JPH0650105A

JPH0650105A - 部分周蒸気タービンの熱消費率改善方法

Info

Publication number: JPH0650105A
Application number: JP5134566A
Authority: JP
Inventors: Jr George J Silvestri; ジョージ・ジョゼフ・シルベストリ・ジュニア
Original assignee: Westinghouse Electric Corp
Current assignee: CBS Corp
Priority date: 1992-06-09
Filing date: 1993-06-04
Publication date: 1994-02-22
Anticipated expiration: 2011-02-07
Also published as: CA2097968A1; US5191764A; JPH0811922B2

Abstract

(57)【要約】【目的】部分周モードで運転する蒸気タービンの熱消
費率改善を、制御弁の閉止、変圧及び弁絞りの組み合わ
せにより達成する方法を提供する。【構成】この熱消費率改善方法では、第１制御段での
圧力降下が所定レベルに到達するように第１の流入周を
設定するために、複数の制御弁を順次閉じる。タービン
に対する蒸気圧力は、第１段圧力をこの所定レベル或は
該所定レベル以下に維持するように、制御弁の閉止と組
み合わせて低減し得る。別の方法では、開状態の制御弁
の全てを同時に閉位置に移動しつつ一定流入周を維持す
ることによって低出力運転を達成する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の背景】本発明は、蒸気タービンに関し、特に、
部分周流入式蒸気タービンの熱消費率（効率）を改善す
るための方法及び装置に関するものである。

【０００２】多くの多段蒸気タービンシステムの出力
は、高圧タービン入口での蒸気圧力を低減するために、
蒸気発生器からの主蒸気流量を絞ることによって制御さ
れる。この絞り運転法を利用する蒸気タービンは、全て
の蒸気入口ノズル室が全ての負荷状態で有効であること
から全周流入タービンと屡々呼称されている。全周流入
タービンは、効率を最大にするために、定格負荷で正確
な蒸気状態に応じるように通常設計される。入口ノズル
の全てに蒸気を流すことによって、全周流入タービンに
おける入口段、例えば第１制御段の圧力比は、蒸気入口
圧力とは無関係に、実質的に一定のままである。その結
果、第１制御段での出力発生の機械効率が最適化され得
る。しかし、全周流入タービンにおいて出力が低下する
と、効率、即ち蒸気発生器とタービン排気との間の蒸気
仕事サイクルの理想効率が総合的に低下する。その理由
は、絞りによって、仕事を行うのに利用しうるエネルギ
が減少するからである。一般に、タービン総効率、即ち
実際効率はタービンの理想効率と機械効率の積である。

【０００３】絞り運転法のみによって達成可能な制御よ
りも効率的なタービン出力の制御は、タービン入口に入
る蒸気を、分離して個々に制御可能な複数の部分流入に
分割する技術によって実現されてきた。部分周流入とし
て知られるこの方法において、作動可能な第１段ノズル
の数は負荷変化に応じて変化する。比較的高い理想効率
が、全周に亙る絞りによるよりは、最少の絞りで個々の
ノズル室に蒸気を順次流入することによって達成可能で
あるので、部分周流入タービンは全周流入タービンに比
べより有利であった。このより高い理想効率の利点は、
全周流入タービン構造の制御段で達成可能な最適機械効
率よりは一般的により有利なことである。全般的に、出
力を変更するのに部分周流入を用いる多段蒸気タービン
システムは、全周流入の蒸気を絞るシステムよりは、よ
り高い実際効率で作動する。しかし、従来の部分周流入
タービンシステムは、制御段での仕事の効率を制限する
というある欠点を有することが分かっていた。これ等の
制限の幾つかは、例えば、動翼が蒸気を流入していない
ノズル羽根グループを通るときに生ずる避けられない量
の風損及び乱流等の不可避の機械的制約による。

【０００４】更に、部分周流入タービンシステムにおい
て、ノズル羽根グループの圧力降下（従って、圧力比）
は、蒸気が多数の弁室を順次通るときに変化し、最大の
圧力降下は最小弁点（可能な最少数の加減弁即ち制御弁
が開く）で生じ、最小圧力降下は全周流入で生ずる。制
御段の圧力差に反比例する熱力学的効率は、最小弁点で
最低となり、全周流入で最高となる。従って、全周流入
タービンと同様に、部分周流入タービンの制御段効率
は、出力が定格負荷以下に降下したときに減少する。

【０００５】部分周流入タービンの変圧運転即ち可変絞
り圧運転も、タービン効率の改善になり、また、低サイ
クル疲労を付加的に低減する。通常の手順では、制御弁
の半分を全開すると共に他の半分を全閉している点、即
ち最大流入は実際上１００％であるタービンにおける５
０％の第１段流入である点に対応する値以下の流量で、
部分周流入タービンの変圧運転を開始することである。
変圧運転がより多い流量（より大きな値の第１段流入）
で開始されると、性能の損失が生ずる。しかし、８個の
弁を有するタービンにおいて、７５％の流入からの変圧
は、定絞り圧運転によって生ずることになる６番目の弁
に対する弁ループ（弁絞り）の相当の部分を排除する。
６２．５％の流入からの変圧の場合に同様の状況が起こ
る。即ち、５番目の弁の弁ループの相当な部分が排除さ
れる。かかる弁ループの除去はタービン熱消費率及びタ
ービン効率を改善する。

【０００６】図１は、８つの制御弁を有する部分周蒸気
タービンにおける変圧制御の効果を示す。横軸は蒸気流
量の値を表し、縦軸の値は熱消費率である。線１０は、
絞り制御による一定圧力を表しており、一方、線１２
は、全周流入タービンにおける変圧を表している。線１
４は、弁の順次制御（部分周流入）運転に伴う定圧を表
し、点線１６、１８、２０及び２２は、弁ループを表し
ている。弁ループは、一連の制御弁即ち加減弁の各々を
徐々に絞ることによって生ずる。７５％流入からの変圧
運転は線２４によって示されている。弁ループ２０の大
部分は線２４に沿った変圧によって除去されているが、
熱消費率（効率の逆数）は６２．５％の流入点以下で不
均整に増大していることに注目されたい。６２．５％流
入点からの変圧を示している線２６は、ある程度の改善
を示しているが、弁ループ１６、１８及び２０には影響
しない。同様に、５０％流入からの変圧の線２８は、下
端において改良を助けるが、弁ループ１６〜２２には影
響しない。これ等の弁ループの各々はより高い熱消費率
と、線１４によって表された理想曲線から低減された効
率とを表している。

【０００７】図２、図３及び図４は１つの先行技術の制
御を用いる例示的な蒸気タービンの運転を示す。図２は
全弁点、即ち２５３５ｐｓｉａの定圧運転での線３０の
軌跡を示す。弁点は、線３２、３４及び３６によって同
定された弁ループと、５０％、７５％、８７．５％及び
１００％の各流入で結び付けられている。変圧は線３
８、４０及び４２によって示される。例示的な蒸気ター
ビンシステムについて約８０６ＭＷの１００％流入で運
転開始すると、負荷は、８つの制御弁の全てを全開し且
つ蒸気発生ボイラを制御することによる絞り圧力の変更
によって、最初に減少される。絞り圧力、即ち線３８が
弁ループ３２との交差点に達したとき、８つの制御弁を
閉じながら、絞り圧力は２５３５ｐｓｉａまで増大され
る。制御弁は、２５３５ｐｓｉａの絞り圧を維持しなが
ら、負荷が更に減少されるときに閉じ続けられ、タービ
ンが８７．５％流入で運転する点で同制御弁が全閉す
る。負荷を更に減ずるために、弁位置は再び一定に保た
れ、７つの制御弁が全開され、絞り圧力は、変圧線４０
及び弁ループ３４の交差点に対応するまで、再び減少さ
れる。負荷をこの点以下に減ずるために、圧力は２５３
５ｐｓｉａまで増大させられ、７番目の制御弁はそれが
全閉するまで徐々に閉じられる（弁ループを下る）。こ
のとき流入は７５％である。負荷を更に減ずるために、
絞り圧線４２が弁ループ３６との交差点に到達するま
で、６つの制御弁を全開し且つ２つの制御弁を全閉する
ことによって、圧力は再び減少される。この交差点で、
５番目及び６番目の制御弁が一定絞り圧力運転と同時に
動作する。絞り圧力を上げて制御弁を閉じる動作は所望
の数の弁について繰り返される。絞り圧力の変動は図３
に示されている。線４６の傾斜部分４４は一定弁位置で
の変圧運転に対応している。垂直部分４８は弁の絞りを
行わない変圧の終了に関し、最上点は弁を絞る全圧力で
の運転に関する。水平部分５０は、一定圧で負荷を減少
させながら弁ループを下ることに関する。図４は、負荷
の関数としての熱消費率の改良を示している。線５２
は、一定圧での弁ループ性能と、弁点間の可変圧力を用
いる性能との間の差異を表している。

【０００８】図２及び図４に示された性能改善は、ボイ
ラ給水ポンプ吐出量が絞り圧の減少と共に減少するとい
う仮定に基づいている。給水ポンプ吐出量が比例的に減
少しなければ、吐出圧を維持するのに必要なエネルギは
高いままであるので、効率は低下する。先行技術のター
ビンシステムにおいて、圧力を減少すべく信号が給水ポ
ンプ−給水ポンプ駆動システムに送られる。しかし、実
際には、給水ポンプ速度の一定調整の必要性、並びに流
量要求の乱れに起因するボイラへの入口水圧の小さな変
動による制御の不安定性及びハンチングの発生を無くす
ために、給水ポンプには圧力調整器が付属している。圧
力調整器は、多かれ少なかれ絞りを行い、この絞りによ
り、ポンプ吐出圧、従って給水ポンプが運ぶ流量が変か
する。ポンプ速度は、調整器弁の所望移動範囲に亙って
一定に保持される。この調整器弁がその移動範囲を越え
た場合には、ポンプ速度は調節されて調整器弁をある所
望の平均位置に移動する。その結果、ポンプ吐出圧は最
小許容値（絞り圧＋タービンシステムの損失水頭）と等
しくなくなり、性能改善は図２及び図４によって示され
た程に大きくはない。更に、より迅速な負荷応答を達成
するために、調整弁は、通常、幾らかの圧力降下を伴っ
て作動されるので、負荷要求の急な増大があれば、調整
弁は迅速に開き流量を増大する。給水ポンプ及びその駆
動装置の応答は、調整弁の応答よりも緩慢である。

【０００９】絞り変圧運転は蒸気発電プラントの部分負
荷性能を改善するが、研究によると、絞り圧を一定に保
持しながら、加減弁即ち制御弁を順次閉じる（弁の逐次
操作）ことにより負荷を、最初に、その最高値から減少
する部分周流入タービンによって、最高性能レベルが達
成されることが示された。制御弁の半分を全開し且つ他
の半分を閉止すると（第１段での５０％流入）、弁の位
置は一定に保持され、更なる負荷減少は絞り圧を変更或
は変動することによって達成される。この組合せ運転方
法はハイブリッド運転と呼称されてきた。５０％流入で
の移行点を伴うハイブリッド作動は最も効率的な作動で
あると信じられている。しかし、部分周流入タービン
は、動翼が作動している蒸気周に出入りするので、部分
負荷で衝撃荷重を受ける。その結果、動翼は、より強く
なければならず、これは動翼の縦横比、従ってその効率
に影響する。翼材料或は翼根元の減衰は部分周流入に関
連した振動応力を低減することが望ましい。また、個々
の動翼に対するキロワット荷重（曲げ力）は流入周の減
少と共に増大する。変圧運転（特にハイブリッド運転）
は、最小流入の最適値が定絞り圧運転よりも高いので、
タービン第１段に対する衝撃荷重を減少させる。

【００１０】部分周運転について所要の減衰及び強度を
有する第１段翼材料を得ることは、現行タービンにおけ
る例えば４５００ｐｓｉａ及び１１００゜Ｆという高い
蒸気圧力及び温度ではもっと難しい。部分周流入用に適
切な材料がないために、上記の制限により高圧高温ター
ビンの第１段は全周流入で運転することを余儀なくされ
ている。５０％流入での部分周流入を許容するような材
料を見つけることができなければ、最小の流入周は、例
えば性能の損失を幾分伴うが６２．５％流入又は７５％
流入まで増大させることができる。性能レベルは絞り変
圧で運転する全周流入設計よりは依然として良好であ
る。しかし、７５％以上の流入の最小周では、ハイブリ
ッド運転に対する利益が殆どない。他の場合、１０００
゜Ｆ又は１０５０゜Ｆで運転するようなもっと慣用的な
旧型タービンでは部分周流入が制限されることが強調さ
れてきた。かかるタービンには、最小許容応力状態を越
えることなく性能を改善する方法を提供することが望ま
しい。

【００１１】定圧運転中における第１段の問題のため
に、一次流入周を５０％以上に増大することが必要であ
れば、発電プラントの経営者や運転員は発電プラント効
率の減少（より高い熱消費率）を経験することになる。
タービンがハイブリッドモードで現在運転されていれ
ば、発電プラント率の減少はかなり少なくなるであろ
う。しかし、初期の運転手順と比べて発電プラント効率
の幾分かの減少は依然として存在する。これは下記の表
に示される。これ等のデータは、５０％、６２．５％、
７５％及び１００％流入に弁点を有する定格出力５００
ＭＷのタービンについて得られた。図７は８バルブ５０
０ＭＷユニット用のノズル室（流入領域）の概略図であ
る。５０％流入ではノズル室Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが作動して
いる。６２．５％流入ではノズル室Ｅも作動している。

【００１２】タービンが５０％流入のハイブリッド可変
圧力で始動して運転すると想定する。３３４．９ＭＷ以
下の負荷で（表３）、絞り圧は負荷を制御するために変
更され、３３４．９ＭＷ以上で制御弁は負荷を制御する
ために調整される。この例において、３３４.９ＭＷと
４０５.８ＭＷとの間の電力範囲では、この例でのノズ
ル室Ｅ内における、５０％流入設計の１つの制御弁に対
する絞りがある。

【００１３】６２．５％の最小流入に限定された設計で
は、４０５．８ＭＷ（表３）以下の負荷について５つの
作動流入周の全てに対する絞り圧を変更する。従来の慣
行は、制御段の信頼性が確保される最も近い弁点に流入
を限定することであった。実際のタービンにおいて、部
分周（第１）段は、信頼性が確保されるこの流入で付加
的な設計余裕を通常有している。

【００１４】

【発明の概要】本発明の方法は、制御弁の閉止、変圧及
び弁絞りの組み合わせがより良好な効率を達成するため
に利用されているシステムについて説明されている。一
実施例において、この方法が使用されるものとして説明
されているタービンシステムにおいては、制御段は、材
料上の限界と翼根元取付上の限界とのため６２．５％の
部分周流入に対応する部分周衝撃荷重及び圧力降下の組
合せ応力に耐えることができる。初期のタービン出力減
少は、全力運転蒸気圧力で６２．５％まで部分周流入を
減少するように制御弁を順次閉じることによって達成さ
れる。更なる減少は、通常は５０％まで流入を減少する
ために用いられる制御弁を部分的に閉じることによって
達成される。この最後の制御弁は、第１段の圧力降下が
最大許容値に到達するまで、閉止されるだけである。そ
の点では、制御弁は全て所定位置に実質的に固定され、
更なる出力減少は、１つの形態としては、タービンへの
蒸気圧力を減ずることで達成される。タービンシステム
が蒸気圧力を変えることができない場合、出力減少は、
第１段圧力降下が上記最大許容値を越えないように残り
の開状態の制御弁の各々を一様な増分だけ同時に閉じる
ことによって達成される。全ての制御弁を同時に閉止す
るプロセスは、タービンシステムの蒸気圧力がその最小
許容値まで減少してしまったときにも用いることができ
る。

【００１５】

【実施例】本発明の効率改善方法を詳細に説明する前
に、本発明の原理を実施するのに適した典型的な蒸気タ
ービン発電プラントの概略的な機能ブロック図を示す図
５を参照する。図５の発電プラントにおいて、原子燃料
或は化石燃料式の類いであってよい従来のボイラ５４は
蒸気を発生し、該蒸気は、ヘッダー５６、一次過熱器５
８、最終過熱器６２及び絞り弁６１を介して符号６３で
示された１組の蒸気進入弁まで導かれる。ボイラ５４に
接続されているのは従来のボイラコントローラ６４であ
り、これは、ヘッダー５６における蒸気圧力等の種々の
ボイラパラメータを制御すべく使用される。より詳細に
は、ヘッダー５６における蒸気圧力は、通常、ボイラコ
ントローラ６４内に配置された設定点コントローラ（図
示せず）によって制御される。かかる設定点コントロー
ラの構成は、当業者には周知であるので、本実施例に関
連してより詳細に説明することは不必要である。蒸気
は、蒸気進入弁６３の開度に従って、蒸気タービンの高
圧タービン部６６を通るように調節される。通常、高圧
タービン部６６を出る蒸気は、符号７０で示される少な
くとも１つの低圧タービン部に供給される前に、従来の
再熱器部６８内で再熱される。低圧タービン部７０を出
る蒸気は従来の復水器ユニット７２内に導かれる。

【００１６】殆どの場合、共通の軸７４が高圧タービン
部及び低圧タービン部６６、７０を発電機ユニット７６
に機械的に連結している。蒸気が高圧タービン部及び低
圧タービン部６６、７０を通って膨張するときに、該蒸
気は、そのエネルギの殆どを軸７４を回転するためのト
ルクに伝える。発電プラントの始動中、タービン部６６
及び７０に導かれた蒸気は、タービン軸の回転速度を線
間電圧の同期速度又はその分周波にするように調節。こ
れは、典型的には、通常の速度ピックアップ変換器７７
によりタービン軸７４の速度を検出することによって達
成される。速度ピックアップ変換器７７によって生じる
信号７８は回転軸速度を表しており、通常のタービンコ
ントローラ８０に供給される。次いで、タービンコント
ローラ８０は、信号ライン８２を用いて蒸気進入弁の開
度を制御して、所望の速度要求と該タービンコントロー
ラ８０に供給された測定速度信号７８とに従って、ター
ビン部６６及び７０に導かれる蒸気を調整する。絞り弁
６１は、タービン始動時に制御可能であり、タービンが
最初５０％負荷で運転するまで制御弁６３が全開するの
を許容する。しかる後、タービンシステムは部分周運転
に移行し、絞り弁６１は全開する。しかし、絞り弁６１
は、基本的には、タービンの緊急運転停止のために使用
される緊急弁である。タービンコントローラ８０からの
ライン６５は絞り弁６１に制御信号を供給する。

【００１７】典型的な主ブレーカユニット８４は、発電
機ユニット７６と電気負荷８６との間に配置される。該
電気負荷は、この説明では、大容量の電気的送電・配電
網でよい。タービンコントローラ８０が同期状態が存在
することを決定すると、主ブレーカユニット８４は閉じ
て電気エネルギを電気負荷８６に供給することができ
る。発電プラントの実際の出力は、例えば電気エネルギ
を電気負荷８６に供給する電力ラインに接続されたワッ
ト変換器のような従来の電力測定変換器８８によって測
定され得る。発電プラントの実際の出力を表す信号は、
信号ライン９０を介してタービンコントローラ８０に供
給される。同期が一旦生ずれば、コントローラ８０は蒸
気進入弁６３を従来通りに調整して、発電プラントの所
望の電力発生に見合うように、蒸気をタービン部６６及
び７０に供給することができる。

【００１８】本発明によれば、タービン効率の最適コン
トローラ９２が蒸気発電プラントの一部として配置され
る。タービン効率最適コントローラ９２は、以下でより
詳細に説明することになる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で該発電
プラントの熱力学的状態を監視し、この情報の助けを借
りて、絞り蒸気圧力の調節をコントローラ９２からボイ
ラコントローラ６４まで接続された信号ライン９４を利
用することによって制御する。この実施例においては、
ボイラ圧力調節は、ボイラコントローラ６４の一部とし
て一般に知られている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って達成可能である。殆ど
の設定点コントローラの場合におけるように、蒸気圧力
のようなフィードバック測定パラメータは、例えば、設
定点にほぼ接近させられ、通常、その偏差は圧力設定点
コントローラの出力／入力ゲイン特性の関数である。ま
た、コントローラ９２の信号は、最終蒸気温度を制御す
るためライン４６を経由して過熱器６２に供給される。

【００１９】絞り蒸気圧力及び温度のようなタービンパ
ラメータは、通常の圧力変換器９６及び温度変換器９８
によってそれぞれ測定される。これ等の圧力変換器９６
及び温度変換器９８によってそれぞれ生じた信号１００
及び１０２は、タービン効率最適コントローラ９２に供
給しうる。他のパラメータとしての再熱器６８でのター
ビン再熱蒸気温度は、ライン１０６に信号を生ずる通常
の温度変換器１０４によって測定され、該信号はコント
ローラ９２に供給しそこで使用し得る。電力測定変換器
８８によってライン９０に発生された信号は、コントロ
ーラ９２に付加的に供給してもよい。更に、１つの重要
なタービンパラメータは、タービン部６６及び７０を通
る蒸気流量を反映するものである。高圧タービン部６６
の衝動室での蒸気圧力は本実施例の目的に合わせて適切
に選択される。通常の圧力変換器１０８は、衝動室に配
置され、該衝動室での蒸気圧力を表す信号１１０を発生
し、コントローラ９２に供給する。

【００２０】タービン効率最適コントローラ９２の１つ
の実施例であり該コントローラ９２の作動をより詳細に
説明しているものとしては、米国特許第４,２９７,８４
８号明細書がある。

【００２１】上記米国特許第４,２９７,８４８号明細書
に記載されているように、コントローラ８０及び９２
は、負荷需要に応じた蒸気タービンシステムの最適運転
のため、例えば絞り圧及び蒸気流量のような適切な設定
点を計算するマイクロコンピュータベースシステムを備
えることができる。本発明においては、負荷需要の増加
に迅速に応答する能力を有しつつ、システム効率を最適
化するために、制御弁６３に付加される絞り蒸気圧力を
制御することが望ましい。図５のタービンシステムは、
絞り蒸気圧力及び温度を調整するような仕方でボイラ５
４、一次過熱器５８及び最終過熱器６２を制御すること
により、上記の結果を達成している。

【００２２】図５のタービンシステムの運転方法は、高
温高圧蒸気タービンの種々の部分周流入についての多数
の蒸気流量対蒸気圧力の関係を示す図６を参照すること
によって明確に理解され得る。説明のために、このター
ビンの設計は、制御段翼列が全力運転蒸気圧力、即ち制
御段ノズルへの入口において約４３００ｐｓｉａの圧力
で７５％流入に限定されているものとする。線１１０は
制御段（衝動室へのノズル入口）を横切る圧力降下を表
す。線Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅは全力運転蒸気圧力を表して
いる。例えば、全周流入での制御段圧力降下は約８５０
ｐｓｉａ、即ち点１１０Ａと４３００ｐｓｉａとの間の
差である。最大許容圧力降下は７５％流入で起こり、約
１５００ｐｓｉａである。線１２２及び１２４は、大概
の電力事業者のタービンについての最小圧力領域、即ち
５００ｐｓｉａと１０００ｐｓｉａとの間の圧力を夾叉
している。制御弁６３は順次閉止され、コントローラ８
０及び９２によって測定される負荷需要に応じて流入周
を７５％まで低減する。７５％流入を表している図６の
点Ｂにおいて、これ等のコントローラは、流入を一定に
保持しつつ、絞り蒸気圧力を線１１２に沿って点Ｇまで
減少する。圧力はそれから一定に保持され、別の制御弁
が閉止されてタービン作動点を５０％流入線１１４上の
点Ｈにする。点Ｈでの圧力と点Ｋでの衝動室圧力との差
は、点Ｂと点１１０Ａとの間の差と本質的に同一である
ので、５０％流入での衝撃応力は、７５％流入での設計
限界以上となることはなく、より低い蒸気密度のために
より低くなる。

【００２３】タービンが全圧で６２．５％流入における
衝撃荷重に耐えるように設計されていれば、初期の出力
減少は線Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄから点Ｃまで辿るように制御弁
６３を閉じることによって達成可能である。その後、蒸
気圧力は線１１６に沿って点Ｊまで低減され得る。その
点で、蒸気圧力は一定に保持され、更なる制御弁６３が
閉止されて点Ｆに到達する。更なる出力減少は蒸気圧力
を線Ｆ−Ｌに沿って低減することによって達成される。

【００２４】コントローラ８０、９２は、タービン運転
が点Ｂから点Ｈまで直接線１１８に追従するように、蒸
気圧力の調節と制御弁６３の閉止とを同時に行うように
プログラムすることもできる。かかる運転は、圧力の調
節と弁閉止とを交互に行うことを必要とする可能性があ
るので、その場合、線１１８は線形路というよりはより
階段状となろう。同様の運転方法は、点Ｃから点Ｆへの
線１２０に沿った移行に用いることができる。この運転
方法において、差圧はほぼ一定に維持され、線１１０、
１１８及び１２０は実質的に平行である。この運転方法
は、制御段をその設計圧力降下に維持するので、最初に
開示した方法よりも効率的である。

【００２５】一般に、上記運転方法の両方は、一旦５０
％流入に達すれば、即ち２４００ｐｓｉａの設計絞り圧
で作動するタービンについて最小圧力が典型的には約６
００ー１０００ｐｓｉａに達するまで圧力を変更するこ
とが許容されれば、同一パターンを辿る。最小の設計流
入でこの最小圧力より小さいことを要求する負荷につい
ては、制御弁の絞りを用いて出力の減少を行う。しか
し、図１に示されるように、絞りは、より高い熱消費率
を生じるので、非効率的である。しかし、本発明者は、
かかるタービンがある設定流入、例えば６２．５％流入
で最適に作動するように設計されていても、熱消費率の
更なる改善は低蒸気圧力即ち最小蒸気圧力における流入
周を更に減じることによって達成され得ることを知見し
た。表１は、低負荷及び６００ｐｓｉａの最小圧力で作
動し２４００ｐｓｉａ及び１０００゜の温度の入口蒸気
状態を有する例示的タービンの典型的な１組の熱消費率
を示している。５０％流入と３７．５％流入との間には
若干の改善があるのに、２５％流入に向かっては更なる
改善がないことに注目されたい。しかし、表２は、１０
００ｐｓｉａの最小絞り圧で作動する２４００ｐｓｉａ
の設計絞り圧タービンについては２５％流入で改善を実
現し得ることを示している。従って、この運転方法は、
最小絞り圧が用いられた際に熱消費率を減少して、制御
段翼列に対する有害な影響なしにより低い流入値での運
転から利益を得ている。

【００２６】タービンの上述した運転方法は、出力を低
下させるために制御弁の予め選択された組を閉止し得る
との仮定に基づいている。しかし、制御段にはタービン
のサイクリングによって応力が加えられるので、所定の
最大許容制御段圧力降下は減少する。表３は、初期設計
では全圧力で５０％流入周まで低下する運転を許容する
が、繰り返しのサイクリングが翼列に応力を加えている
ので、信頼性のある運転のためには最大許容制御段圧力
降下が１０８３ｐｓｉａとなるタービンに関するデータ
を示している。制御段圧力降下は６２．５％流入で９７
３ｐｓｉａであり、５０％流入で１２３１ｐｓｉａであ
ることに注目されたい。従って、応力限界内での信頼性
ある運転は、６２．５％流入の弁点と５０％流入の弁点
との間で起こる。更に注目すべきことは、４９％負荷
（２４３．３ＭＷ）では、６２．５％流入に限定された
設計は、８１ＢＴＵ／ＫＷＨの熱消費率ペナルティを招
き、これは負荷が減少すれば増加し続けることである。
２９％負荷（１４５．４ＭＷ）では、６２．５％流入で
の熱消費率ペナルティは１５２ＢＴＵ／ＫＷＨである。

【００２７】本発明は、制御弁を部分閉止して、５０％
と６２.５％の流入の間に１２.５％の流入周をもたらす
ことにより熱消費率を改善することができる。この制御
弁は、第１段圧力降下が所定の最大許容降下、即ちこの
例では１０８３ｐｓｉａに到達する点まで閉じることが
許容されている。表３は、２４３.３ＭＷで６２.５％流
入の運転と比較して、部分閉止を用いる４８ＢＴＵ／Ｋ
ＷＨの熱消費率改善を示している。１４５．４ＭＷの負
荷では、この方法は熱消費率を１０５ＢＴＵ／ＫＷＨだ
け改善する。制御弁を部分的に閉止して圧力降下が最大
許容値に到達したら、更なる出力減少は、そのタービン
が圧力可変ではない形式のものでなければ、前述したよ
うな方法で圧力を変更することによって達成される。そ
の場合、全ての開状態の制御弁を実質的に同一増分だけ
同時に閉じることによって、信頼性のある運転が可能で
あることが分かった。この後者の技術は、蒸気圧力が図
６の線１２２によって表されたような最小値まで低減さ
れていれば、使用することができる。

【００２８】図７において、本発明は、例示的な制御弁
８個のシステムについて、４つの制御弁を全開し（ノズ
ル室Ａ、Ｂ、Ｃ及びＤに蒸気を供給）、１つの制御弁を
部分的に閉じ、ノズル室Ｅに蒸気を供給して、制御弁位
置を一定に保持する、可変圧力運転を提案している。制
御弁位置を一定に保ちながら圧力を減少することができ
れば、固定された６２．５％流入以上での熱消費率の改
善が実現できる。所定点で蒸気圧力の減少を中断すると
共に、ノズル室Ｅを制御する制御弁、即ち部分的に開か
れた制御弁を完全に閉じて負荷を低減することにより、
更に改善することができる。

【００２９】タービンが部分周流入モードで運転されて
いる際、制御段の動翼は、作動している流入周に対して
出入りするので、衝撃荷重を受ける。その上、動翼は振
動の励振を受ける。その結果生じる動翼荷重について
は、Ｒ.Ｐ. Ｋrooｎによって１９３０年代後期に研究さ
れ、米国機械学会（ＡＳＭＥ）の論文「部分流入による
タービン翼の振動（Turbine-Blade Vibration due to P
artial Admission)」、応用力学ジャーナル（Journal of
Applied Mechanics）、第７巻、第Ａ１６１〜１６５
頁、１９４０年１２月号に報告されている。図８〜図１
０は部分流入中に生じる力及び振動を示している。振動
力は、動翼が蒸気流に入るときより該蒸気流を去るとき
のほうが、大きいことに注目されたい。図１０における
ｂとｂ１の合計をｄとｄ’の合計と比較されたい。

【００３０】部分的に閉止された制御弁（ノズル室Ｅ）
を用いる部分周が運転中における追従流入周であれば、
それは、図１０における反動力ｄ’を緩和し、蒸気を供
給する全開の制御弁を有する流入周側における蒸気流入
がない。図７の場合、図示の時計方向回転では、追従流
入はノズル室Ｅである。部分的に絞られた流入周が全作
動する流入周を先導していれば（同流入周の前方にあれ
ば）、部分的に絞られた流入周は、図１０におけるｂ１
の大きさを低減することになる。この場合、図７のノズ
ル室Ｆは先導流入周である。この場合、図１０における
ｂ１及びｃの大きさは低減され、その結果、ｄとｄ’の
合計はより小さくなる。しかし、部分的に開いた追従ノ
ズル室は好ましい実施例である。

【００３１】以上説明した手順は、第１段で使用に問題
があった運転中のタービンに、或は、定圧運転から変圧
運転への切換の際により適切な移行を得るために用いる
ことができる。また、この手順は、流入周の全てに蒸気
を依然として流入させながら部分負荷性能を改善するた
めに、全周流入タービンにも用いることができる。

【００３２】

【表１】６００ Psia 圧力熱消費率比較 (BTU/KWH) ％６２.５％５０％３７.５％２５％負荷流入流入流入流入 17 9654 9649 9649 9649 13.6 10089 9927 9927 9927 10.3 10781 10593 11492 10492 7.7 11675 11448 11238 11238

【００３３】

【表２】１０００ Psia 圧力熱消費率比較 (BTU/KWH) ％６２.５％５０％３７.５％２５％負荷流入流入流入流入 30.2 8768 8763 8763 8763 29.8 8935 8874 8874 8873 23.5 9137 9010 9010 9010 20.1 9390 9252 9218 9218 16.8 9710 9563 9426 9426 13.5 10156 9993 9842 9834 10.2 10867 10678 10501 10336 7.6 11792 11563 11352 11154

【００３４】

【表３】５００ＭＷ定格負荷負荷熱消費率（Ｂｔｕ／ｋｗｈ）ＭＷ５０％流入６２.５％流入計画 405.8 7958 7958⁽²⁾ 7958 373.3 8019 8013 8019⁽³⁾ 355.3 8043 8054 8048 339.5 8056 8084 8077 334.9 8060⁽¹⁾ 8096 8086 323.7 8084 8123 8109 307.7 8119 8167 8147 291.7 8158 8214 8188 275.7 8202 8268 8234 259.5 8253 8327 8286 243.3 8312 8393 8345 227.1 8378 8469 8415 210.8 8455 8555 8494 194.5 8543 8653 8584 178.1 8652 8767 8689 161.8 8765 8895 8807 145.4 8907 9059 8954⁽¹⁾ 制御段圧力降下＝1231psia⁽²⁾ 制御段圧力降下＝ 973psia⁽³⁾ 制御段圧力降下＝1083psia

【図面の簡単な説明】

【図１】蒸気タービン制御の先行技術に係る一方法の
蒸気流量対熱消費率特性曲線である。

【図２】蒸気タービン制御の他の方法の特性曲線であ
る。

【図３】図２の方法に関する負荷の関数としての絞り
圧を示すグラフである。

【図４】図２の方法について計算した効率改善を表す
グラフである。

【図５】本発明に係る方法を実施するためのタービン
システムの一形態を示す概略図である。

【図６】蒸気タービンの運転方法を示すグラフであ
る。

【図７】例示的なタービン流入図である。

【図８】部分周タービンについての断続的な蒸気荷重
の図である。

【図９】図８のタービンについての簡略化された動翼
−荷重を示すグラフである。

【図１０】蒸気流を通過する動翼による振動振幅を示
すグラフである。

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】複数の制御弁を含み、各制御弁が、制御
段において所定の流入周に蒸気を流入させるように配置
されている部分周蒸気タービンの熱消費率を改善する方
法であって、最大許容制御段圧力降下を選択し、通常のタービン運転圧力において該最大許容制御段圧力
降下を含むと共に、前記制御弁の１つに作動的に関連し
た上方弁点及び下方弁点によって画定される部分周流入
範囲を決定し、制御段圧力降下が前記最大許容制御段圧力降下より所定
量だけ小さい値に到達し且つ前記制御弁の１つが部分的
にのみ閉止されるまで、蒸気圧力を実質的に一定に保持
しながら、タービン出力を低減するために、前記制御弁
の各々を順次閉止し、タービン出力を制御するために蒸気圧力を減少させなが
ら、前記制御弁の各々をそれぞれの現在位置に保持す
る、部分周蒸気タービンの熱消費率改善方法。
【請求項２】複数の制御弁を含み、各制御弁が、制御
段において所定の流入周に蒸気を流入させるように配置
されている部分周蒸気タービンの熱消費率を改善する方
法であって、最大許容制御段圧力降下を選択し、通常のタービン運転圧力において該最大許容制御段圧力
降下を含むと共に、前記制御弁の１つに作動的に関連し
た上方弁点及び下方弁点によって画定される部分周流入
範囲を決定し、制御段圧力降下が前記最大許容制御段圧力降下より所定
量だけ小さい値に到達し且つ前記制御弁の１つが部分的
にのみ閉止されるまで、蒸気圧力を実質的に一定に保持
しながら、タービン出力を低減するために、前記制御弁
の各々を順次閉止し、蒸気圧力が所定の最小値より小さいときにタービン出力
を制御すべく、開いた各制御弁の位置を同時に変更す
る、部分周蒸気タービンの熱消費率改善方法。