JPS623285B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、大形火力発電所や原子力発電所など
で採用されている多流排気形たとえば４流排気形
復水タービン設備に関し、特にそのプラント熱消
費率の改善を図つたものである。

一般にこの種の大容量の復水タービン設備の場
合、第１図に示されているように構成されてい
る。すなわちボイラ（図示せず）からの主蒸気を
主蒸気配管１を介して高圧タービン２に導入し、
この高圧タービン２からの排気蒸気を再熱器３に
導き、再熱蒸気を中圧タービン４に導き、この中
圧タービン４からの排気蒸気を、同一形状に構成
された複数個の低圧タービン５，６に導くように
構成されている。この場合低圧タービン５，６は
それぞれダブルフロー形蒸気タービンとして構成
されており、従つて全体として４流形蒸気タービ
ンとなつている。各蒸気タービン５，６からの排
気蒸気はこの場合単圧式の復水器７に並列的に導
かれ、ここで復水された後、復水ポンプ８によつ
てボイラに戻される。この復水器７の真空度は蒸
気の保有するエネルギを極力動力として回収する
ためにできるだけ高く設定されている。なお９は
冷却水配管、１０は発電機である。

しかし復水器の真空度は、与えられた冷却水流
量および冷却水温度の条件のもとにおける復水器
内での冷却水温度上昇並びに実際達成可能な最小
の終端温度差（復水器内蒸気飽和温度―冷却水出
口温度）によつて決まる。この終端温度差は日本
や米国において一般的であるように２，８℃（５
〓）が限界とされており、それ以上の終端温度差
を得ることは困難である。従つて上述の単圧式復
水器７の真空度もこのような条件で低く設定せざ
るを得ない。従つてこの単圧式復水器では蒸気の
保有するエネルギを十分回収することができず、
プラント熱消費率が悪く、燃料費がかさむという
欠点がある。

この問題を解決するために、第２図に示されて
いるように第１図と同一構造の多流排気形蒸気タ
ービン５，６に、複圧式の復水器１７を接続する
ことが既に知られている。すなわちこの場合、第
３図においても単圧式復水器７と比較して示され
ているように、復水器１７の総冷却面積（Fc₁＋
Fc₂）は単圧式復水器７の冷却面積Fcと同じに設
定されており、高真空側復水室１７に蒸気ター
ビン５からの排気蒸気が、低真空側復水室１７
に蒸気タービン６からの排気蒸気が導かれ、更に
冷却水が配管１９を介して復水室１７，１７
を直列に流れるように構成されている。しかしこ
の場合各復水室１７，１７における対数温度
差が小さくなるために、各復水室１７，１７
の終端温度差△T₁，△T₂は単圧式復水器の場合
の終端温度差△Ｔよりも大きくなる。従つて復水
器１７の真空は良くなるが、復水室１７の真
空は単圧式復水器の場合よりも悪くなり、全体と
して熱効率の改善の効果は小さい。なお第３図に
おいてt₁，tm，t₀はそれぞれ冷却水の入口温度、
中間温度、出口温度、ts，Fcはそれぞれ単圧式
復水器７における飽和蒸気温度、冷却面積、
ts₁，Fc₁ないしts₂，Fc₂はそれぞれ複圧式復水器
１７の復水室１７ないし復水室１７における
蒸気飽和温度、冷却面積であり、破線曲線Ａおよ
び実線曲線Ｂはそれぞれ単圧式復水器７および複
圧式復水器１７における冷却水の温度上昇変化を
示している。

一方最近では燃料価格の高騰などにより、火力
発電所における熱効率の向上はますます重要な課
題になつてきている。

本発明はかかる問題に鑑み、大容量火力発電所
や原子力発電所の多流排気形復水タービン設備に
おけるプラント熱消費率を改善し、運転コストの
低減と省エネルギを図ることを目的として発明さ
れたもので、複数個の排気口付き蒸気タービンを
有する多流排気形復水タービン設備において、各
蒸気タービンの最終段の蒸気流路面積を互いに異
ならしめ、大きな最終段蒸気流路面積をもつ蒸気
タービンには高真空の復水器を、小さな最終段蒸
気流路面積をもつ蒸気タービンには低真空の復水
器をそれぞれ接続し、高真空側復水器および低真
空側復水器の冷却水系統を直列に接続するととも
に、高真空側復水器および低真空側復水器が、そ
れぞれほゞ実際達成可能な最小の終端温度差を得
るような大きさの冷却面積を有していることを特
徴とするものである。

以下第４図に示す実施例に基づいて本発明を詳
細に説明するに、第４図には第１図と同一部分に
は第１図と同一符号が記されている。

第４図における大容量蒸気タービン設備の低圧
タービンは本発明に基づいて次のように構成され
ている。すなわち低圧タービンを構成する２つの
ダブルフロー形蒸気タービン２５，２６は、それ
らの最終段蒸気流路面積およびそれに伴なつて最
終段翼長さが互いに異なつて形成されている。こ
の実施例の場合、左側の蒸気タービン２５の最終
段蒸気流路面積が右側の蒸気タービン２６のそれ
よりも大きく形成されている。更にこの最終段蒸
気流路面積が大きな蒸気タービン２５は複圧式復
水器２７の高真空側復水室２７に、他方の蒸気
タービン２６は低真空（第１図における単圧式復
水器の真空圧とほぼ同圧）の復水室２７に接続
されている。また冷却水配管２９は、冷却水がま
ず高真空側復水室２７に供給され、そこから出
た冷却水が低真空側復水室２７に供給されるよ
うに、両復水室２７，２７を直列に通して配
管されている。この場合復水室２７，２７の
総冷却面積は、それぞれの復水室２７，２７
における終端温度差がほぼ実際達成可能な最小の
値になるように、従来の単式復水器７の冷却面積
および従来の複圧式復水器１７の総冷却面積より
も大きく選定されている。また復水室２７，２
７はひとつの複圧式復水器２７に区画形成され
ているが、場合によつてはそれぞれ独立した復水
器に形成することもできる。

またこのように蒸気タービン２５，２６を異な
つた真空圧の復水室２７，２７に導く場合、
高真空側復水室２７に接続された左側の蒸気タ
ービン２５の排気蒸気容積流量は、低真空側復水
室２７に接続された右側の蒸気タービン２６の
それよりも必然的に大きくなる。一方蒸気タービ
ンは第５図に示すような排気損失特性を有する。
第５図は、蒸気タービンの排気容積流量と排気損
失との関係を示すもので、特性線A₁は最終段排
気通路面積がA₁の場合を示し、そして特性線A₂
は最終段排気通路面積がA₁より大きいA₂の場合
の特性を示している。蒸気タービンの排気損失
は、最終段排気通路から流出する排気の運動エネ
ルギ損失と、排気通路における圧力損失との和で
あつて、第５図から明らかなように最終段排気通
路面積の大きさに直接関係して変化する。したが
つて、蒸気タービン２５の最終段排気流路面積を
他方の蒸気タービン２６の最終段排気流路面積
A₁と等しい大きさにしたとすると、蒸気タービ
ン２５の排気容積流量は、これが高真空側復水器
２７に接続されている関係で、蒸気タービン２
６の排気容積流量Q₁より大きなQ₂となるので、
蒸気タービン２５の最終段流路における排気損失
は第５図の特性線A₁から明らかであるようにe₁
となり、蒸気タービン２６の排気損失e₂より大き
くなつてしまう。

本発明は、特にこの点に着目し既に述べたよう
に高真空側復水器２７に接続される蒸気タービ
ン２５の排気損失が小さくなるように、その最終
段排気流路の面積を増大した排気容積流量に相応
してA₂に増大して、他方の蒸気タービン２６の
最終段排気通路面積A₁よりも大きく選定してい
る。これにより、蒸気タービン２５の排気損失特
性は第５図の特性線A₂となる。したがつて、蒸
気タービン２５の排気損失はe′₁となり蒸気ター
ビン２６の排気損失e₂とほぼ等しくなるのであ
る。

上述の如く構成された本発明に基づく４流排気
形復水タービン設備の作用，効果について、第６
図に示す復水器冷却水の温度変化線図も参照して
説明する。まず第６図において、ts₁₀，ts₂₀はそ
れぞれ復水室２７，２７における飽和蒸気温
度、△T₁₀，△T₂₀はそれぞれ復水室２７，２
７における終端温度差（△T₁₀〓△T₂₀〓△
Ｔ）、Fc₁₀，Fc₂₀はそれぞれ復水室２７，２７
の冷却面積（Fc₁₀＋Fc₂₀＞Fc（＝Fc₁＋Fc₂）
で、実線曲線Ｃは本発明に基づくタービン設備に
おける冷却水の温度変化を示している。

いま高圧タービン２、中圧タービン４を経て４
流排気形蒸気タービンである低圧タービンに導入
された蒸気は、左右のダブルフロー形蒸気タービ
ン２５，２６にほぼ同一流量で流入し、それぞれ
の蒸気タービン２５，２６内で膨張して仕事を
し、発電機１０を駆動する。この場合蒸気タービ
ン２５内で高真空まで膨張して有効にエネルギ回
収された蒸気は、大きな面積の最終段蒸気流路を
通つて小さな排気損失で高真空の復水室２７に
送られ、ここで復水される。一方蒸気タービン２
６からの排気蒸気は低真空の復水室２７に送ら
れ、ここで復水される。これらの復水は復水ポン
プ２８によつてボイラに戻される。

この場合まず高真空側の復水室２７に供給さ
れる温度tiの冷却水はこの復水室２７内におい
て中間温度tmまで上昇する。復水器２７にお
ける蒸気飽和温度ts₁₀と冷却水中間温度tmとの温
度差△T₁₀は、ほぼ実際達成可能な最小の終端温
度差（２，８℃）になる。その後中間温度tmの
冷却水は低真空の復水室２７に送られ、ここで
出口温度t₀まで温度上昇する。ここでも復水室２
７における蒸気飽和温度ts₂₀と冷却水出口温度
t₀との温度差△T₂₀は、ほぼ実際可能な最小の終
端温度差（２，８℃）になる。このことから分る
ように蒸気タービン２５に導入された蒸気は、高
真空の復水室２７の飽和蒸気温度ts₁₀に相応し
た高い真空度まで膨張し、有効に動力交換され
る。またこの場合蒸気タービン２５の最終段蒸気
流路の面積A₂が大きく形成されているので、排
気損失の増大を招くことはなく、復水室２７の
高真空による有効熱落差を十分に活用できる。

従つて本発明に基づく多流排気形復水タービン
設備によれば、プラント熱消費率は従来のものに
比べて大幅に改善される。たとえば４流形の低圧
タービンをもつた出力350MWの大容量蒸気ター
ビン設備に本発明を適用した場合を、単圧式復水
器および従来の複圧式復水器を採用した場合と比
較して第６図の表に示すように、単圧式復水器に
比べて11Kcal／Kwh、従来の複圧式復水器に比
べて、9Kcal／Kwhもの熱消費率の改善を図るこ
とができる。

なお本発明のタービン設備の場合、復水器の総
冷却面積の増加や蒸気タービンの非対称構造によ
つて設備費が従来のものに比べてかさむことにな
るが、これは運転コストの低減によつて十分に補
償されてあまりある。

【図面の簡単な説明】

第１図および第２図はそれぞれ単圧式復水器な
いし従来の複圧式復水器に接続された４流排気形
低圧タービンをもつた復水タービン設備の概略構
成図、第３図は第１図および第２図のタービン設
備における復水器冷却水の温度変化を示す線図、
第４図は本発明に基づいて構成された多流排気形
復水タービン設備の概略構成図、第５図は蒸気タ
ービンの最終段蒸気流路面積と排気損失との関係
を示す線図、第６図は第４図の多流排気形復水タ
ービン設備における復水器冷却水の温度変化を示
す線図、第７図は350MW多流形復水タービン設
備に本発明を採用した場合の具体的な数値を示す
表である。 ２；高圧タービン、４；中圧タービン、２５，
２６；４流排気形低圧タービン、２７；複圧式復
水器、２７；高真空側復水室、２７；低真空
側復水室、２８；復水ポンプ、２９；冷却水配
管。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 複数個の排気口付き蒸気タービンを有する多
   流排気形復水タービン設備において、各蒸気ター
   ビンの最終段の蒸気流路面積を互に異ならしめ、
   大きな最終段蒸気流路面積をもつ蒸気タービンに
   は高真空の復水器を、小さな最終段蒸気流路面積
   をもつ蒸気タービンには低真空の復水器をそれぞ
   れ接続し、高真空側復水器および低真空側復水器
   の冷却水系統を直列に接続するとともに、高真空
   側復水器および低真空側復水器が、それぞれほぼ
   実際達成可能な最小の終端温度差を得るような大
   きさの冷却面積を有していることを特徴とする多
   流排気形復水タービン設備。 ２ 特許請求の範囲第１項記載の多流排気形復水
   タービン設備において、高真空側復水器および低
   真空側復水器が複圧式復水器として一体に構成さ
   れていることを特徴とする多流排気形復水タービ
   ン設備。