圧運転は、全周送入タービンにおいて最
大蒸気流量で開始する場合に最も効率が良い。変圧運転
を部分送入タービンにおいてより高い流量（大きい値の
第１段送入）で開始すると、性能上の損失が生ずる。し
かし、多数の弁を有するタービンにおいては、５０％を
越える送入からの変圧で定絞り圧運転で生ずるであろう
ところの各弁ループ（弁の絞り）の相当部分が排除され
る。このような弁ループの排除で、タービンの熱消費率
及びその効率が改善される。
【０００６】図１は、８個の制御弁を有する部分送入蒸
気タービンにおける変圧制御の効果を表している。横軸
には負荷の値が取られ、縦軸の値は熱消費率を表す。曲
線１４は、弁のシーケンス制御（部分送入）運転での一
定圧力に対する理想点の軌跡を表す。点線１６、１８及
び２０は、有限数の弁に対する実際の弁ループを表す。
これ等の弁のループは一連の制御弁もしくは加減弁の各
々を徐々に絞ることから得られるループである。１００
％送入からの変圧運転は曲線２２で示されている。点線
１６の弁ループの幾分かは、曲線２２に沿う変圧により
排除されるが、移行点２４の下方では熱消費率（効率の
逆数）は反比例的に増加していることが分かる。８７．
５％の送入点からの変圧を表す曲線２６から明らかなよ
うに、弁ループ１８に対しても移行点２８までは類似の
改善が得られる。同様に、７５％送入からの変圧（曲線
３０）で点線２０の弁ループでの運転が改善される。こ
れ等の各弁のループの理想的な曲線１４と比較して高い
熱消費率及び効率の減少を表している。曲線１４上にお
ける各弁点は、各弁が全開か或は全閉かのいずれかの状
態を表している。
気タービンにおける変圧制御の効果を表している。横軸
には負荷の値が取られ、縦軸の値は熱消費率を表す。曲
線１４は、弁のシーケンス制御（部分送入）運転での一
定圧力に対する理想点の軌跡を表す。点線１６、１８及
び２０は、有限数の弁に対する実際の弁ループを表す。
これ等の弁のループは一連の制御弁もしくは加減弁の各
々を徐々に絞ることから得られるループである。１００
％送入からの変圧運転は曲線２２で示されている。点線
１６の弁ループの幾分かは、曲線２２に沿う変圧により
排除されるが、移行点２４の下方では熱消費率（効率の
逆数）は反比例的に増加していることが分かる。８７．
５％の送入点からの変圧を表す曲線２６から明らかなよ
うに、弁ループ１８に対しても移行点２８までは類似の
改善が得られる。同様に、７５％送入からの変圧（曲線
３０）で点線２０の弁ループでの運転が改善される。こ
れ等の各弁のループの理想的な曲線１４と比較して高い
熱消費率及び効率の減少を表している。曲線１４上にお
ける各弁点は、各弁が全開か或は全閉かのいずれかの状
態を表している。
【０００７】図１、図２及び図３は、従来の制御を用い
る例示的な蒸気タービンの運転を説明している。図１
は、２５３５ｐｓｉａにおける定圧運転での全弁点の軌
跡（曲線１４）を示している。弁点は、５０％、７５
％、８７．５％及び１００％送入で識別されており、弁
ループは曲線１６、１８及び２０で識別されている。変
圧は、曲線２２、２６及び３０で示されている。代表的
なタービンシステムに対し、先ず、約８０６ＭＷである
１００％送入から出発して、８個の制御弁全てを全開に
保ち、蒸気発生ボイラを制御することにより絞り圧を変
化することによって負荷を減少する。絞り圧（曲線２
２）が点線１６の弁のループとの交点２４に達すると、
８番目の制御弁を交点２４に対応する送入値まで閉じな
がら、絞り圧を２５３５ｐｓｉａまで増加する。負荷が
更に減少する場合には、この制御弁を閉弁し続けて、該
弁が完全に閉弁するまで一定の２５３５ｐｓｉａの絞り
圧を維持し、完全に閉弁した時点でタービンを８７．５
％送入で運転する。更に負荷を減少するためには、弁位
置即ち開度を再び一定に保持して、７個の弁を全開に
し、絞り圧を再び、変圧曲線２６と弁ループ１８との交
点２８に対応する圧力まで減少する。負荷を交点２８よ
り下方に減少するためには、圧力を２５３５ｐｓｉａま
で増加して７番目の弁を徐々に閉弁し（弁ループを立下
げ）、７番目の弁を完全に閉弁する。そこで送入は７５
％となる。負荷を更に減少するためには、６個の弁を大
きく開き２つの弁を完全に閉じて、変圧曲線３０が点線
２０の弁のループとの交点３２に達するまで、圧力を再
び減少する。しかる後、絞り圧の上昇及び制御弁の閉弁
という動作を、所望任意数の弁ループに対して繰り返
す。絞り圧の変化は図２に示してある。曲線４６の傾斜
部分４４は、定弁位置での変圧運転に対応する部分であ
る。垂直部分４８は、変圧の終わり及び弁の絞りへの移
行に対応する。水平部分５０は、定圧力で負荷を減少し
ながら、弁ループを立下げること等による制御弁絞りで
の定蒸気圧での運転に対応する。図３は、負荷の関数と
して熱消費率における改善を示す図である。曲線５２
は、定圧力における弁ループの性能と弁点間における変
圧を用いた性能との差を示している。
る例示的な蒸気タービンの運転を説明している。図１
は、２５３５ｐｓｉａにおける定圧運転での全弁点の軌
跡（曲線１４）を示している。弁点は、５０％、７５
％、８７．５％及び１００％送入で識別されており、弁
ループは曲線１６、１８及び２０で識別されている。変
圧は、曲線２２、２６及び３０で示されている。代表的
なタービンシステムに対し、先ず、約８０６ＭＷである
１００％送入から出発して、８個の制御弁全てを全開に
保ち、蒸気発生ボイラを制御することにより絞り圧を変
化することによって負荷を減少する。絞り圧（曲線２
２）が点線１６の弁のループとの交点２４に達すると、
８番目の制御弁を交点２４に対応する送入値まで閉じな
がら、絞り圧を２５３５ｐｓｉａまで増加する。負荷が
更に減少する場合には、この制御弁を閉弁し続けて、該
弁が完全に閉弁するまで一定の２５３５ｐｓｉａの絞り
圧を維持し、完全に閉弁した時点でタービンを８７．５
％送入で運転する。更に負荷を減少するためには、弁位
置即ち開度を再び一定に保持して、７個の弁を全開に
し、絞り圧を再び、変圧曲線２６と弁ループ１８との交
点２８に対応する圧力まで減少する。負荷を交点２８よ
り下方に減少するためには、圧力を２５３５ｐｓｉａま
で増加して７番目の弁を徐々に閉弁し（弁ループを立下
げ）、７番目の弁を完全に閉弁する。そこで送入は７５
％となる。負荷を更に減少するためには、６個の弁を大
きく開き２つの弁を完全に閉じて、変圧曲線３０が点線
２０の弁のループとの交点３２に達するまで、圧力を再
び減少する。しかる後、絞り圧の上昇及び制御弁の閉弁
という動作を、所望任意数の弁ループに対して繰り返
す。絞り圧の変化は図２に示してある。曲線４６の傾斜
部分４４は、定弁位置での変圧運転に対応する部分であ
る。垂直部分４８は、変圧の終わり及び弁の絞りへの移
行に対応する。水平部分５０は、定圧力で負荷を減少し
ながら、弁ループを立下げること等による制御弁絞りで
の定蒸気圧での運転に対応する。図３は、負荷の関数と
して熱消費率における改善を示す図である。曲線５２
は、定圧力における弁ループの性能と弁点間における変
圧を用いた性能との差を示している。
【０００８】図１及び図３に示した性能の改善は、ボイ
ラ給水ポンプ吐出量が、絞り圧の減少に伴って減少する
という仮定に基づいている。ボイラ給水ポンプ吐出量が
比例的に減少しない場合には、吐出圧を維持するのに要
求されるエネルギーが高レベルに留どまるところから改
善は低減する。従来のタービンシステムにおいては、圧
力を減少するための信号が給水ポンプ／給水ポンプ駆動
系に送られている。しかし、実際には、流量要求の摂動
が原因でボイラへの流入水の圧力に小さい変動があるた
め、ポンプ速度の定常的な調節を排除したり、制御の不
安定性及びハンチング現象の発生を排除するために、給
水ポンプには圧力調整弁が後続して設けられている。こ
の圧力調整弁は、多かれ少なかれ絞り作用を行うので、
ポンプの吐出圧力が変動し、従って、ポンプが供給する
流量が変動する。ポンプの速度は、調整弁の行程の所望
範囲に亙り一定に保持されている。弁行程がこのような
限界を越えると、ポンプ速度を調整して弁を所望の中間
位置へと動かす。その結果、ポンプ吐出圧力は、許容最
小値（絞り圧にタービンシステムの水頭損失を加えた
値）に等しくはならず、従って、性能改善は図１及び図
３に示すように大きくはない。加えるに、より迅速な負
荷応答を実現するために、調整弁は通常、或る程度の圧
力降下を伴って動作しており、負荷需要に急激な増加が
生じても、弁が迅速に開いて流量を増加するようになっ
ている。ポンプのこの応答及びその駆動は、調整弁の応
答よりも緩慢である。
ラ給水ポンプ吐出量が、絞り圧の減少に伴って減少する
という仮定に基づいている。ボイラ給水ポンプ吐出量が
比例的に減少しない場合には、吐出圧を維持するのに要
求されるエネルギーが高レベルに留どまるところから改
善は低減する。従来のタービンシステムにおいては、圧
力を減少するための信号が給水ポンプ／給水ポンプ駆動
系に送られている。しかし、実際には、流量要求の摂動
が原因でボイラへの流入水の圧力に小さい変動があるた
め、ポンプ速度の定常的な調節を排除したり、制御の不
安定性及びハンチング現象の発生を排除するために、給
水ポンプには圧力調整弁が後続して設けられている。こ
の圧力調整弁は、多かれ少なかれ絞り作用を行うので、
ポンプの吐出圧力が変動し、従って、ポンプが供給する
流量が変動する。ポンプの速度は、調整弁の行程の所望
範囲に亙り一定に保持されている。弁行程がこのような
限界を越えると、ポンプ速度を調整して弁を所望の中間
位置へと動かす。その結果、ポンプ吐出圧力は、許容最
小値（絞り圧にタービンシステムの水頭損失を加えた
値）に等しくはならず、従って、性能改善は図１及び図
３に示すように大きくはない。加えるに、より迅速な負
荷応答を実現するために、調整弁は通常、或る程度の圧
力降下を伴って動作しており、負荷需要に急激な増加が
生じても、弁が迅速に開いて流量を増加するようになっ
ている。ポンプのこの応答及びその駆動は、調整弁の応
答よりも緩慢である。
【０００９】絞り変圧と制御弁の開度決定との組み合わ
せで、熱消費率は顕著に改善されるが、本発明者は、１
つのモードから他のモードへ切り換えるための最適移行
点はタービン毎に、しかもタービンの寿命期間中に変動
することを発見した。特に、前述したような諸因子に加
えて、復水器圧力、再熱温度及び再熱器圧力降下のよう
な他のパラメータが設計値から変動し得る。このような
変動は、移行が生ずる負荷の変更を生ぜしめる。加える
に、翼列製造公差が原因で、変圧モードから定絞り圧運
転モードに移行する際の移行点（負荷）は、性能計算か
ら得られるものと異なってくる。
せで、熱消費率は顕著に改善されるが、本発明者は、１
つのモードから他のモードへ切り換えるための最適移行
点はタービン毎に、しかもタービンの寿命期間中に変動
することを発見した。特に、前述したような諸因子に加
えて、復水器圧力、再熱温度及び再熱器圧力降下のよう
な他のパラメータが設計値から変動し得る。このような
変動は、移行が生ずる負荷の変更を生ぜしめる。加える
に、翼列製造公差が原因で、変圧モードから定絞り圧運
転モードに移行する際の移行点（負荷）は、性能計算か
ら得られるものと異なってくる。
【００１０】米国特許第４,２９７,８４８号明細書に
は、移行点を設定するために衝動室圧力を用いることに
より最適化問題の解決を計ろうとする試みが開示されて
いる。この米国特許に記載されている手法によれば、ボ
イラ圧力を摂動して電気負荷を測定することが要求され
る。しかし、負荷測定における不確実性及び摂動の複雑
性が原因で、移行点は、最適値よりも低い値で起こり得
る。
は、移行点を設定するために衝動室圧力を用いることに
より最適化問題の解決を計ろうとする試みが開示されて
いる。この米国特許に記載されている手法によれば、ボ
イラ圧力を摂動して電気負荷を測定することが要求され
る。しかし、負荷測定における不確実性及び摂動の複雑
性が原因で、移行点は、最適値よりも低い値で起こり得
る。
【００１１】
【発明の概要】本発明の一般的原理によれば、部分送入
蒸気タービンにおける変圧運転と定圧運転の間の移行点
を最適化する方法が開示される。特に、衝動室圧力を用
いて変圧運転と定圧運転の間における移行を行う。しか
し、出力減少中は、変圧運転のための衝動室圧力を、定
圧運転の衝動室圧力に対応するように所定の圧力−容積
関係に従って調節する。本発明者は、変圧運転の方が定
絞り圧運転よりも衝動室圧力が高いことを発見した。弁
点、即ち、選択された弁が完全に閉ざされる点及び完全
に開かれる点は、定絞り圧運転（定圧運転と同義）中に
決定されるので、変圧運転中に衝動室圧読取り値の調節
を行わない場合には、移行点は最適でない衝動室圧力で
起こるであろう。
蒸気タービンにおける変圧運転と定圧運転の間の移行点
を最適化する方法が開示される。特に、衝動室圧力を用
いて変圧運転と定圧運転の間における移行を行う。しか
し、出力減少中は、変圧運転のための衝動室圧力を、定
圧運転の衝動室圧力に対応するように所定の圧力−容積
関係に従って調節する。本発明者は、変圧運転の方が定
絞り圧運転よりも衝動室圧力が高いことを発見した。弁
点、即ち、選択された弁が完全に閉ざされる点及び完全
に開かれる点は、定絞り圧運転（定圧運転と同義）中に
決定されるので、変圧運転中に衝動室圧読取り値の調節
を行わない場合には、移行点は最適でない衝動室圧力で
起こるであろう。
【００１２】更に、本発明の方法においては、最適移行
点を設定するために、タービン運転中各弁点における衝
動室圧力の測定値が利用される。具体的には、最適移行
点は、一般に、隣接する弁点間における圧力差の所定の
百分率値であることが分かった。従って、弁点を動的に
設定することにより、圧力差の百分率値を計算し、該圧
力差を用いて移行点を設定することによって、最適点で
移行を行うことができる。
点を設定するために、タービン運転中各弁点における衝
動室圧力の測定値が利用される。具体的には、最適移行
点は、一般に、隣接する弁点間における圧力差の所定の
百分率値であることが分かった。従って、弁点を動的に
設定することにより、圧力差の百分率値を計算し、該圧
力差を用いて移行点を設定することによって、最適点で
移行を行うことができる。
【００１３】
【好適な実施例の詳細な説明】本発明の一層明確な理解
を得るために、以下、添付図面を参照し実施例と関連し
て詳細に説明する。
を得るために、以下、添付図面を参照し実施例と関連し
て詳細に説明する。
【００１４】本発明について説明する前に、本発明の原
理を具体化するのに適した典型的な蒸気タービン発電プ
ラントを略示する機能ブロックを示す図４を参照し説明
することにする。図４に示したプラントにおいて、核燃
料或は化石燃料用のものとすることができる慣用のボイ
ラ６０は蒸気を発生し、この蒸気は、絞りヘッダ６２を
介して、参照数字６４で表す一組の蒸気送入弁に導かれ
る。ボイラ６０と関連して、慣用のボイラ制御装置６６
が設けられており、この制御装置６６は、絞りヘッダ６
２における蒸気圧のような種々なボイラパラメータを制
御するのに用いられる。更に具体的に述べると、絞りヘ
ッダ６２における蒸気圧は、通常、ボイラ制御装置６６
内に配置されている設定点コントローラ（図４には図示
せず）によって制御される。このような設定点コントロ
ーラの構造は、当業者には周知のことであるので、本実
施例の説明に当たっては、該設定点コントローラの詳述
は不要であろう。蒸気は、アキュムレータ（蒸気室）か
ら、高圧タービン部６８の種々の送入領域を流れる蒸気
流を制御するように開度決定される蒸気送入弁（制御
弁）６４の開度決めに従って、高圧タービン部６８にお
いて調整される。通常、高圧タービン部６８から流出す
る蒸気は、参照数字７２で示す少なくとも１つの低圧タ
ービン部に供給される前に、慣用の再熱器部７０で再熱
される。低圧タービン部７２から流出する蒸気は慣用の
復水器７４へと導かれる。
理を具体化するのに適した典型的な蒸気タービン発電プ
ラントを略示する機能ブロックを示す図４を参照し説明
することにする。図４に示したプラントにおいて、核燃
料或は化石燃料用のものとすることができる慣用のボイ
ラ６０は蒸気を発生し、この蒸気は、絞りヘッダ６２を
介して、参照数字６４で表す一組の蒸気送入弁に導かれ
る。ボイラ６０と関連して、慣用のボイラ制御装置６６
が設けられており、この制御装置６６は、絞りヘッダ６
２における蒸気圧のような種々なボイラパラメータを制
御するのに用いられる。更に具体的に述べると、絞りヘ
ッダ６２における蒸気圧は、通常、ボイラ制御装置６６
内に配置されている設定点コントローラ（図４には図示
せず）によって制御される。このような設定点コントロ
ーラの構造は、当業者には周知のことであるので、本実
施例の説明に当たっては、該設定点コントローラの詳述
は不要であろう。蒸気は、アキュムレータ（蒸気室）か
ら、高圧タービン部６８の種々の送入領域を流れる蒸気
流を制御するように開度決定される蒸気送入弁（制御
弁）６４の開度決めに従って、高圧タービン部６８にお
いて調整される。通常、高圧タービン部６８から流出す
る蒸気は、参照数字７２で示す少なくとも１つの低圧タ
ービン部に供給される前に、慣用の再熱器部７０で再熱
される。低圧タービン部７２から流出する蒸気は慣用の
復水器７４へと導かれる。
【００１５】多くの場合、蒸気タービン部６８及び７２
は、共通の軸７６によって発電機７８に機械的に結合さ
れている。タービン部６８及び７２において蒸気が膨張
する際に、その殆どのエネルギーは、軸７６を回転する
トルクに変換される。プラントの起動中、タービン部６
８及び７２を通される蒸気は、タービン軸の回転速度が
線間電圧の同期速度或はその低調波になるように調整さ
れる。一般には、この調整は、慣用の速度検知変換器８
０によりタービン軸７６の速度を検出することによって
達成される。変換器８０により発生される測定速度信号
８２は、回転軸速度を表し、この信号は慣用のタービン
制御装置８４に供給される。一方、制御装置８４は、所
望の速度要求及びタービン制御装置８４に供給される測
定速度信号８２に従って、タービン部６８及び７２を流
れる蒸気を調整するために、信号ライン８６を用いて蒸
気送入弁の開度決定を制御する。
は、共通の軸７６によって発電機７８に機械的に結合さ
れている。タービン部６８及び７２において蒸気が膨張
する際に、その殆どのエネルギーは、軸７６を回転する
トルクに変換される。プラントの起動中、タービン部６
８及び７２を通される蒸気は、タービン軸の回転速度が
線間電圧の同期速度或はその低調波になるように調整さ
れる。一般には、この調整は、慣用の速度検知変換器８
０によりタービン軸７６の速度を検出することによって
達成される。変換器８０により発生される測定速度信号
８２は、回転軸速度を表し、この信号は慣用のタービン
制御装置８４に供給される。一方、制御装置８４は、所
望の速度要求及びタービン制御装置８４に供給される測
定速度信号８２に従って、タービン部６８及び７２を流
れる蒸気を調整するために、信号ライン８６を用いて蒸
気送入弁の開度決定を制御する。
【００１６】発電機７８と、電気負荷９０との間には、
通常、主遮断器８８が配置されている。該電気負荷９０
は、本発明の説明と関連して、バルク送電／配電網と見
做すことができる。タービン制御装置８４によって、同
期条件が満たされていることが判定されると、主遮断器
８８を閉じて、電気エネルギーを電気負荷９０に供給す
ることができる。プラントの実際の出力電力は、電力計
のような慣用の電力測定変換器９２によって測定され、
該変換器９２には、電気エネルギーを電気負荷９０に供
給する電気出力ラインに結合されている。発電プラント
の実際の出力を表す信号は、信号ライン９４を介してタ
ービン制御装置８４に供給される。同期状態が一旦確立
すると、通例のように、タービン制御装置８４は、発電
プラントの所望の電力発生に見合うように、タービン部
６８及び７２に蒸気を供給すべく蒸気送入弁６４を調整
することができる。
通常、主遮断器８８が配置されている。該電気負荷９０
は、本発明の説明と関連して、バルク送電／配電網と見
做すことができる。タービン制御装置８４によって、同
期条件が満たされていることが判定されると、主遮断器
８８を閉じて、電気エネルギーを電気負荷９０に供給す
ることができる。プラントの実際の出力電力は、電力計
のような慣用の電力測定変換器９２によって測定され、
該変換器９２には、電気エネルギーを電気負荷９０に供
給する電気出力ラインに結合されている。発電プラント
の実際の出力を表す信号は、信号ライン９４を介してタ
ービン制御装置８４に供給される。同期状態が一旦確立
すると、通例のように、タービン制御装置８４は、発電
プラントの所望の電力発生に見合うように、タービン部
６８及び７２に蒸気を供給すべく蒸気送入弁６４を調整
することができる。
【００１７】本発明によれば、図４に示した蒸気発電プ
ラントの一部として、付加的に、最適タービン効率コン
トローラ９６が設けられる。このコントローラ９６は、
追って詳細に説明するように、種々のタービンパラメー
タを測定することによって所望の発電プラント出力にお
けるプラントの熱力学的状態を監視し、それによって得
られる情報を用いて、上記コントローラ９６からボイラ
制御装置６６に結合されている信号ライン９８を利用
し、絞り蒸気圧（絞りヘッダ蒸気圧）の調整を行う。絞
り蒸気圧調整は、一般に知られているように、ボイラ制
御装置６６の一部である絞り設定点コントローラ（図示
せず）の設定点を変更することにより達成することがで
きる。多くの設定点コントローラにおいて、通例のよう
に、例えば絞り蒸気圧のような帰還測定パラメータは、
設定点に実質的に接近するようになり、該パラメータと
設定点との間の偏差は通常、圧力設定点コントローラの
出力／入力利得特性の関数である。
ラントの一部として、付加的に、最適タービン効率コン
トローラ９６が設けられる。このコントローラ９６は、
追って詳細に説明するように、種々のタービンパラメー
タを測定することによって所望の発電プラント出力にお
けるプラントの熱力学的状態を監視し、それによって得
られる情報を用いて、上記コントローラ９６からボイラ
制御装置６６に結合されている信号ライン９８を利用
し、絞り蒸気圧（絞りヘッダ蒸気圧）の調整を行う。絞
り蒸気圧調整は、一般に知られているように、ボイラ制
御装置６６の一部である絞り設定点コントローラ（図示
せず）の設定点を変更することにより達成することがで
きる。多くの設定点コントローラにおいて、通例のよう
に、例えば絞り蒸気圧のような帰還測定パラメータは、
設定点に実質的に接近するようになり、該パラメータと
設定点との間の偏差は通常、圧力設定点コントローラの
出力／入力利得特性の関数である。
【００１８】絞り蒸気圧及び温度のようなタービンパラ
メータは、それぞれ、慣用の圧力変換器１００及び温度
変換器１０２によって測定される。変換器１００及び１
０２によりそれぞれ発生される信号１０４及び１０６
は、最適タービン効率コントローラ９６に供給すること
ができる。再熱器７０におけるタービン再熱蒸気温度の
ような他のパラメータを、慣用の温度変換器１０８で測
定し、その出力信号１１０を、最適タービン効率コント
ローラ９６で利用する目的で該コントローラ９６に供給
することも可能である。電力測定変換器９２によって発
生される信号９４も、付加的に、コントローラ９６に供
給することができる。更に、タービン部６８及び７２を
流れる蒸気流量を表すパラメータも重要なタービンパラ
メータである。この目的で、本実施例においては、高圧
タービン部６８の衝動室（第１段出口）における蒸気圧
力を選択するのが適当である。衝動室には、慣用の圧力
変換器１１２が配置されていて信号１１４を発生する。
この信号１１４は、衝動室における蒸気圧を表し、コン
トローラ９６に供給される。
メータは、それぞれ、慣用の圧力変換器１００及び温度
変換器１０２によって測定される。変換器１００及び１
０２によりそれぞれ発生される信号１０４及び１０６
は、最適タービン効率コントローラ９６に供給すること
ができる。再熱器７０におけるタービン再熱蒸気温度の
ような他のパラメータを、慣用の温度変換器１０８で測
定し、その出力信号１１０を、最適タービン効率コント
ローラ９６で利用する目的で該コントローラ９６に供給
することも可能である。電力測定変換器９２によって発
生される信号９４も、付加的に、コントローラ９６に供
給することができる。更に、タービン部６８及び７２を
流れる蒸気流量を表すパラメータも重要なタービンパラ
メータである。この目的で、本実施例においては、高圧
タービン部６８の衝動室（第１段出口）における蒸気圧
力を選択するのが適当である。衝動室には、慣用の圧力
変換器１１２が配置されていて信号１１４を発生する。
この信号１１４は、衝動室における蒸気圧を表し、コン
トローラ９６に供給される。
【００１９】本発明と関連して用いられるコントローラ
９６は、上述の調整プラント制御システムにおける主た
る制御装置と見做すことができる。通常、このコントロ
ーラ９６は、例えば、ディジタル・イクイップメント・
コーポレーション（DigitalEquipment Corporation）か
ら入手可能なマイクロヴァックス（MicroVax)コンピュ
ータのようなマイクロコンピュータから構成することが
できる。このコンピュータはタービンシステムの制御を
行う上に必要な計算を行うことができる。
９６は、上述の調整プラント制御システムにおける主た
る制御装置と見做すことができる。通常、このコントロ
ーラ９６は、例えば、ディジタル・イクイップメント・
コーポレーション（DigitalEquipment Corporation）か
ら入手可能なマイクロヴァックス（MicroVax)コンピュ
ータのようなマイクロコンピュータから構成することが
できる。このコンピュータはタービンシステムの制御を
行う上に必要な計算を行うことができる。
【００２０】再び図１を参照するに、最適な効率即ち最
適な熱消費率を実現するには、変圧運転と定圧運転とを
組み合わせるのが望ましい。理想的な環境においては、
各制御弁を開又は閉にすべき時点は、タービン設計デー
タから計算することができ、実際、各タービン製造業者
は、それ自身のタービンに対する設計パラメータを用い
て構築された各タービン毎の負荷（又は他の変数）の関
数として理想的な弁開／閉時点及び理想的な移行点を計
算する独自の方法を有している。図１のグラフは、この
ような設計データを用いて作成されたものである。しか
し、翼列もしくは羽根列の製造公差と、復水器圧力及び
再熱器温度／圧力のようなタービンパラメータ等の種々
の因子とが組み合わさって、理想弁作動点及び理想移行
点が計算値とは別の値で起こる可能性がる。従って、コ
ントローラ９６は、実際の測定値に基づいて図１の値を
変更する計算能力を有することが必要である。更に、変
圧運転中は、衝動室圧はエンタルピー及び比容量が高い
ために、定絞り圧運転中よりも高いことが分かってい
る。従って、弁作動点は必然的に定絞り圧運転中に設定
されるので、各制御弁曲線上の移行点は、定絞り圧を用
いて定義される。タービン負荷が増加している場合に
は、移行は定絞り圧運転から変圧運転に対して行われる
ので上記の定義に関しては問題はないが、負荷減少中
は、変圧運転から定圧運転に移行が行われるので上記の
定義には問題がある。従って、最適な移行点を選択する
ためには、変圧運転中の衝動室圧を等価の定絞り圧値に
変換する必要がある。
適な熱消費率を実現するには、変圧運転と定圧運転とを
組み合わせるのが望ましい。理想的な環境においては、
各制御弁を開又は閉にすべき時点は、タービン設計デー
タから計算することができ、実際、各タービン製造業者
は、それ自身のタービンに対する設計パラメータを用い
て構築された各タービン毎の負荷（又は他の変数）の関
数として理想的な弁開／閉時点及び理想的な移行点を計
算する独自の方法を有している。図１のグラフは、この
ような設計データを用いて作成されたものである。しか
し、翼列もしくは羽根列の製造公差と、復水器圧力及び
再熱器温度／圧力のようなタービンパラメータ等の種々
の因子とが組み合わさって、理想弁作動点及び理想移行
点が計算値とは別の値で起こる可能性がる。従って、コ
ントローラ９６は、実際の測定値に基づいて図１の値を
変更する計算能力を有することが必要である。更に、変
圧運転中は、衝動室圧はエンタルピー及び比容量が高い
ために、定絞り圧運転中よりも高いことが分かってい
る。従って、弁作動点は必然的に定絞り圧運転中に設定
されるので、各制御弁曲線上の移行点は、定絞り圧を用
いて定義される。タービン負荷が増加している場合に
は、移行は定絞り圧運転から変圧運転に対して行われる
ので上記の定義に関しては問題はないが、負荷減少中
は、変圧運転から定圧運転に移行が行われるので上記の
定義には問題がある。従って、最適な移行点を選択する
ためには、変圧運転中の衝動室圧を等価の定絞り圧値に
変換する必要がある。
【００２１】本発明者は、各運転モードにおける圧力−
体積（ＰＶ）積の比の平方根を、定絞り圧における衝動
室圧力に乗じた場合に、その結果として、変圧運転に対
応する圧力と非常に良好に一致する圧力が得られること
を発見した。数式で表すと下記の通りである。
体積（ＰＶ）積の比の平方根を、定絞り圧における衝動
室圧力に乗じた場合に、その結果として、変圧運転に対
応する圧力と非常に良好に一致する圧力が得られること
を発見した。数式で表すと下記の通りである。
【００２２】
【数１】
【００２３】上式中、 ｐic＝定圧運転における衝動室圧力 ｐis＝変圧運転における衝動室圧力 （ＰＶ）S＝変圧運転における衝動室の圧力−体積の積 （ＰＶ）C＝定圧運転における衝動室の圧力−体積の積 上の式におけるＰＶの積を、絶対温度で表した衝撃室温
度で置換することにより正確さにおいてやや劣るが同等
の関係式が得られる。
度で置換することにより正確さにおいてやや劣るが同等
の関係式が得られる。
【００２４】
【数２】
【００２５】更に、本方法の精度を、翼列流れ面積の設
計値からの偏差が生ずる状況を考慮することにより検証
した。タービン流れ面積が正確に設計流れ面積と一致す
る場合及び２つの変動を導入した場合の移行点を計算で
求めた。第１番目の変動で、高圧タービン部の（合計１
８列の内の）最初から６列の反動翼列の流れ面積を５％
だけ増加させた。第２番目の変動では、制御段のノズル
面積を２％だけ増加した。
計値からの偏差が生ずる状況を考慮することにより検証
した。タービン流れ面積が正確に設計流れ面積と一致す
る場合及び２つの変動を導入した場合の移行点を計算で
求めた。第１番目の変動で、高圧タービン部の（合計１
８列の内の）最初から６列の反動翼列の流れ面積を５％
だけ増加させた。第２番目の変動では、制御段のノズル
面積を２％だけ増加した。
【００２６】表１及び表２には、６個の制御弁を備えた
４４０ＭＷタービンに対する３組の流れ面積での移行点
における定圧及び変圧に対する衝動室圧力が示してあ
る。表１は８３．３％〜１００％の送入弧に蒸気を供給
する弁に関するものであり、表２は５０％〜６６．７％
の部分送入弧に蒸気を供給する弁に関するものである。
所定の部分送入弧のノズルを通流する蒸気の流量は、
（臨界圧力比を有する）ノズルの閉塞に至るまで、単位
負荷の減少に伴い増加する。更に、衝動室温度は負荷の
減少に伴い減少する。
４４０ＭＷタービンに対する３組の流れ面積での移行点
における定圧及び変圧に対する衝動室圧力が示してあ
る。表１は８３．３％〜１００％の送入弧に蒸気を供給
する弁に関するものであり、表２は５０％〜６６．７％
の部分送入弧に蒸気を供給する弁に関するものである。
所定の部分送入弧のノズルを通流する蒸気の流量は、
（臨界圧力比を有する）ノズルの閉塞に至るまで、単位
負荷の減少に伴い増加する。更に、衝動室温度は負荷の
減少に伴い減少する。
【００２７】
【表１】
【００２８】
【表２】
【００２９】定絞り圧運転（定圧運転）中、特定の弁が
まさに閉弁開始する直前の測定衝動室圧力及び次の弁が
閉弁開始する直前の測定圧力を用いて移行点における最
適衝動室圧力を極く近似的に予測する相関関係を展開し
た。３組全ての流れ面積に対する最適衝動室圧力は、所
定の弁に対し、該弁の閉弁開始時及び閉弁時における負
荷及び流量の２つのレベルにおける衝動室圧の差ΔＰic
の実質的に一定の百分率値に等価であった。
まさに閉弁開始する直前の測定衝動室圧力及び次の弁が
閉弁開始する直前の測定圧力を用いて移行点における最
適衝動室圧力を極く近似的に予測する相関関係を展開し
た。３組全ての流れ面積に対する最適衝動室圧力は、所
定の弁に対し、該弁の閉弁開始時及び閉弁時における負
荷及び流量の２つのレベルにおける衝動室圧の差ΔＰic
の実質的に一定の百分率値に等価であった。
【００３０】後述する３つの場合に対し、ΔＰicに対す
る乗数を、６番目の弁に対しては５３.４％と５４.１％
の間で変え、４番目の弁に対しては７４.０％と７６.８
％との間で変えた。
る乗数を、６番目の弁に対しては５３.４％と５４.１％
の間で変え、４番目の弁に対しては７４.０％と７６.８
％との間で変えた。
【００３１】用いた百分率値がタービンの設計面積に対
応する場合には、定圧運転及び変圧運転双方において６
番目及び４番目の弁における推定衝動室圧Ｐest は、そ
れぞれ、表３及び表４に示す通りである。尚、これ等の
表において、Ｐactは タービン性能コンピュータプログ
ラムの実行で得られた計算衝動室圧である。
応する場合には、定圧運転及び変圧運転双方において６
番目及び４番目の弁における推定衝動室圧Ｐest は、そ
れぞれ、表３及び表４に示す通りである。尚、これ等の
表において、Ｐactは タービン性能コンピュータプログ
ラムの実行で得られた計算衝動室圧である。
【００３２】
【表３】
【００３３】
【表４】
【００３４】タービン性能予測プログラムにおいて反動
翼列及び制御段ノズルに対し製作通りの流れ面積を用い
れば、その結果は、上記表において「設計通り」の行に
示した比較例に近似するであろう。本発明が提案する方
法においては、現場データからの衝動室圧力の実際の
（測定した）変化を用いるので、計算移行点は一層正確
になる。その結果、蒸気条件における変動或はタービン
の性能劣化を分析により考慮することができよう。上記
の表の２つの条件は、衝動室温度に変化を生ぜしめる。
現場測定の効果を評価するために、ＰＶ積の平方根を下
記の２条件に対して算出した。第１の条件においては、
温度は予測値であると仮定した。第２の条件において
は、温度は予測値或は測定値よりも１０°Ｆ(５.６℃）
低いと仮定した。不適切な温度におけるＰＶを用いた場
合、２つの平方根間の差は約０．０２５％、即ち１.０
１６３９対１.０１６６５であった。２つの温度は１０
°Ｆ（５．６℃）だけ異なるので、誤差は実際上互いに
相殺し合う。
翼列及び制御段ノズルに対し製作通りの流れ面積を用い
れば、その結果は、上記表において「設計通り」の行に
示した比較例に近似するであろう。本発明が提案する方
法においては、現場データからの衝動室圧力の実際の
（測定した）変化を用いるので、計算移行点は一層正確
になる。その結果、蒸気条件における変動或はタービン
の性能劣化を分析により考慮することができよう。上記
の表の２つの条件は、衝動室温度に変化を生ぜしめる。
現場測定の効果を評価するために、ＰＶ積の平方根を下
記の２条件に対して算出した。第１の条件においては、
温度は予測値であると仮定した。第２の条件において
は、温度は予測値或は測定値よりも１０°Ｆ(５.６℃）
低いと仮定した。不適切な温度におけるＰＶを用いた場
合、２つの平方根間の差は約０．０２５％、即ち１.０
１６３９対１.０１６６５であった。２つの温度は１０
°Ｆ（５．６℃）だけ異なるので、誤差は実際上互いに
相殺し合う。
【００３５】２つのＰＶ項の平方根を決定する方法には
多数の方法が考えられる。１つの方法では設計値を使用
し、他の方法では、形成された面積の値を使用し、ター
ビン性能計算から得られた定圧及び変圧ＰＶ積から平方
根を計算する。更に他の方法として、定圧移行点（衝動
室圧力）における測定衝動室温度Ｔicを使用することが
考えられる。次いで、負荷を一定にして絞り圧を減少す
る。これにより弁は開弁する。弁が完全に開弁した時
に、衝動室温度及び圧力を測定する。
多数の方法が考えられる。１つの方法では設計値を使用
し、他の方法では、形成された面積の値を使用し、ター
ビン性能計算から得られた定圧及び変圧ＰＶ積から平方
根を計算する。更に他の方法として、定圧移行点（衝動
室圧力）における測定衝動室温度Ｔicを使用することが
考えられる。次いで、負荷を一定にして絞り圧を減少す
る。これにより弁は開弁する。弁が完全に開弁した時
に、衝動室温度及び圧力を測定する。
【００３６】次いで、蒸気特性定式データを用いて、２
組の圧力及び温度から比体積を算出する。コントローラ
９６は、この計算を行うことができる前述のMicroVaxコ
ンピュータを備えている。制御系が、蒸気特性に関する
アルゴリズムを備えていない場合には、経験的に得られ
た式を用いて、先ず圧力及び温度の関数としてエンタル
ピーｈを計算し、次いで、各種圧力レベルに対しエンタ
ルピーの関数としてＰＶを計算する。このような式は、
米国特許第４,８２７,４２９号明細書に提示してある。
この後者の方法によるオンライン更新によれば、設備の
劣化及び他の偏差を補償するように移行点を調節するこ
とが可能となるであろう。
組の圧力及び温度から比体積を算出する。コントローラ
９６は、この計算を行うことができる前述のMicroVaxコ
ンピュータを備えている。制御系が、蒸気特性に関する
アルゴリズムを備えていない場合には、経験的に得られ
た式を用いて、先ず圧力及び温度の関数としてエンタル
ピーｈを計算し、次いで、各種圧力レベルに対しエンタ
ルピーの関数としてＰＶを計算する。このような式は、
米国特許第４,８２７,４２９号明細書に提示してある。
この後者の方法によるオンライン更新によれば、設備の
劣化及び他の偏差を補償するように移行点を調節するこ
とが可能となるであろう。
【００３７】既述の３つの場合（設計面積、５％過剰の
反動翼列面積及び２％過剰ノズル面積）に対し上に示唆
した方法を用いて、近似を用い最適値からの熱消費率の
増加を計算で求めた。不適切な移行点から生ずる熱消費
率の誤差は、６番目の弁の場合、１Ｂｔｕ／Ｋｗｈ（英
国熱量単位）よりも小さく、４番目の弁では０．７Ｂｔ
ｕ／Ｋｗｈと２Ｂｔｕ／Ｋｗｈの間にあった。変圧運転
では、移行点において２Ｂｔｕ／Ｋｗｈの偏差が生じ
た。同じ移行点において、定圧運転では、偏差は０．７
Ｂｔｕ／Ｋｗｈであった。
反動翼列面積及び２％過剰ノズル面積）に対し上に示唆
した方法を用いて、近似を用い最適値からの熱消費率の
増加を計算で求めた。不適切な移行点から生ずる熱消費
率の誤差は、６番目の弁の場合、１Ｂｔｕ／Ｋｗｈ（英
国熱量単位）よりも小さく、４番目の弁では０．７Ｂｔ
ｕ／Ｋｗｈと２Ｂｔｕ／Ｋｗｈの間にあった。変圧運転
では、移行点において２Ｂｔｕ／Ｋｗｈの偏差が生じ
た。同じ移行点において、定圧運転では、偏差は０．７
Ｂｔｕ／Ｋｗｈであった。
【００３８】上に述べた実施例に関する説明から本発明
の原理は明らかになったであろう。尚、当業者には、図
示の実施例と関連して述べた構造、配列及び構成要素に
関し、本発明の実施に当たって、特定の運転要件に適し
た別の実施態様を開発するべく多くの変更を、本発明の
精神及び範囲から逸脱することなしに想到し得るであろ
う。
の原理は明らかになったであろう。尚、当業者には、図
示の実施例と関連して述べた構造、配列及び構成要素に
関し、本発明の実施に当たって、特定の運転要件に適し
た別の実施態様を開発するべく多くの変更を、本発明の
精神及び範囲から逸脱することなしに想到し得るであろ
う。
【図１】 従来の蒸気タービン制御方法を特徴付ける一
連のタービン出力もしくは負荷対熱消費量特性曲線を示
す図である。
連のタービン出力もしくは負荷対熱消費量特性曲線を示
す図である。
【図２】 図１の方法における負荷の関数として絞り圧
をグラフで示す図である。
をグラフで示す図である。
【図３】 図１の方法に対する計算効率改善を説明する
図である。
図である。
【図４】 本発明の方法を実施するのに適した蒸気ター
ビン発電プラントの１つの形態を略示する図である。
ビン発電プラントの１つの形態を略示する図である。
６０はボイラ、６２は絞りヘッダ、６４は蒸気送入弁、
６６はボイラ制御装置、６８は高圧タービン部、７０は
再熱器部、７２はタービン部、７４は復水装置、７６は
タービン軸、７８は発電機、８０は速度検知変換器、８
２は測定速度信号、８４はタービン制御装置、８６は信
号ライン、８８は主遮断器、９０は電気負荷、９２は電
力測定変換器、９６は最適タービン効率コントローラ、
１００、１０２は変換器、１０８は温度変換器、１１２
は圧力変換器である。
６６はボイラ制御装置、６８は高圧タービン部、７０は
再熱器部、７２はタービン部、７４は復水装置、７６は
タービン軸、７８は発電機、８０は速度検知変換器、８
２は測定速度信号、８４はタービン制御装置、８６は信
号ライン、８８は主遮断器、９０は電気負荷、９２は電
力測定変換器、９６は最適タービン効率コントローラ、
１００、１０２は変換器、１０８は温度変換器、１１２
は圧力変換器である。
Claims (2)
- 【請求項１】 変圧モードと定圧モードで選択的に運転
可能な部分送入蒸気タービンを備え、前記定圧モードに
おける出力の変化は、選択された送入弧に対する蒸気流
量を変えて、前記部分送入蒸気タービンへの蒸気体積流
量を変えるように、弁を徐々に閉弁及び開弁することに
より行われ、各送入弧は、それぞれの送入弧に対する蒸
気送入を制御する全開弁及び全閉弁に対応する隣接する
弁点により画定され、変圧モードの運転は、前記部分送
入蒸気タービンの蒸気室内への蒸気圧力を変えることに
より行われる、蒸気タービン発電プラントの出力変動中
の運転効率を改善するために、該運転効率の改善を、前
記出力変動の少なくとも一部分の期間中は変圧モードの
運転を用い、出力変動中の他の部分の期間中は定圧モー
ドの運転を用いて行う、蒸気タービン発電プラントの運
転効率改善方法において、 定圧モードでの前記部分送入蒸気タービンの運転中に複
数個の弁点の各々における衝動室圧力を測定するステッ
プと、 隣接する各弁点対毎に、前記変圧モード及び前記定圧モ
ードの内の一方から他方のモードへの移行のための最適
定圧移行点圧力を計算するステップと、 前記各弁点対毎の前記最適定圧移行点圧力を、隣接する
弁点対間の圧力差の対応の百分率値に変換するステップ
と、 衝動室圧力を測定する前記ステップで得られた各弁点に
おける前記衝動室圧力から、最適定圧移行点圧力を変換
する前記ステップで得られた前記圧力差の百分率値に基
づいて、前記変圧モード及び前記定圧モードの一方から
他方のモードへの移行のための対応の衝動室圧力を計算
するステップと、 衝動室圧力を計算する前記ステップから得られた前記移
行のための対応の衝動室圧力を、測定した衝動室圧力の
値と比較するステップと、 前記測定した衝動室圧力の値が、衝動室圧力を計算する
前記ステップで得られた前記移行のための対応の衝動室
圧力に実質的に等しい時に、前記変圧モード及び前記低
圧モードの一方から他方のモードへ移行するステップ
と、 を含む蒸気タービン発電プラントの運転効率改善方法。 - 【請求項２】 変圧モードと定圧モードで選択的に運転
可能な部分送入蒸気タービンを備え、前記定圧モードに
おける出力の変化は、選択された送入弧に対する蒸気流
量を変えて、前記部分送入蒸気タービンへの蒸気体積流
量を変えるように、弁を徐々に閉弁及び開弁することに
より行われ、各送入弧は、それぞれの送入弧に対する蒸
気送入を制御する全開弁及び全閉弁に対応する隣接する
弁点により画定され、変圧モードの運転は、前記部分送
入蒸気タービンの蒸気室内への蒸気圧力を変えることに
より行われる、蒸気タービン発電プラントの出力変動中
の運転効率を改善するために、該運転効率の改善を、前
記出力変動の少なくとも一部分の期間中は変圧モードの
運転を用い、出力変動中の他の部分の期間中は定圧モー
ドの運転を用いて行う、蒸気タービン発電プラントの運
転効率改善方法において、 定圧モードでの前記部分送入蒸気タービンの運転中に複
数個の弁点の各々における衝動室圧力を測定するステッ
プと、 各隣接弁点対毎に、変圧モードから定圧モードへの移行
のために各隣接弁点対間における最適定圧移行点を計算
するステップと、 前記最適定圧移行点を対応の変圧移行値に変換するステ
ップと、 前記衝動室圧力が前記変圧移行に達した時に変圧運転か
ら定圧運転に移行するステップと、 を含む蒸気タービン発電プラントの運転効率改善方法。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US07/772505 | 1991-10-07 | ||
| US07/772,505 US5136848A (en) | 1991-10-07 | 1991-10-07 | Method for predicting the optimum transition between constant and sliding pressure operation |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH05195711A true JPH05195711A (ja) | 1993-08-03 |
| JPH0774603B2 JPH0774603B2 (ja) | 1995-08-09 |
Family
ID=25095290
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP4267283A Expired - Lifetime JPH0774603B2 (ja) | 1991-10-07 | 1992-10-06 | 蒸気タービンプラントの運転効率改善方法 |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5136848A (ja) |
| JP (1) | JPH0774603B2 (ja) |
| CA (1) | CA2079920A1 (ja) |
| ES (1) | ES2064227B1 (ja) |
| IT (1) | IT1255693B (ja) |
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|---|---|---|---|---|
| US5333457A (en) * | 1991-10-07 | 1994-08-02 | Westinghouse Electric Corporation | Operation between valve points of a partial-arc admission turbine |
| IL121546A (en) * | 1997-08-14 | 2003-07-06 | Arie Raz | Compression and condensation of turbine exhaust steam |
| US6353804B1 (en) * | 1999-04-09 | 2002-03-05 | General Electric Company | Method for statistically predicting equipment performance |
| US6386829B1 (en) | 1999-07-02 | 2002-05-14 | Power Technology, Incorporated | Multi-valve arc inlet for steam turbine |
| US6484503B1 (en) | 2000-01-12 | 2002-11-26 | Arie Raz | Compression and condensation of turbine exhaust steam |
| AR029828A1 (es) * | 2001-07-13 | 2003-07-16 | Petrobras En S A | Metodo para la regulacion primaria de frecuencia en turbinas de vapor de ciclo combinado |
| DK1365110T3 (da) * | 2002-05-22 | 2009-04-20 | Siemens Ag | Fremgangsmåde og apparat til drift af et dampkraftanlæg, især i dellastområdet |
| JP4723884B2 (ja) * | 2005-03-16 | 2011-07-13 | 株式会社東芝 | タービン起動制御装置およびその起動制御方法 |
| US8813498B2 (en) * | 2010-06-18 | 2014-08-26 | General Electric Company | Turbine inlet condition controlled organic rankine cycle |
| CN102135021B (zh) * | 2011-02-25 | 2013-12-25 | 华东理工大学 | 一种工业抽汽冷凝式蒸汽轮机的轴功率预测方法 |
| US9328633B2 (en) | 2012-06-04 | 2016-05-03 | General Electric Company | Control of steam temperature in combined cycle power plant |
| CN105134312B (zh) * | 2015-08-17 | 2016-10-26 | 西安西热节能技术有限公司 | 一种亚临界喷嘴配汽汽轮机运行阀位确定方法 |
| CN106761963A (zh) * | 2016-12-01 | 2017-05-31 | 华电能源股份有限公司哈尔滨第三发电厂 | 一种汽轮机控制运行方法 |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4088875A (en) * | 1975-11-04 | 1978-05-09 | Westinghouse Electric Corp. | Optimum sequential valve position indication system for turbine power plant |
| MX145586A (es) * | 1978-03-24 | 1982-03-08 | Westinghouse Electric Corp | Mejoras en sistema para minimizar las perdidas por estrangulamiento de valvula en una planta de energia |
| US4297848A (en) * | 1979-11-27 | 1981-11-03 | Westinghouse Electric Corp. | Method of optimizing the efficiency of a steam turbine power plant |
| JPS5685507A (en) * | 1979-12-17 | 1981-07-11 | Hitachi Ltd | Monitoring method of performance of steam turbine plant |
| US4320625A (en) * | 1980-04-30 | 1982-03-23 | General Electric Company | Method and apparatus for thermal stress controlled loading of steam turbines |
| US4891948A (en) * | 1983-12-19 | 1990-01-09 | General Electric Company | Steam turbine-generator thermal performance monitor |
| US4819435A (en) * | 1988-07-11 | 1989-04-11 | Westinghouse Electric Corp. | Method for reducing valve loops for improving stream turbine efficiency |
| US4888954A (en) * | 1989-03-30 | 1989-12-26 | Westinghouse Electric Corp. | Method for heat rate improvement in partial-arc steam turbine |
-
1991
- 1991-10-07 US US07/772,505 patent/US5136848A/en not_active Expired - Lifetime
-
1992
- 1992-09-29 IT ITMI922238A patent/IT1255693B/it active IP Right Grant
- 1992-10-06 CA CA002079920A patent/CA2079920A1/en not_active Abandoned
- 1992-10-06 ES ES09201973A patent/ES2064227B1/es not_active Expired - Fee Related
- 1992-10-06 JP JP4267283A patent/JPH0774603B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| ES2064227R (ja) | 1996-11-16 |
| ITMI922238A0 (it) | 1992-09-29 |
| ES2064227A2 (es) | 1995-01-16 |
| ES2064227B1 (es) | 1997-07-01 |
| CA2079920A1 (en) | 1993-04-08 |
| JPH0774603B2 (ja) | 1995-08-09 |
| ITMI922238A1 (it) | 1994-03-29 |
| IT1255693B (it) | 1995-11-10 |
| US5136848A (en) | 1992-08-11 |
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