JPS63167003A - Turbine gland steam supply device - Google Patents
Turbine gland steam supply deviceInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の目的〕
（産業上の利用分野）
本発明はタービングランド蒸気供給装置に係り、特に蒸
気タービンのグランド蒸気の減温および熱回収を効果的
に行ない得るようにしたタービングランド蒸気供給装置
に関する。[Detailed Description of the Invention] [Object of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention relates to a turbine gland steam supply device, and particularly to a turbine gland steam supply device that can effectively reduce the temperature and recover heat of the gland steam of a steam turbine. The present invention relates to a turbine gland steam supply device.
（従来の技術）
一般に、蒸気タービンにおいては、その車室の内圧を大
気圧と異なる圧力に保持するため、ロータが車室を貫通
する部分に蒸気の流出或は空気の流入を防ぐ軸封装置が
設けられている。(Prior art) In general, in a steam turbine, in order to maintain the internal pressure of the casing at a pressure different from atmospheric pressure, a shaft seal device is used to prevent steam from flowing out or air from entering the portion where the rotor penetrates the casing. is provided.
第３図は従来のグランド蒸気系統図であって、ボイラ（
図示せず）で発生した蒸気は主蒸気供給管１を経てター
ビン２に供給され、そこで仕事を行なう。上記タービン
２で仕事を行なった蒸気は、復水器３で復水せしめられ
、その復水はグランド蒸気コンデンサ４、復水ポンプ５
および図示しない給水ポンプ等を経てボイラへ還流され
る。Figure 3 is a conventional grand steam system diagram, showing the boiler (
(not shown) is supplied to a turbine 2 via a main steam supply pipe 1, where it performs work. The steam that has done work in the turbine 2 is condensed in a condenser 3, and the condensate is sent to a grand steam condenser 4 and a condensate pump 5.
The water is then returned to the boiler via a water supply pump (not shown), etc.
ところで、上記タービン２の高圧グランド部６では、主
蒸気の一部がタービン内部より漏洩する傾向にあり、タ
ービン内部から高圧グランド部６に漏洩したリーク蒸気
は、導管７を介して蒸気圧力調整器８に送られ、そこで
圧力調整された後導管９を介して低圧グランドシール蒸
気として低圧グランド部１０に供給される。また、前記
蒸気圧力調整器８には、主蒸気供給管１から分岐された
導管１１が接続されており、上記高圧グランド部５より
導出された低圧グランドシール蒸気の不足を補うため、
主蒸気の一部が補給蒸気として蒸気圧力調整器８に導入
され、余剰蒸気は配管１２により復水器３等へ捨てられ
る。By the way, in the high-pressure gland section 6 of the turbine 2, a part of the main steam tends to leak from inside the turbine, and the leaked steam leaked from the inside of the turbine to the high-pressure gland section 6 passes through the conduit 7 to the steam pressure regulator. 8, where the pressure is regulated and then supplied to the low pressure gland section 10 via a conduit 9 as low pressure gland seal steam. Further, a conduit 11 branched from the main steam supply pipe 1 is connected to the steam pressure regulator 8, and in order to compensate for the shortage of low pressure gland seal steam led out from the high pressure gland section 5,
A part of the main steam is introduced into the steam pressure regulator 8 as make-up steam, and surplus steam is discarded through the pipe 12 to the condenser 3 or the like.
第４図は、上記高圧グランド部６の概略構成を示す断面
図であり、高圧グランド部６にはタービン２のロータ１
３がケーシング１４を貫通する部分に軸封装置１５が設
けられている。すなわち、上記ロータ１３の外周部には
そのロータ１３を囲繞するようにパツキンケーシング１
６が設けられており、そのパツキンケーシング１６の内
周部には、ロータ１３の外周面に対向して３個のリング
状のパツキン１７ａ、１７ｂ、１７ｃがロータの軸線方
向に互いに離間して装着され、上記パツキンケーシング
１６内には互いに隣接するパツキンによって区割された
環状のグランド蒸気室１８ａ。FIG. 4 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of the high-pressure gland section 6, and the high-pressure gland section 6 includes the rotor 1 of the turbine 2.
A shaft sealing device 15 is provided at a portion where the shaft seal 3 penetrates the casing 14. That is, a packing casing 1 is provided on the outer circumference of the rotor 13 so as to surround the rotor 13.
6, and three ring-shaped gaskets 17a, 17b, and 17c are mounted on the inner circumference of the gasket casing 16 so as to face the outer peripheral surface of the rotor 13 and are spaced apart from each other in the axial direction of the rotor. Inside the packing casing 16, there is an annular gland steam chamber 18a divided by mutually adjacent packings.
１８ｂが形成されている。そして、タービン室側のグラ
ンド蒸気室１８ａが前記導管７を介して前記蒸気圧力調
整器８に接続されており、外側のグランド蒸気室１８ｂ
は導管１９を介してグランド蒸気コンデンサ４に接続さ
れている（第３図）。18b is formed. A grand steam chamber 18a on the turbine room side is connected to the steam pressure regulator 8 via the conduit 7, and an outer grand steam chamber 18b is connected to the steam pressure regulator 8 through the conduit 7.
is connected to the ground vapor condenser 4 via conduit 19 (FIG. 3).
しかして、タービン内部からパツキン１７ａを通りグラ
ンド蒸気室１８ａに漏洩したリーク蒸気２０の一部は導
管７を経て蒸気圧力調整器８に流出し、一方上記蒸気圧
力調整器８へ導かれなかった残りのリーク蒸気２１はパ
ッキン１７ｂ部を経てグランド蒸気室１８ｂに流入し、
ターぐンの外側から流入した空気２２とともにグランド
蒸気コンデンサ４に導出される。このようにして、ター
ビン内部の蒸気が大気中へ漏洩することが防止されると
ともに、大気中の空気がタービン内部へ流入することが
防止される。A part of the leaked steam 20 that leaked from inside the turbine to the gland steam chamber 18a through the packing 17a flows out to the steam pressure regulator 8 through the conduit 7, while the rest that was not led to the steam pressure regulator 8. The leak steam 21 flows into the grand steam chamber 18b through the packing 17b,
It is led out to the ground steam condenser 4 together with the air 22 that has flowed in from outside the turbine. In this way, steam inside the turbine is prevented from leaking into the atmosphere, and air from the atmosphere is prevented from flowing into the turbine.
一方、低圧グランド部も第５図に示すように高圧グラン
ド部と同様に構成されており、パツキンケーシング２３
のロータ１３と対向する内周面には３個のパツキン２４
ａ、２４ｂ、２４ｃがロータの軸線方向に互いに離間し
て装着され、そのパツキンケーシング２３内には互いに
隣接するパツキンによって区割された環状のグランド蒸
気室２５ａ、２５ｂが形成されている。On the other hand, the low pressure gland section is also constructed in the same way as the high pressure gland section, as shown in FIG.
There are three gaskets 24 on the inner peripheral surface facing the rotor 13.
a, 24b, and 24c are mounted spaced apart from each other in the axial direction of the rotor, and annular gland steam chambers 25a, 25b are formed in the packing casing 23, which are divided by mutually adjacent packings.
そして、タービン室側に位置するグランド蒸気室２５ａ
に前記蒸気圧力調整器８が導管９を介して接続され、他
方のグランド蒸気室２５ｂは導管２６を介してグランド
蒸気コンデンサ４に接続されている。A grand steam chamber 25a located on the turbine chamber side
The steam pressure regulator 8 is connected via a conduit 9 to the other grand steam chamber 25b, and the other grand steam chamber 25b is connected to the grand steam condenser 4 via a conduit 26.
しかして、上記グランド蒸気室２５ａには蒸気圧力調整
器８によって圧力調整されたシール蒸気が導入され、そ
のシール蒸気の一部はパッキン２４ａ部を経て復水器へ
導かれ、残りのシール蒸気はパッキン２４ｂ部を経てグ
ランド蒸気室２５ｂに流入し、パッキン２４ｃ部を通っ
て」−２グランド蒸気室２５ｂに流入した空気とともに
グランド蒸気コンデンサ４へ導出される。このよ−うに
して低圧グランド部においても大気がロータに沿ってタ
ービン内部に流入することが防止される。Sealing steam whose pressure is regulated by the steam pressure regulator 8 is introduced into the grand steam chamber 25a, a part of which is guided to the condenser through the packing 24a, and the remaining sealing steam is It flows into the gland steam chamber 25b through the packing 24b, and is led out to the gland steam condenser 4 together with the air that has flowed into the "-2" gland steam chamber 25b through the packing 24c. In this way, atmospheric air is prevented from flowing into the turbine along the rotor even in the low-pressure gland section.
（発明が解決しようとする問題点）
ところで、一般的な中小形の蒸気タービンは、主蒸気圧
力１１００ａｔ、主蒸気温度５００℃、復水器真空度７
００關Ｈｇ程度で設定されるので、前記高圧グランド部
６からのリーク蒸気の温度は４００℃程度、圧力は２．
Ｑａｔａ程度となる。(Problems to be Solved by the Invention) By the way, a typical small to medium-sized steam turbine has a main steam pressure of 1100 at, a main steam temperature of 500°C, and a condenser vacuum level of 7.
Since the temperature is set at about 0.000 Hg, the temperature of the leaked steam from the high-pressure gland section 6 is about 400°C, and the pressure is about 2.00°C.
It will be about Qata.
この蒸気は前述のように導管７を経て蒸気圧力調整器８
に導かれ、そこで１．５ａｔａ程度に設定され、導管９
を介して低圧グランド部１０へ供給されるが、高圧グラ
ンド部６から低圧グランド部１０までの間では、シール
蒸気は等エンタルピ変化を行なうのみであるから、低圧
グランド部１０におけるシール蒸気温度は約４００℃と
なる。したがって、前記グランド蒸気室２５ａの周辺温
度は約４００℃となる。This steam passes through the conduit 7 and the steam pressure regulator 8 as described above.
, where it is set to about 1.5ata, and the conduit 9
However, between the high pressure gland section 6 and the low pressure gland section 10, the seal steam only undergoes isenthalpic change, so the seal steam temperature in the low pressure gland section 10 is approximately It becomes 400℃. Therefore, the ambient temperature of the grand steam chamber 25a is approximately 400°C.
一方、復水器真空度が７００＋＋ｕｓＨｇ程度に設定さ
れると、最終段ホイール２７の周辺温度は約５０℃とな
るので、ロータ１３は低圧グランド部付近で高温域と低
温域とが隣接して分布することとなる。したがって、こ
の分布により熱応力が発生し、伸び差等のロータ１３に
好ましくない状態が発生する等の問題があり、しかも導
管７を流通する蒸気の熱回収が行なわれず、熱サイクル
的にも損失となる等の問題がある。On the other hand, when the condenser vacuum degree is set to about 700++usHg, the ambient temperature of the final stage wheel 27 is about 50°C, so the rotor 13 has a high temperature region and a low temperature region adjacent to each other near the low pressure gland. I will do it. Therefore, this distribution causes problems such as thermal stress and unfavorable conditions in the rotor 13 such as differential expansion.Moreover, heat recovery of the steam flowing through the conduit 7 is not performed, resulting in loss in terms of thermal cycles. There are problems such as.
特に、タービンプラントが部分負荷となった場合は、低
圧グランドシール蒸気が高圧グランド部からのリーク蒸
気だけでは不足するので、前述の通り導管１１を介して
主蒸気を補給蒸気として使用することとなり、結果とし
て低圧グランド部は約４５０℃の雰囲気温度となって、
ロータ１３並びに熱サイクル的に更に大きな問題が生じ
る。In particular, when the turbine plant is under partial load, the leakage steam from the high-pressure gland is insufficient for low-pressure gland seal steam, so main steam is used as make-up steam via conduit 11 as described above. As a result, the ambient temperature in the low-pressure gland section was approximately 450°C,
Further problems arise in terms of the rotor 13 and its thermal cycle.
なお、従来より大形タービンでは第６図のように、蒸気
圧力調整器８の下流側の導管９を復水器３内に引廻し、
低圧グランドシール蒸気をタービン排気蒸気によって冷
却して１００℃程度の蒸気温度を得る方法が採用されて
いる。しかし、この方法ではロータの財力、熱応力、伸
び差等の点では好ましい効果を与えるが、蒸気の熱的損
失が避けられないだけでなく、復水器内において導管９
の有効冷却面積をとるため、導管９の引廻しが多く要求
され、中小形タービンのような、復水器が小型のタービ
ンではスペース的に問題があり、かつタービン排気蒸気
の流路を制限して排気損失を増大させる等の不都合があ
る。In addition, conventionally, in large turbines, as shown in FIG. 6, the conduit 9 on the downstream side of the steam pressure regulator 8 is routed into the condenser 3,
A method has been adopted in which low-pressure gland seal steam is cooled by turbine exhaust steam to obtain a steam temperature of about 100°C. However, although this method has favorable effects in terms of rotor finances, thermal stress, and differential expansion, it not only unavoidably causes thermal loss of steam, but also causes problems in the conduit 9 in the condenser.
In order to take up the effective cooling area of This has disadvantages such as increasing exhaust loss.
また、第７図に示すように、グランド蒸気導管の外側近
傍に水噴射装置２８を設け、水噴射弁２９による噴射水
によってグランド蒸気温度を調節することも提案されて
いるが、これまたグランド蒸気の熱回収ができない等の
問題がある。Furthermore, as shown in FIG. 7, it has been proposed to provide a water injection device 28 near the outside of the gland steam conduit and to adjust the temperature of the gland steam with water jetted by a water injection valve 29. There are problems such as the inability to recover heat.
本発明はこのような点に鑑み、蒸気タービンの構造上、
運用上において最適温度のグランド蒸気を供給できるだ
けでなく、熱的エネルギ価値の高いグランド蒸気の熱回
収を可能とするタービングランド蒸気供給装置を得るこ
とを目的とする。In view of these points, the present invention has been proposed to solve the following problems in terms of the structure of the steam turbine:
It is an object of the present invention to provide a turbine gland steam supply device that can not only supply gland steam at an optimal temperature during operation, but also enable heat recovery of the gland steam, which has a high thermal energy value.
（問題点を解決するための手段）
本発明は、蒸気圧力調整器を経て導かれたグランド蒸気
を、給水加熱器で熱回収した後シール用蒸気としてター
ビン低圧グランド部に供給するようにしたことを特徴と
する。(Means for Solving the Problems) The present invention is configured such that gland steam led through a steam pressure regulator is supplied to a turbine low-pressure gland section as sealing steam after heat recovery in a feed water heater. It is characterized by
（作 用）
蒸気圧力調整器を経た蒸気は給水加熱器に供給され、そ
こで給水を熱交換することによりその保をする熱が回収
されるとともに、上記熱交換によってシール蒸気がロー
タの財力、熱応力、伸び差等の観点から最適温度に制御
される。(Function) The steam that has passed through the steam pressure regulator is supplied to the feed water heater, where heat is exchanged with the feed water to recover the heat that maintains it. The temperature is controlled to be optimal from the viewpoint of stress, elongation difference, etc.
（実施例）
以下、添付図面を参照して本発明の実施例について説明
する。(Embodiments) Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
第１図は、本発明のタービングランド蒸気供給装置の蒸
気系統図であって、タービン２の高圧グランド部６にお
けるリーク蒸気は導管７を介して蒸気圧力調整器８に導
入される。一方、上記蒸気圧力調整器８には導管１１を
介して主蒸気の一部もシール蒸気の補給蒸気として供給
される。FIG. 1 is a steam system diagram of the turbine gland steam supply system of the present invention, in which leaked steam in the high-pressure gland section 6 of the turbine 2 is introduced into a steam pressure regulator 8 via a conduit 7. On the other hand, a portion of the main steam is also supplied to the steam pressure regulator 8 through a conduit 11 as makeup steam for the sealing steam.
ところで、上記蒸気圧力調整器８は導管３０を介して復
水ポンプ５の下流側に配設された給水加熱器３１に接続
されており、上記蒸気圧力調整器８から導出された蒸気
が」二紀給水加熱器３１において、復水ポンプ５によっ
て送給される給水と熱交換せしめられる。そして、上記
給水と熱交換して低温となった蒸気が導管３２を介して
タービンの低圧グランド部１０に供給される。なお、こ
の他の点については第３図に示す従来のものと同一であ
る。By the way, the steam pressure regulator 8 is connected to a feed water heater 31 disposed downstream of the condensate pump 5 via a conduit 30, so that the steam led out from the steam pressure regulator 8 is In the water supply water heater 31, heat is exchanged with the water supplied by the condensate pump 5. The steam, which has become low temperature through heat exchange with the feed water, is supplied to the low pressure gland section 10 of the turbine via the conduit 32. Note that other points are the same as the conventional one shown in FIG.
しかして、高圧グランド部６にリークした蒸気は導管７
を経て蒸気圧力調整器８に導入され、そこで導管１１に
よって導びかれた主蒸気とともに所定圧力に調整された
後、導管３０を経て給水加熱器３１に送給される。上記
給水加熱器３１に送給された蒸気は復水ポンプ５によっ
て送られる給水と熱交換せしめられて所定温度に減温さ
れ、導管３２を介して低圧グランド部１０に送給される
。Therefore, the steam leaking into the high pressure gland section 6 is transferred to the conduit 7.
The steam is then introduced into the steam pressure regulator 8 through the conduit 11, where it is adjusted to a predetermined pressure together with the main steam led through the conduit 11, and then sent to the feed water heater 31 through the conduit 30. The steam fed to the feed water heater 31 is heat exchanged with the feed water sent by the condensate pump 5, is cooled to a predetermined temperature, and is fed to the low pressure gland section 10 via the conduit 32.
ここで、復水ポンプ５で送給される給水流星をＧ１、給
水加熱器３１の入口給水エンタルピをｈ 、出口給水エ
ンタルピをｈ２とし、導管３０゜３２におけるグランド
蒸気流量を６２、給水加熱器３１の入口蒸気エンタルピ
をｈ３、出口蒸気エンタルピをｈ４とすると、給水加熱
器３１でのエネルギバランスは次の通りとなる。Here, the feed water meteor fed by the condensate pump 5 is G1, the inlet feed water enthalpy of the feed water heater 31 is h, the outlet feed water enthalpy is h2, the gland steam flow rate in the conduit 30° 32 is 62, and the feed water heater 31 When the inlet steam enthalpy is h3 and the outlet steam enthalpy is h4, the energy balance in the feed water heater 31 is as follows.
Ｇ −（ｈ −ｈ ）−Ｇ 拳 （ｈ −ｈ
）・・・（１）
一方、タービンプラントにおける熱効率を示すタービン
室熱消費率ＨＲは、主蒸気流量をＧＭ。G-(h-h)-G fist (h-h
)...(1) On the other hand, the turbine room heat consumption rate HR, which indicates the thermal efficiency in the turbine plant, is determined by the main steam flow rate GM.
主蒸気エンタルピをｈＭ、発電機出力をＬ１ボイラ人口
給水流量をＧＴ、ボイラ人口給水エンタルピをり、とす
れば、下式で定義される。If the main steam enthalpy is hM, the generator output is the L1 boiler artificial water supply flow rate is GT, and the boiler artificial water supply enthalpy is , it is defined by the following formula.
ボイラでの蒸気の流出、流入量が等しければ、ＧＭＩ−
ＧＴ ・・・（３）となる。また、従来
技術によるサイクルでは、第３図記載のとおり、
ＧＴ”＝６１ ’ ｌ ・・・（４）ｈ
Ｔ−ｈ。If the amount of steam flowing out and flowing into the boiler is equal, GMI-
GT...(3). Furthermore, in the cycle according to the conventional technology, as shown in FIG.
T-h.
となり、本考案によるサイクルでは第１図記載の通り、
Ｇ１””ｌ ） ・・・（５）ｈ丁″
″ｈ２
となる。以上を考慮して従来技術によるサイクルでのタ
ービン室熱消費率ＨＲ，、本考案によるサイクルでのタ
ービン室熱消費率ＨＲ２を算出すると、
となる。したがって、熱回収による効率向上割合ΔＨＲ
は次の通りとなる。Therefore, in the cycle according to the present invention, as shown in Fig. 1, G1""l) ... (5) hd"
″h2.Considering the above, when calculating the turbine room heat consumption rate HR in the cycle according to the conventional technology and the turbine room heat consumption rate HR2 in the cycle according to the present invention, it becomes as follows.Therefore, efficiency improvement due to heat recovery Ratio ΔHR
is as follows.
ｈ Ｍ −ｈ ｔ ・・・（８）Ｇ１
ｈ−ｈ ・・・（９）例えば、主蒸気圧力
１１００ａｔ、主蒸気温度５００℃の５０ＭＷタービン
で熱効率向上割合を計算してみる。各数値は下記程度で
あると仮定すれば、
Ｇ −１５００００（）ｃｇ／ｈｒ）■
Ｇ −２０００（）ｃｇ／ｈｒ）
ｈ −８０６（Ｋｃａｌ／）ｃｇ）
ｈ −２５０（Ｋｃａｌ／ｋｇ）
■
ｈ−８００（Ｋｃａｌ／ｋｇ）
ｈ ＝ ６５０ （Ｋｃａｌ／ｋｇ）−
〇、００４
一〇、４％
となる。また、給水加熱器３３のグランド蒸気出口温度
は、
ｈ４＝ ５６０ （Ｋｃａｌ／ｋｇ）Ｐ４＝ １．３
（ｋｇ／ｃｊａ ）と仮定すれば、１１０℃程度と
なり、この温度であれば低圧グランド部１０はロータ１
３の打力、熱応力、伸び差等に対しても良好な供給温度
となる。h M - h t ... (8) G1
hh (9) For example, let's calculate the thermal efficiency improvement rate for a 50 MW turbine with a main steam pressure of 1100 at and a main steam temperature of 500°C. Assuming that each value is about the following, G -150000 () cg/hr) ■ G -2000 () cg/hr) h -806 (Kcal/) cg) h -250 (Kcal/kg) ■ h -800 (Kcal/kg) h = 650 (Kcal/kg) -
〇,004 10.4%. In addition, the ground steam outlet temperature of the feed water heater 33 is h4 = 560 (Kcal/kg) P4 = 1.3
(kg/cja), it will be about 110°C, and at this temperature, the low pressure gland part 10 will be connected to the rotor 1.
The supply temperature is good even against the impact force, thermal stress, elongation difference, etc. of No. 3.
このように、最適温度のグランド蒸気を低温グランド部
に供給できるだけでなく、高圧グランド部よりのリーク
蒸気の熱回収が達成できる。In this way, not only can gland steam at an optimal temperature be supplied to the low-temperature gland section, but also heat recovery of leaked steam from the high-pressure gland section can be achieved.
（他の実施例）
上記実施例は復水器真空度を７００ｍ■Ｈｇ程度と設定
されるタービンを対象としたものであるため、低圧グラ
ンド部へのグランド蒸気を１１０℃程度となるように設
定したものであるが、復水器真空度が低く、最終段ホイ
ールの周辺温度が高いタービン、またはその他の理由に
よって低圧グランド部へのグランド蒸気温度を高く設定
する必要があるタービン、或はタービンプラントの負荷
によって低圧グランド部を温度制御する必要があるター
ビンを対象とする場合には、第２図に示すように構成し
てもよい。(Other Examples) Since the above example is intended for a turbine in which the condenser vacuum degree is set to about 700mHg, the gland steam to the low pressure gland section is set to be about 110°C. However, turbines with low condenser vacuum and high ambient temperature of the final stage wheel, or turbines or turbine plants where it is necessary to set the gland steam temperature to the low pressure gland section high for other reasons. When the target is a turbine in which the temperature of the low-pressure gland section needs to be controlled depending on the load, the structure shown in FIG. 2 may be adopted.
すなわち、給水加熱器３１の給水入口側には流量調節弁
３３が設けられており、この流量調節弁３３および給水
加熱器３１と並列にそれらをバイパスするバイパス導管
３４が接続され、そのバイパス導管３４にも流量調節弁
３５が設けられている。その他の点は第１図に示す第１
実施例と同一である。That is, a flow rate control valve 33 is provided on the feed water inlet side of the feed water heater 31, and a bypass conduit 34 is connected in parallel with the flow rate control valve 33 and the feed water heater 31 to bypass them. A flow control valve 35 is also provided in the flow control valve 35 . Other points are as shown in Figure 1.
Same as the example.
しかして、この実施例においては流量調節弁３３．３５
を調節することにより給水加熱器３１に導入される給水
量を制御し、蒸気圧力調整器８から供給されるグランド
蒸気との熱交換量を調節することができる。このように
して最適温度のグランド蒸気を低圧グランド部１０に供
給することができる。Therefore, in this embodiment, the flow rate regulating valve 33.35
By adjusting the amount of water supplied to the feed water heater 31, the amount of heat exchanged with the gland steam supplied from the steam pressure regulator 8 can be adjusted. In this way, gland steam at an optimum temperature can be supplied to the low pressure gland section 10.
［発明の効果〕
以上説明したように、本発明においては蒸気圧力調整器
によって圧力調整されたグランド蒸気を給水加熱器を介
して低圧グランド部へ導くようにしたので、低圧グラン
ド部を最適温度に設定することができ、ロータ材力、熱
応力、伸び差等において構造上、運用上の利点をもたら
すだけでなく、高圧グランド部からの熱的エネルギーの
高いリーク蒸気の熱回収を達成することができる。また
、給水加熱器にバイパス系統を設け、その給水加熱器の
給水流量の調節を行なうことができるようにすれば、高
圧グランド部からのリーク蒸気との熱交換量をコントロ
ールすることができ、低圧グランド部の周辺温度を調節
することができる。[Effects of the Invention] As explained above, in the present invention, the gland steam whose pressure has been adjusted by the steam pressure regulator is guided to the low-pressure gland section via the feed water heater, so that the low-pressure gland section can be brought to the optimum temperature. This not only provides structural and operational advantages in terms of rotor material strength, thermal stress, and differential elongation, but also enables the recovery of leakage steam with high thermal energy from the high-pressure gland. can. In addition, if a bypass system is installed in the feed water heater and the feed water flow rate of the feed water heater can be adjusted, the amount of heat exchanged with the leak steam from the high pressure gland can be controlled, and the low pressure The ambient temperature of the ground section can be adjusted.
第１図は本発明のタービングランド蒸気供給装置のグラ
ンド蒸気系統の一実施例を示す図、第２図は本発明の他
の実施例を示す系統図、第３図は従来のグランド蒸気系
統図、第４図および第５図は高圧グランド部および低圧
グランド部の断面部分図、第６図および第７図はそれぞ
れ従来のタービングランド蒸気供給装置の他のグランド
蒸気系統図である。
２・・・タービン、５・・・復水ポンプ、６・・・高圧
グランド部、８・・・蒸気圧力調整器、１０・・・低圧
グランド部、３１・・・給水加熱器、３０．３２・・・
導管、３３．３５・・・流量調節弁、３４・・・バイパ
ス導管。
出願人代理人 佐 藤 −雄
第１目
ボイラよす
第２図
第３図
亦イフより
ボイラよソFig. 1 is a diagram showing one embodiment of the grand steam system of the turbine grand steam supply device of the present invention, Fig. 2 is a system diagram showing another embodiment of the present invention, and Fig. 3 is a conventional grand steam system diagram. , FIG. 4 and FIG. 5 are partial cross-sectional views of a high-pressure gland portion and a low-pressure gland portion, and FIGS. 6 and 7 are other gland steam system diagrams of a conventional turbine gland steam supply device, respectively. 2... Turbine, 5... Condensate pump, 6... High pressure gland section, 8... Steam pressure regulator, 10... Low pressure gland section, 31... Feed water heater, 30.32 ...
Conduit, 33.35...Flow control valve, 34...Bypass conduit. Applicant's agent Sato - male 1st boiler, 2nd figure, 3rd figure, boiler
Claims (1)
水加熱器で熱回収した後シール用蒸気としてタービン低
圧グランド部に供給するようにしたことを特徴とする、
タービングランド蒸気供給装置。 ２、グランド蒸気と給水とを熱交換せしめる給水加熱器
には、給水流量調節弁を設けたバイパス回路が接続され
ていることを特徴とする、特許請求の範囲第１項記載の
タービングランド蒸気供給装置。[Scope of Claims] 1. Gland steam led through a steam pressure regulator is heat-recovered in a feed water heater and then supplied as sealing steam to a turbine low-pressure gland section.
Turbine gland steam supply system. 2. The turbine gland steam supply according to claim 1, characterized in that the feed water heater for exchanging heat between the gland steam and the feed water is connected to a bypass circuit provided with a feed water flow rate control valve. Device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31540886A JPS63167003A (en) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | Turbine gland steam supply device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31540886A JPS63167003A (en) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | Turbine gland steam supply device |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63167003A true JPS63167003A (en) | 1988-07-11 |
Family
ID=18065026
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP31540886A Pending JPS63167003A (en) | 1986-12-27 | 1986-12-27 | Turbine gland steam supply device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS63167003A (en) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102008045655A1 (en) * | 2008-09-03 | 2010-04-15 | Siemens Aktiengesellschaft | Steam turbine system, has accumulated steam discharge pipeline ending into supply line such that steam is guided into supply line and labyrinth is blocked by piston via pipeline when preset pressure level is achieved in compensation circuit |
| JP2015129486A (en) * | 2014-01-08 | 2015-07-16 | 株式会社東芝 | Steam turbine plant |
| JP2018155247A (en) * | 2017-03-20 | 2018-10-04 | ドゥサン ヘヴィー インダストリーズ アンド コンストラクション カンパニー リミテッド | Ceiling gas supply device |
| WO2019208030A1 (en) * | 2018-04-27 | 2019-10-31 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | Combined cycle plant and method for operating same |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS54130706A (en) * | 1978-03-31 | 1979-10-11 | Hitachi Ltd | Temperature control method of seal steam in steam turbine and its device |
| JPS58176405A (en) * | 1982-04-09 | 1983-10-15 | Toshiba Corp | Adjusting device for gland steam temperature |
-
1986
- 1986-12-27 JP JP31540886A patent/JPS63167003A/en active Pending
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS54130706A (en) * | 1978-03-31 | 1979-10-11 | Hitachi Ltd | Temperature control method of seal steam in steam turbine and its device |
| JPS58176405A (en) * | 1982-04-09 | 1983-10-15 | Toshiba Corp | Adjusting device for gland steam temperature |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102008045655A1 (en) * | 2008-09-03 | 2010-04-15 | Siemens Aktiengesellschaft | Steam turbine system, has accumulated steam discharge pipeline ending into supply line such that steam is guided into supply line and labyrinth is blocked by piston via pipeline when preset pressure level is achieved in compensation circuit |
| DE102008045655B4 (en) * | 2008-09-03 | 2010-06-17 | Siemens Aktiengesellschaft | Steam turbine system with a condensing steam turbine with an energy-efficient sealing steam supply |
| JP2015129486A (en) * | 2014-01-08 | 2015-07-16 | 株式会社東芝 | Steam turbine plant |
| JP2018155247A (en) * | 2017-03-20 | 2018-10-04 | ドゥサン ヘヴィー インダストリーズ アンド コンストラクション カンパニー リミテッド | Ceiling gas supply device |
| US11136898B2 (en) | 2017-03-20 | 2021-10-05 | Doosan Heavy Industries & Construction Co., Ltd. | Sealing gas supply apparatus |
| WO2019208030A1 (en) * | 2018-04-27 | 2019-10-31 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | Combined cycle plant and method for operating same |
| JP2019190428A (en) * | 2018-04-27 | 2019-10-31 | 三菱日立パワーシステムズ株式会社 | Combined cycle plant and method for operating the same |
| KR20200130449A (en) | 2018-04-27 | 2020-11-18 | 미츠비시 파워 가부시키가이샤 | Combined cycle plant and its operation method |
| US11326465B2 (en) | 2018-04-27 | 2022-05-10 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Combined cycle plant and method for operating same |
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