WO2010097983A1 - 蒸気タービン発電設備の冷却方法及び装置 - Google Patents

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石黒淳一
藤川立誠
田中良典
杼谷直人
西本慎
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三菱重工業株式会社
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    • F05D2260/232—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium
    • F05D2260/2322—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium steam

Definitions

  • the present invention relates to a steam turbine power generation facility including a counter-flow-chamber integrated steam turbine in which a plurality of turbine parts are accommodated in a single vehicle compartment and the turbine portions are partitioned by a dummy seal portion.
  • the present invention relates to a cooling method and apparatus for a steam turbine power generation facility in which a cooling effect of a rotor shaft disposed inside a seal portion and a dummy seal portion is improved.
  • the tandem compound type steam turbine power plant is connected to each other on the same axis.
  • the boiler is equipped with one or more stages of reheater, and the exhaust steam discharged from the steam turbine at each stage is reheated by the reheater and supplied to the steam turbine on the low pressure side as reheated steam. is doing.
  • the rotor shaft of the multi-stage steam turbine and the shaft of the generator is connected to one shaft, stability against vibration of the rotor shaft system is ensured.
  • tandem compound type steam turbine power plant conversely, in order to reduce the number of cabins, shorten the total rotor shaft length, and make the entire power plant compact, one steam turbine with different operating steam pressures is used.
  • a structure that accommodates the interior of the vehicle is also employed.
  • a high-pressure turbine and an intermediate-pressure turbine are accommodated in one vehicle interior, a dummy seal portion is interposed between them, and working steam is supplied to each turbine portion with the dummy seal portion interposed therebetween.
  • FIG. 12 shows a general steam turbine power plant equipped with a two-stage reheating system and a steam turbine integrated with a high-medium pressure counterflow casing.
  • the ultra high pressure may be abbreviated as “VHP”, the high pressure as “HP”, the high and medium pressure as “HIP”, and the low pressure as “LP”.
  • the boiler 2 is provided with a superheater 21, and steam generated by the superheater 21 is introduced into the VHP turbine 1 to drive it.
  • the exhaust steam of the VHP turbine 1 is reheated by the first reheater 22 provided in the boiler 2 to become HP steam.
  • the HP steam is introduced as working steam into the HP turbine section 31 of the HIP turbine 3 of the high-medium pressure counterflow / cabinet integrated type, and drives the HP turbine section 31.
  • the exhaust steam of the HP turbine section 31 is reheated by the second reheater 23 provided in the boiler 2 to become IP steam.
  • the IP steam is introduced into the IP turbine section 32 of the HIP turbine 3 to drive it.
  • the exhaust steam of the IP turbine section 32 is introduced into the LP turbine 4 through the crossover pipe 321 and drives it.
  • the exhaust steam of the LP turbine 4 is condensed by the condenser 5, pressurized by the boiler feed pump 6, returned to the boiler 2, superheated again by the superheater 21 of the boiler 2, and circulated to the VHP turbine 1 as VHP steam. To do.
  • Patent Document 1 in a tandem compound steam turbine power plant equipped with a boiler with a two-stage reheater, an ultra-high pressure turbine and a high-pressure turbine, or a high-pressure turbine and an intermediate-pressure turbine are accommodated in a single vehicle compartment. And the structure made into the counterflow vehicle compartment integrated steam turbine is disclosed.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view showing the vicinity of the working steam supply part of the HIP turbine 3 of the steam turbine power plant shown in FIG.
  • the HIP turbine 3 has an HP turbine blade row 71, an HP dummy portion 72, an IP dummy portion 73, and an IP turbine blade row on the outer peripheral side of the turbine rotor 7 in the vicinity of the introduction portion of HP steam and IP steam.
  • a portion 74 is formed.
  • HP rotor blade portions 71a are formed at predetermined intervals in the HP turbine blade row portion 71, and the HP stationary blade portion 8a of the HP blade ring 8 is disposed between the HP rotor blade portions 71a.
  • an HP first stage stationary blade 8 a 1 is disposed at the most upstream portion of the HP turbine blade row 71.
  • IP moving blade portions 74a are formed at predetermined intervals in the IP turbine blade row portion 74, and the IP stationary blade portions 9a of the IP blade ring 9 are disposed between the IP moving blade portions 74a. Further, an IP first stage stationary blade 9 a 1 is arranged at the most upstream part of the IP turbine blade row 74.
  • a dummy ring 10 for sealing the HP turbine part 31 and the IP turbine part 32 is provided between the HP blade ring 8 and the IP blade ring 9. Further, seal fin portions 11 for limiting the leakage of steam are provided at various positions in the blade rings 8 and 9 and the dummy ring 10 at positions close to the turbine rotor 7.
  • the cooling means for the dummy ring 10 and the turbine rotor 7 has a structure in which a part of the steam at the outlet T of the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine flows into the inlet portion of the IP turbine portion 32. That is, a part of the steam at the outlet T of the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine flows as the HP dummy steam 72c between the HP dummy ring 72a and the HP dummy part rotor 72b. It is used as 73c and flows between the intermediate pressure dummy ring 73a and the intermediate pressure dummy portion rotor 73b to cool the inner surface of the intermediate pressure dummy ring 73a and the intermediate pressure inlet portion of the rotor 7.
  • a steam exhaust passage 10a is provided in the dummy ring 10 in the radial direction, and the HP dummy steam 72c passes through the steam exhaust passage 10a and is not shown in the drawing of the HP turbine section 31 for thrust balance as shown by an arrow 72d. It is led to the exhaust steam pipe.
  • the steam temperature at the outlet T of the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine section 31 is lower than the steam temperature at the inlet of the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine section 31 and the inlet of the first stage stationary blade 9a1 of the IP turbine.
  • the vicinity of the introduction portion of the HP steam and the IP steam of the HIP turbine 3 can be cooled.
  • the cooling steam of the IP turbine section blade row section 74 is obtained. It is not effective as. Further, the steam at the outlet of the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine section 31 is steam before performing work in the HP turbine section blade row section 71, and using this as cooling steam is wasteful in terms of heat efficiency. Become.
  • Patent Document 4 in a steam turbine integrated with a high-medium-pressure counterflow casing, a heat exchanger that exchanges heat between steam that has passed through the first stage blades of a high-pressure turbine section and low-temperature steam outside the casing in the passenger compartment.
  • a cooling means is disclosed in which the temperature is lowered at 16 and this low-temperature steam is supplied as cooling steam to the gap between the dummy seal part and the rotor shaft that partitions the high-pressure turbine part and the intermediate-pressure turbine part.
  • JP 2000-274208 A Japanese Utility Model Publication No. 1-1113101 JP-A-9-125909 JP-A-11-141302
  • the cooling means for the single-chamber steam turbine illustrated in FIG. 1 of Patent Document 2 and FIG. 1 of Patent Document 3 mainly cools the inlet portion of the intermediate pressure turbine section. It is not intended to cool the dummy seal part partitioning the turbine part and the rotor shaft located inside the dummy seal part. That is, in these cooling means, the exhaust steam of the high-pressure turbine section supplied between the dummy seal section and the intermediate-pressure turbine section that partitions the high-pressure turbine section and the intermediate-pressure turbine section is sent to the intermediate-pressure turbine section side.
  • the working steam supplied to the high-pressure side turbine section is made to have a lower pressure than the steam flowing through the gap between the dummy seal section and the rotor shaft via the first stage stationary blade outlet.
  • the cooling means disclosed in Patent Document 4 cools high-temperature steam that has passed through the first stage rotor blade of the high-pressure turbine section and does not perform much work by a heat exchanger, and the cooled steam is separated from the high-pressure turbine section. This is supplied to the dummy seal part that partitions the low-pressure turbine part, and is not only wasteful in terms of heat efficiency, but also requires extra equipment and is expensive.
  • the present invention provides a steam provided with a counter-flow-chamber integrated steam turbine in which a plurality of steam turbines are accommodated in one vehicle compartment and the turbine portions are partitioned by a dummy seal portion.
  • An object of the present invention is to realize a cooling means capable of improving the cooling effect of the rotor shaft disposed inside the dummy seal portion and the dummy seal portion in the turbine power generation facility.
  • a steam turbine power generation facility comprising a counter-flow-chamber integrated steam turbine in which a plurality of turbine sections are accommodated in a single casing on the high-pressure side of a low-pressure turbine, and the plurality of turbine sections are partitioned by a dummy seal section.
  • the working steam generated in the steam turbine power generation facility and supplied to each turbine section of the counter-flow casing-integrated steam turbine has a lower temperature than the first stage stationary blade outlet steam after passing through the first stage stationary blade
  • the cooling steam is introduced into a gap formed between the dummy seal portion and the rotor shaft through the cooling steam supply path, and the cooling steam is circulated through the gap against the first stage stationary blade outlet steam.
  • a cooling process for cooling the dummy seal portion and the rotor shaft is
  • the working steam generated in the steam turbine power generation facility and supplied to each turbine section of the counter-flow casing-integrated steam turbine has a lower temperature than the first stage stationary blade outlet steam after passing through the first stage stationary blade.
  • Cooling steam is supplied to a gap formed between the dummy seal portion and the rotor shaft through the cooling steam supply path.
  • the cooling effect of the dummy seal portion and the rotor shaft can be improved over the conventional cooling means described above.
  • the cooling steam can be spread over the gap against the first stage stationary blade outlet steam. The cooling effect of the rotor shaft can be increased.
  • the temperature rise of the dummy seal portion and the turbine rotor can be prevented, the dummy seal portion and the turbine rotor can be maintained, and the degree of freedom of selection of materials used for these members can be increased.
  • the manufacturing size of a turbine rotor made of a Ni-based alloy or the like used for a high-temperature portion of the turbine rotor can be reduced, and the manufacture of the turbine rotor is facilitated.
  • the other steam generated in the steam turbine power generation facility can be selected as the cooling steam, the cooling effect can be surely obtained.
  • the dummy seal section and the rotor shaft are formed in the cooling step. It is preferable to provide a discharge process in which the cooling steam that has been subjected to the cooling of the exhaust gas is discharged from the cooling steam discharge passage formed in the dummy seal portion to an exhaust steam pipe that supplies steam to the subsequent-stage steam turbine. .
  • the cooling steam supply path is opened in the gap closer to the low pressure side turbine part than the cooling steam discharge path, and the cooling steam flows into the gap from the low pressure side turbine part. Passed through the gap against the steam at the outlet of the first stage stationary blade that passed through the first stage stationary blade, and then branched the cooling steam from the outlet of the first stage stationary blade of the high pressure side turbine section and flowed into the gap near the high pressure side turbine section It is good to make it discharge from this cooling steam discharge way with steam.
  • the cooling steam is discharged from the cooling steam discharge passage together with the first stage stationary blade outlet steam detoured from the first stage stationary blade outlet of the high-pressure turbine section. be able to. For this reason, the cooling steam can be quickly spread over the entire gap, so that the cooling effect can be further improved.
  • the method according to the present invention is used. Since the cooling effect of the weak joint portion can be enhanced, it is possible to prevent the strength of the joint portion from being lowered.
  • a cooling steam pipe having a lower temperature and supplying a cooling steam having a pressure equal to or higher than that of the first stage stationary blade outlet steam to the cooling steam supply path,
  • the cooling steam is circulated through a gap between the dummy seal portion and the rotor shaft through the cooling steam supply path so as to cool the dummy seal portion and the rotor shaft.
  • the working steam generated in the steam turbine power generation facility and supplied to each turbine portion of the counterflow casing-integrated steam turbine has a lower temperature than the first stage stationary blade outlet steam after passing through the first stage stationary blade.
  • the cooling steam which has is supplied to the clearance gap formed between a dummy seal part and a rotor shaft through the said cooling steam supply path.
  • the cooling effect of the dummy seal portion and the rotor shaft can be improved over the conventional cooling means described above.
  • the cooling steam can be spread over the gap against the first stage stationary blade outlet steam. The cooling effect of the rotor shaft can be increased.
  • the temperature rise of the dummy seal portion and the turbine rotor can be prevented, the dummy seal portion and the turbine rotor can be maintained, and the degree of freedom of selection of materials used for these members can be increased.
  • the manufacturing size of a turbine rotor made of a Ni-based alloy or the like used for a high-temperature portion of the turbine rotor can be reduced, and the manufacture of the turbine rotor is facilitated.
  • the other steam generated in the steam turbine power generation facility can be selected as the cooling steam, the cooling effect can be surely obtained.
  • the counter-flow-chamber integrated steam turbine includes a high-pressure turbine section and a low-pressure turbine section having different operating steam pressures
  • the counter-flow casing integrated steam turbine is formed in a dummy seal section and opened in the gap.
  • a cooling steam discharge passage connected to an exhaust steam pipe for supplying steam to the rear-stage steam turbine.
  • the cooling steam is circulated through the gap to cool the dummy seal portion and the rotor shaft, and then the cooling steam discharge is performed. It is good to comprise so that it may discharge
  • the cooling steam supply path opens into the gap closer to the low pressure side turbine section than the cooling steam discharge path, and the low pressure side turbine section flows the cooling steam from the low pressure side turbine section into the clearance.
  • the first stage vane passed through the gap against the first stage vane outlet steam, and then the cooling steam was branched from the first stage vane outlet of the high pressure side turbine section and flowed into the gap near the high pressure side turbine section It is good to comprise so that it may be made to discharge from this cooling steam discharge way with steam.
  • the cooling steam is discharged from the cooling steam discharge passage together with the first stage stationary blade outlet steam detoured from the first stage stationary blade outlet of the high-pressure turbine section. be able to. For this reason, the cooling steam can be quickly spread over the entire gap, so that the cooling effect can be further improved.
  • an ultra-high pressure turbine is provided, the high-pressure side turbine portion of the counter-flow chamber integrated steam turbine is a high-pressure turbine, and the low-pressure side turbine portion of the counter-flow chamber integrated steam turbine is an intermediate-pressure turbine.
  • a part of the exhaust steam of the ultrahigh pressure turbine or the extracted steam of the ultrahigh pressure turbine may be supplied to the cooling steam supply path as the cooling steam.
  • the exhaust steam or extracted steam after working in the ultra high pressure turbine has a temperature sufficiently lower than the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the high pressure turbine section used as the cooling steam in the conventional cooling method. Since these exhaust steam or extracted steam is used as cooling steam, the cooling effect of the dummy seal portion and the rotor shaft can be improved.
  • a part of the exhaust steam of the high-pressure turbine section of the counter-flow-chamber integrated steam turbine or the extracted steam of the high-pressure turbine section is supplied to the cooling steam supply path as the cooling steam.
  • Exhaust steam or extracted steam from the high-pressure side turbine section is steam after work in the high-pressure side turbine section, and from the steam at the outlet of the first stage stationary vane of the high-pressure turbine that was used as cooling steam in the conventional cooling method.
  • the temperature is low enough. Therefore, the cooling effect of the dummy seal part and the rotor shaft can be improved by using the exhaust steam or the extracted steam as the cooling steam.
  • the boiler may be provided with a superheater that superheats steam, and the steam extracted from the superheater may be supplied as the cooling steam to the cooling steam supply path.
  • the steam extracted from the boiler superheater is sufficiently lower in temperature than the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the high-pressure turbine that has been used as cooling steam in the conventional cooling method. Therefore, the cooling effect of the dummy seal part and the rotor shaft can be improved by using the exhaust steam or the extracted steam as the cooling steam.
  • the boiler is provided with a reheater that reheats the exhaust steam discharged from the steam turbine, and the boiler reheated steam extracted from the reheater is supplied to the cooling steam supply path as cooling steam. It is good to configure.
  • the steam extracted from the boiler reheater is sufficiently lower in temperature than the steam at the outlet of the first stage stationary vane of the high-pressure turbine section used as cooling steam in the conventional cooling method. Therefore, the cooling effect of the dummy seal part and the rotor shaft can be improved by using the exhaust steam or the extracted steam as the cooling steam.
  • a high-pressure turbine comprising a first high-pressure turbine section on the high-temperature and high-pressure side and a second high-pressure turbine section on the low-temperature and low-pressure side, a first intermediate-pressure turbine section on the high-temperature and high-pressure side, and a second intermediate pressure on the low-temperature and low-pressure side.
  • An intermediate pressure turbine including a turbine section, and a boiler including a superheater that generates superheated steam, wherein the first high pressure turbine section and the first intermediate pressure turbine section are configured as a counterflow vehicle interior integrated steam turbine.
  • a cooling steam supply path may be provided in the dummy seal portion so that the steam extracted from the superheater is supplied as cooling steam to the cooling steam supply path.
  • the extracted steam of the boiler superheater (extracted steam heated by the superheater and extracted in the middle of the superheater) having a temperature sufficiently lower than the operating steam temperature of the inlet portion of the first intermediate pressure turbine section, It is used as a cooling steam for the dummy seal part and the rotor shaft that partition the first intermediate pressure turbine part and the first high pressure turbine part.
  • the extraction steam of the boiler superheater is steam before being heated to a predetermined temperature by the boiler, and is sufficiently more than the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the high-pressure turbine part used as cooling steam in the conventional cooling method. The temperature is low. A sufficient cooling effect can be obtained by using the extracted steam as cooling steam.
  • a high-pressure turbine In the apparatus of the present invention, a high-pressure turbine, an intermediate-pressure turbine composed of a first intermediate-pressure turbine section on the high-temperature and high-pressure side and a second intermediate-pressure turbine section on the low-temperature and low-pressure side, a boiler equipped with a superheater that generates superheated steam,
  • the high-pressure turbine and the second intermediate-pressure turbine section are configured as a counter-flow casing-integrated steam turbine, a cooling steam supply path is provided in the dummy seal section, and the steam extracted from the superheater is cooled by the cooling steam. It is good to comprise so that it may become the said cooling steam supply path.
  • the dummy seal for partitioning the extracted steam from the boiler superheater having a temperature sufficiently lower than the operating steam temperature at the inlet of the high pressure turbine or the second intermediate pressure turbine section between the high pressure turbine and the second intermediate pressure turbine section.
  • cooling steam for the rotor shaft disposed inside the dummy seal portion. Therefore, the cooling effect of the dummy seal portion and the rotor shaft can be further improved as compared with the conventional case. This is the steam before the steam extracted from the boiler superheater is heated to a predetermined temperature in the boiler, and the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the high-pressure turbine section used as the cooling steam in the conventional cooling method. This is because the temperature is sufficiently low.
  • a high-pressure turbine comprising a first high-pressure turbine section on the high-temperature and high-pressure side and a second high-pressure turbine section on the low-temperature and low-pressure side, a first intermediate-pressure turbine section on the high-temperature and high-pressure side, and a second intermediate pressure on the low-temperature and low-pressure side.
  • An intermediate-pressure turbine comprising a turbine section, wherein the first high-pressure turbine section and the first intermediate-pressure turbine section are configured as a counterflow vehicle compartment integrated steam turbine, and cooling steam is supplied to the dummy seal section.
  • a cooling steam discharge passage formed in the dummy seal portion and connected to the exhaust steam pipe of the first high-pressure turbine portion is provided, and the steam extracted from between the blade rows of the first high-pressure turbine portion is cooled by the steam.
  • the cooling steam supply path, and the first stage stationary blade outlet steam of the first high-pressure turbine section is supplied as cooling steam to the gap, and the respective cooling steams are joined to each other through the cooling steam discharge path.
  • Exhaust steam It may be configured to discharge from.
  • the extraction steam of the first high-pressure turbine section having a temperature sufficiently lower than the operating steam temperature of the inlet section of the first high-pressure turbine section is used as cooling steam for the dummy seal section and the rotor shaft.
  • the extraction steam of the first high-pressure turbine section is steam after working on the turbine rotor, and the temperature is sufficiently higher than the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the high-pressure turbine section used as cooling steam in the conventional cooling method. Is low. Therefore, the dummy seal part and the rotor shaft can be cooled more efficiently than in the prior art.
  • the first stage stationary blade outlet steam of the first high-pressure turbine section cools the vicinity of the working steam introduction section of the first high-pressure turbine section.
  • the cooling effect of the rotor shaft can be further improved. Further, since the extracted steam and the first stage stationary blade outlet steam that have been subjected to cooling are combined and discharged from the cooling steam discharge passage, the stay of these steam in the gap between the dummy seal portion and the rotor shaft is prevented. Thus, the cooling effect can be maintained and the thrust balance of the turbine rotor can be maintained well.
  • a cooling device that cools the extracted steam extracted from between the blade rows of the first high-pressure turbine section is provided, and after the extracted steam is cooled by the cooling device, the cooling steam supply path is used as the cooling steam. It is good to comprise so that it may supply.
  • This cooling device may be configured, for example, such that a pipe through which the extraction steam passes has a spiral shape or a pipe with fins, and cools the extraction steam by applying cold air to these pipes with a fan.
  • a double piping structure may be used, and cooling water is allowed to flow in one space to cool the extracted steam. Thereby, the cooling effect can be further improved.
  • a counter-flow-chamber integrated steam turbine in which a plurality of turbine portions are accommodated in one vehicle compartment on the high-pressure side from the low-pressure turbine and the plurality of turbine portions are partitioned by dummy seal portions.
  • a steam turbine power generation facility wherein the dummy seal portion and the cooling method of the steam turbine power generation facility for cooling the rotor shaft disposed inside the dummy seal portion are generated in the steam turbine power generation facility,
  • the working steam supplied to each turbine section of the chamber-integrated steam turbine has a lower temperature than the first stage stationary blade outlet steam after passing through the first stage stationary blade, and has a pressure equal to or higher than that of the first stage stationary blade outlet steam.
  • the cooling of the dummy seal part and the rotor shaft is a strength design of a welded part that is expected to be lower in strength than the base material part when a rotating structure or a stationary part is adopted around these parts.
  • this is also beneficial in actual turbine design.
  • a counter-flow vehicle compartment integrated steam turbine in which a plurality of turbine portions are accommodated in one vehicle compartment on the high pressure side from the low pressure turbine and the plurality of turbine portions are partitioned by a dummy seal portion.
  • a steam turbine power generation facility comprising: a steam seal power generation device for cooling a dummy shaft portion and a rotor shaft disposed inside the dummy seal portion, wherein the dummy seal portion is formed on the dummy seal portion.
  • a cooling steam supply passage that opens in a gap between the rotor portion and the rotor shaft, and is connected to the cooling steam supply passage, is generated in the steam turbine power generation facility, and is provided in each turbine portion of the counterflow vehicle compartment integrated steam turbine.
  • the working steam to be supplied has a lower temperature than the first stage stationary blade outlet steam after passing through the first stage stationary blade, and the cooling steam having a pressure equal to or higher than that of the first stage stationary blade outlet steam is supplied to the cooling steam supply path
  • a cooling steam pipe to be supplied and configured to circulate the cooling steam through the cooling steam supply path through a gap between the dummy seal part and the rotor shaft to cool the dummy seal part and the rotor shaft.
  • FIG. 1 is a system diagram showing a first embodiment of a steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the structure of the working steam introduction part of the HIP turbine 3 of FIG.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing a modification of the first embodiment.
  • FIG. 3 (a) is an example of a three-stage reheat power plant, and
  • FIG. 3 (b) is an example of a four-stage reheat power plant.
  • FIG. 4 is a system diagram showing a second embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the structure of the working steam introduction part of the HP turbine 131 of FIG. FIG.
  • FIG. 6 is a system diagram showing a third embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 7 is a system diagram showing a fourth embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 8 is a system diagram showing a fifth embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 9 is a system diagram showing a sixth embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 10 is a system diagram showing a seventh embodiment of the steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view showing the structure of the working steam introduction part of the HIP1 turbine 40 of FIG.
  • FIG. 12 is a system diagram showing a conventional steam turbine power plant.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view showing the structure of the steam introduction part of the HIP turbine 3 of FIG.
  • (First embodiment) 1 and 2 show a first embodiment of a steam turbine power plant to which the present invention is applied.
  • the steam turbine power plant of the present embodiment includes a VHP turbine 1, a two-stage reheat boiler 2 including a superheater 21, a first stage reheater 22, and a second stage reheater 23,
  • the HP turbine section 31 and the IP turbine section 32 are fixed to a single-shaft turbine rotor, and these are housed in one casing, and the high-medium-pressure counter-flow casing-integrated steam turbine 3 (hereinafter referred to as “HIP turbine”). 3 ”) and an LP turbine 4 (VHP-HIP-LP configuration).
  • VHP steam (for example, 700 ° C.) generated in the superheater 21 of the boiler 2 is introduced into the VHP turbine 1 through the steam pipe 211 to drive the VHP turbine 1.
  • a part of the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the VHP turbine 1 is sent to the first reheater 22 provided in the boiler 2 through the exhaust steam pipe 104, where it is reheated and HP steam ( For example, 720 ° C.).
  • HP steam For example, 720 ° C.
  • the remainder of the exhaust steam from the VHP turbine 1 is supplied to the HIP turbine 3 via the steam communication pipe 100.
  • the HP steam generated in the boiler 2 is introduced into the HP turbine section 31 via the steam pipe 221 to drive it.
  • the exhaust steam of the HP turbine section 31 is sent to the second reheater 23 of the boiler 2 through the exhaust steam pipe 311 and becomes IP steam (for example, 720 ° C.) through the second stage reheater 23.
  • IP steam is introduced into the IP turbine section 32 through the steam pipe 231 and drives it.
  • the exhaust gas from the IP turbine section 32 is introduced into the LP turbine 4 through the crossover pipe 321 to drive it.
  • the exhaust steam of the LP turbine 4 is condensed in the condenser 5, returned to the superheater 21 of the boiler 2 through the condenser pipe 601 by the boiler feed water pump 6, and again becomes VHP steam and circulates in the VHP turbine 1.
  • FIG. 2 shows the structure near the working steam introduction part of the HIP turbine 3.
  • the HIP turbine 3 has an HP turbine blade row portion 71, an HP dummy portion 72, an IP dummy portion 73, and an IP turbine blade on the outer peripheral surface of the turbine rotor 7 in the vicinity of the introduction portion of HP steam and IP steam.
  • a row portion 74 is formed.
  • HP rotor blade portions 71a are formed at predetermined intervals in the HP turbine blade row portion 71, and the HP stationary blade portion 8a of the HP blade ring 8 is disposed between the HP rotor blade portions 71a.
  • an HP first stage stationary blade 8 a 1 is disposed at the most upstream portion of the HP turbine blade row 71.
  • IP moving blade portions 74a are formed at predetermined intervals in the IP turbine blade row portion 74, and the IP stationary blade portion 9a of the IP blade ring 9 is disposed between the IP moving blade portions 74a. Further, an IP first stage stationary blade 9 a 1 is disposed at the most upstream portion of the IP turbine blade row 74.
  • a dummy ring 10 that seals between the HP turbine section 31 and the IP turbine section 32 is provided between the HP blade ring 8 and the IP blade ring 9.
  • seal fin portions 11 for limiting the leakage of steam are provided at positions where the blade rings 8 and 9 and the dummy ring 10 face and approach the turbine rotor 7.
  • the seal fin portion 11 is a labyrinth seal.
  • a cooling steam supply path 101 is formed in the radial direction in the dummy ring 10 located near the HP turbine section 31.
  • the cooling steam supply path 101 is connected to the steam communication pipe 100, and the exhaust steam s 1 (for example, 500 ° C.) of the VHP turbine 1 is introduced into the cooling steam supply path 101 as cooling steam through the steam communication pipe 100. Is done.
  • the pressure of the exhaust steam s 1 is equal to or higher than the HP first stage stationary blade outlet steam after the HP steam has passed through the first stage stationary blade 8a1, or the IP first stage stationary blade outlet steam after the IP steam has passed through the first stage stationary blade 9a1. Is set to have.
  • the exhaust steam s 1 is set to be lower in temperature than the HP first stage stationary blade outlet steam and the IP first stage stationary blade outlet steam.
  • the exhaust steam s 1 reaches the outer peripheral surface 72 of the turbine rotor 7.
  • the exhaust steam s 1 then branches to both sides in the axial direction of the turbine rotor 7, passes through gaps 720 and 721 with the dummy ring 10, and travels toward the HP turbine blade row portion 71 and the IP turbine blade row portion 74. In this way, the exhaust steam s 1 reaches the HP turbine blade row 71 and the IP turbine blade row 74.
  • a cooling steam discharge path 103 is formed in the radial direction closer to the IP turbine section 32 than the cooling steam supply path 101.
  • One end of the cooling steam discharge path 103 is connected to the exhaust steam pipe 311 via the exhaust steam pipe 102, and the other end of the cooling steam discharge path 103 is open to the gap 721.
  • the exhaust steam s 1 Since the exhaust steam s 1 has a pressure equal to or higher than that of the HP exhaust steam that bypasses the gap 720 and the IP exhaust steam that bypasses the gap 721, the exhaust steam s 1 spreads over the entire gaps 720 and 721. Thus, the exhaust ring s 1 cools the dummy ring 10 facing the gaps 720 and 721 and the HP dummy portion 72 of the turbine rotor 7.
  • a part of the cooling steam s 1 becomes exhaust steam s 2 due to thrust balance, passes through the cooling steam discharge path 103, and is discharged from the exhaust steam pipe 102 connected to the cooling steam discharge path 103 to the exhaust steam pipe 311. Is done.
  • the cooling holes 71a2,74a2 for flowing exhaust vapor s 1 Is formed. Accordingly, a part of the exhaust steam s 1 reaches the blade rows of the HP turbine blade row portion 71 and the IP turbine blade row portion 74.
  • a part of the exhaust steam s 1 (for example, 500 ° C.) of the VHP turbine 1 whose temperature is sufficiently lower than the operating steam temperature (for example, 720 ° C.) at the inlet of the IP turbine section 32 is used as the cooling steam supply path 101. Since the end passes through the gap 720 between the outer peripheral surface 72 of the rotor 7 and the dummy ring 10 and reaches the vicinity of the working steam introduction portion of the HIP turbine 3 into which the high-temperature steam is introduced, the dummy ring 10 and the turbine rotor 7 facing the gap 720 are disposed. The HP dummy part 72 can be cooled more effectively than in the prior art.
  • the maintenance effect of the dummy ring 10 and the HP dummy part 72 of the turbine rotor 7 can be enhanced, and the degree of freedom of selection of materials used for these members can be increased.
  • the manufacturing size of the turbine rotor 7 made of a Ni-based alloy or the like used in a high temperature region can be reduced, and the manufacture of the turbine rotor 7 becomes easy.
  • the cooling of the dummy ring 10 and the HP dummy portion 72 of the turbine rotor 7 is a weld that is expected to have a lower strength than the base material portion when a welded structure is adopted for the rotating portion or the stationary portion in the periphery thereof. Even in the strength design of the part, a margin can be given.
  • a part of the exhaust steam s 1 flows through the gap 721 near the IP turbine section 32 from the cooling steam supply path 101, and the dummy ring 10 and the IP dummy section 73 facing the gap 721 can be cooled. Also, part of the exhaust steam s 1 passes through the cooling holes 71A2,74a2, reach the respective blade row of HP turbine blade rows 71 and IP turbine blading unit 74 can cool the cascade unit. Therefore, a margin can be given to these blade rows in terms of material selection, strength design, material design, and the like, and actual turbine design becomes easy.
  • the turbine rotor 7 may be formed of divided bodies made of a heterogeneous material, and these divided bodies may be welded by a welding portion w.
  • the rotor closer to the HP turbine portion 31 than the welded portion w is formed of a Ni-based alloy
  • the rotor closer to the IP turbine portion 32 than the welded portion w is formed of a Ni-based alloy or 12Cr steel.
  • the cooling steam supply passage 101 in the vicinity of the welded portion w are opened, by supplying the exhaust steam s 1 through the cooling steam supply passage 101, the other strength than sites a weak weld w sufficiently cooled, The strength of the weld w can be maintained.
  • VHP turbine 1 In the first embodiment, an example in which one VHP turbine 1 is provided has been described. However, the present invention is applied to a steam turbine power plant having a reheat system having three or more stages by connecting a plurality of VHP turbines in a plurality of stages in series. May be.
  • FIG. 3A two VHP turbines 1a and 1b may be connected in series.
  • the cooling steam is supplied from the first-stage VHP turbine (VHP1) 1a to the HIP turbine 3 through the steam communication pipe 100.
  • the cooling steam may be supplied from the second-stage VHP turbine (VHP2) 1b to the HIP turbine 3 through the steam communication pipe 100.
  • cooling steam is supplied from the first-stage VHP turbine (VHP1) 1a and the third-stage VHP turbine (VHP3) 1c to the HIP turbine 3 via the steam communication pipe 100a or the steam communication pipe 100c, respectively. ing.
  • VHP turbine when a plurality of VHP turbines are provided, the VHP turbine can be arbitrarily selected and its exhaust steam can be used as cooling steam, thereby increasing the degree of freedom in design.
  • the operating steam pressure applied to the turbine cascade decreases as going downstream, but for the sake of convenience, all are expressed as VHP turbines here.
  • the steam turbine power generation facility of the present embodiment is a high-pressure counterflow vehicle compartment integrated type in which a VHP turbine 1 and two HP turbine sections 31a0 and 31b0 are arranged to form a counterflow in one vehicle interior.
  • Steam turbine 131 hereinafter referred to as “HP turbine 131”
  • IP turbine 132 body-type steam turbine 132
  • two LP turbines 4a and 4b are provided (connected configuration of VHP-HP-IP-LP).
  • VHP steam (for example, 700 ° C.) generated in the superheater 21 of the boiler 2 is supplied as operating steam to the VHP turbine 1 to drive the VHP turbine 1.
  • the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the VHP turbine 1 is returned to the boiler 2 through the exhaust steam pipe 104 and reheated by the first stage reheater 22.
  • the HP steam (for example, 720 ° C.) reheated by the first stage reheater 22 is supplied as working steam to the two high-pressure turbine sections 31a0 and 31b0 of the P turbine 131, and the two high-pressure turbine sections 31a0, 31b0 is driven.
  • the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the two HP turbine sections 31 a 0 and 31 b 0 returns to the boiler 2 through the exhaust steam pipe 311 and is reheated by the second stage reheater 23.
  • the IP steam (for example, 720 ° C.) reheated by the second-stage reheater 23 is supplied to the two IP turbine sections 32a0 and 32b0 of the IP turbine 132 as driving steam, and drives them.
  • Exhaust steam from the two low-pressure turbine units 32a0 and 32b0 is supplied as working steam to the two low-pressure turbines 4a and 4b via the exhaust steam pipe 321 and drives them.
  • a part of the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the VHP turbine 1 is supplied to the HP turbine 131 as cooling steam via the steam communication pipe 100, and the high-temperature steam (working steam) introduction section of the HP turbine 131 is supplied. Cool around.
  • a part of the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the HP turbine 131 is supplied to the IP turbine 132 as cooling steam via the steam communication pipe 110, and cools the vicinity of the working steam introduction part of the IP turbine 132.
  • FIG. 5 shows the structure of the working steam introduction part of the HP turbine 131 shown in FIG.
  • HP turbine blade rows 71 a 0 and 71 b 0 are provided substantially symmetrically around the turbine rotor 7.
  • HP rotor blade portions 71a and 71b are formed at predetermined intervals in the HP turbine blade row portions 71a0 and 71b0, and HP stationary blade portions 8a and 8b of the HP blade rings 8a0 and 8b0 are respectively provided between the HP rotor blade portions 71a and 71b.
  • HP first stage stationary blades 8a1 and 8b1 are arranged at the most upstream portion of the HP turbine blade row portions 71a0 and 71b0.
  • a dummy ring 10 is provided between the left and right HP turbine blade rows 71a0 and 71b0 to seal between the HP steam introduction portions of the two HP turbine portions 31a0 and 31b0.
  • seal fin portions 11 for restricting the leakage of steam are provided at various positions of the HP blade rings 8a0 and 8b0 and the dummy ring 10 in the vicinity of the turbine rotor 7.
  • a cooling steam supply path 101 is formed in the dummy ring 10 in the radial direction between the two systems of HP steam inlets.
  • the exhaust steam s 1 of the VHP turbine 1 is introduced into the cooling steam supply path 101 as cooling steam.
  • the cooling steam supply path 101 reaches the outer peripheral surface of the turbine rotor 7 and communicates with the gaps 720a and 720b between the turbine rotor 7 and the dummy ring 10 that are symmetrically disposed on the left and right. Exhaust steam s 1 introduced into the cooling steam supply passage 101, the gap 720a, and toward both sides of the HP turbine blade cascade part 71a0,71b0 through 720b.
  • the steam introducing portion of the IP turbine 132 has the same configuration as the HP turbine 131 shown in FIG. 5, and therefore the description of the working steam introducing portion of the IP turbine 132 is omitted.
  • the exhaust steam s 1 of the VHP turbine 1 introduced into the cooling steam supply path 101 is sufficiently lower than the HP steam temperature at the inlet of the HP turbine 131, and the HP steam is the first stage stationary blade 8 a 1. It has a temperature (for example, 500 ° C.) that is lower than the temperature of the steam detoured to the gaps 720a and 720b via 8b1. Further, the pressure of the exhaust steam s 1 is set higher than the pressure of the bypass steam.
  • the pressure of the exhaust steam s 1 of the VHP turbine 1 and the outlet steam pressure of the first stage stationary blades 8a1 and 8b1 of the HP steam are P 1 and P 0, respectively.
  • each pressure satisfies the relationship shown in the following equation (2).
  • This exhaust steam s 1 of VHP turbine 1 is a steam which has no work at VHP turbine 1, in the conventional cooling method, the initial-stage stator vane of the HP turbine section 31a0,31b0 that was used as a cooling steam This is because the temperature is sufficiently lower than the outlet steam.
  • Exhaust steam s 1 since flows from the cooling holes 71a2,71b2 provided HP cascade unit 71A0,71b0 the HP blade cascade part 71A0,71b0, may cool the HP cascade unit 71A0,71b0.
  • the IP steam introduction part of the IP turbine 132 has the same configuration as that of the HP turbine 131.
  • the exhaust steam (for example, 500 ° C.) of the HP turbine 131 having a temperature sufficiently lower than the IP steam temperature at the inlet of the IP turbine 132 is supplied as cooling steam to the IP steam inlet of the IP turbine 132 via the steam communication pipe 110. ing. Therefore, the vicinity of the working steam introduction portion of the IP turbine 132 can be cooled more effectively than in the past.
  • the exhaust steam of the HP turbine 131 is steam after work is performed in the HP turbine sections 31a0 and 31b0.
  • the first stage stationary blades of the IP turbine sections 32a0 and 32b0 used as cooling steam see FIG.
  • the cooling effect can be increased because the temperature is sufficiently lower than that of the outlet side steam (not shown).
  • the cooling of the working steam introduction part of the HP turbine 131 and the IP turbine 132 is expected to be lower in strength than the base material part when a welding structure is adopted for the rotating part or the stationary part in the introduction part and its surroundings. Even in the strength design of the welded portion, it is possible to provide a margin, and this is also advantageous in terms of the actual turbine design.
  • this embodiment demonstrated the structure which cools each of HP turbine 131 and IP turbine 132, it is good also as a structure which cools only either one as needed.
  • FIG. 6 in this embodiment, steam extracted from the intermediate stage of the VHP turbine 1 is introduced into the HIP turbine 3 as cooling steam instead of the exhaust of the VHP turbine 1 as compared with the first embodiment.
  • the steam communication pipe 120 is connected to the intermediate stage cascade of the VHP turbine 1 and the cooling steam supply path 101 of the HIP turbine 3.
  • the steam communication pipe 120 supplies the extracted steam in the intermediate stage cascade of the VHP turbine 1 to the cooling steam supply path 101 of the HIP turbine 3 as cooling steam.
  • the extraction steam supplied from the VHP turbine 1 to the HIP turbine 3 as cooling steam is lower in temperature than the steam detoured through the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine section 31 or the first stage stationary blade 9a1 of the IP turbine section 32. And at a pressure equal to or higher than that of the bypass steam. Therefore, the extracted steam can be widely spread over the entire gaps 720 and 721 between the dummy ring 10 and the HP dummy part 72 of the turbine rotor 7, and the cooling effect of the dummy ring 10 and the HP dummy part 72 can be improved. .
  • FIG. 7 shows a fourth embodiment in which the present invention is applied to a steam turbine power plant.
  • the present embodiment differs from the first embodiment in that the steam of the VHP steam generation process is used as the cooling steam of the HIP turbine 3 instead of the exhaust steam of the VHP turbine 1. A part of the steam is extracted and the extracted steam is supplied as cooling steam to the working steam introduction part of the HIP turbine 3 through the steam communication pipe 130. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, description of the same parts is omitted.
  • the boiler extracted steam partially branched in the middle of the superheater 21 is supplied to the HIP turbine 3 as cooling steam.
  • This boiler bleed steam has a sufficient degree of superheat in the superheater 21, and the temperature is sufficiently lower than the inlet steam temperature of the HP turbine section 31 and the IP turbine section 32 of the HIP turbine 3 (for example, 600 ° C.). Have That is, the air is extracted from the portion where the temperature has not been fully raised and is supplied to the HIP turbine 3.
  • the pressure in the boiler extraction steam was P 1
  • the pressure P 1 of the bleed steam meets the above formula (1).
  • the boiler extracted steam from the superheater 21 whose temperature is sufficiently lower than the operating steam temperature at the inlet of the HP turbine section 31 is used as the high temperature steam introducing section of the HP turbine section 31 of the HIP turbine 3 or the IP turbine section 32. Therefore, the cooling effect in the vicinity of the high temperature steam introduction part of the HIP turbine 3 can be improved.
  • This is the steam before the steam extracted from the superheater 21 is heated to a predetermined temperature in the boiler 2, and in the conventional cooling method, the first stage stationary blade 8a1 of the HP turbine section 31 used as the cooling steam. This is because the temperature is sufficiently lower than that of the outlet steam.
  • the extracted steam of the superheater 21 is used as cooling steam. You may do it.
  • FIG. 8 shows a fifth embodiment in which the present invention is applied to a steam turbine power plant.
  • the present embodiment includes a boiler 2 including a superheater 21 and a reheater 22, an HP turbine divided into two instead of the VHP turbine 1, and an IP turbine divided into two.
  • 1 LP turbine 4 HP1-IP1-HP2-IP2-LP configuration).
  • the HP turbine is divided into a first HP turbine section (HP1 turbine section) 31a on the high temperature and high pressure side and a second HP turbine section (HP2 turbine section) 31b on the low temperature and low pressure side.
  • the IP turbine is divided into a first IP turbine section (IP1 turbine section) 32a on the high temperature and high pressure side and a second IP turbine section (IP2 turbine section) 32b on the low temperature and low pressure side.
  • the HP1 turbine section 31a and the IP1 turbine section 32a are fixed to a single-shaft turbine rotor, and are integrated with a high-medium pressure counterflow casing-integrated steam turbine 40 (hereinafter referred to as “HIP1 turbine 40”). .).
  • HP2 turbine section 31b and the IP2 turbine section 32b are fixed to a single-shaft turbine rotor, and the high-medium-pressure counter-flow-chamber integrated steam turbine 42 (hereinafter referred to as “H2P2 turbine 42”) accommodated in one vehicle interior. Is said.)
  • the HIP1 turbine 40, the H2P2 turbine 42, and the LP turbine 4 are configured to be connected to one turbine rotor on the same axis.
  • HP steam for example, 650 ° C.
  • HP1 turbine section 31a HP1 turbine section 31a via the steam pipe 212 and is driven.
  • the exhaust steam (less than 650 ° C.) of the HP1 turbine section 31a is introduced into the HP2 turbine section 31b via the HP communication pipe 44 and drives it.
  • the exhaust steam of the HP2 turbine section 31b is sent to the reheater 22 of the boiler 2 through the exhaust steam pipe 312 and becomes IP steam (for example, 650 ° C.) via the reheater 22.
  • IP steam is introduced into the IP1 turbine section 32a via the steam pipe 222 to drive it.
  • the exhaust steam (less than 650 ° C.) of the IP1 turbine section 32a is introduced into the IP2 turbine section 32b via the IP communication pipe 46 and drives it.
  • the exhaust steam of the IP2 turbine section 32b is introduced into the LP turbine 4 through the crossover pipe 321 to drive it.
  • the exhaust steam of the LP turbine 4 is condensed by the condenser 5, pressurized by the boiler feed pump 6, returned to the boiler 2, and again becomes HP steam and is circulated to the HIP 1 turbine 40.
  • boiler bleed steam partially branched in the superheater 21 is supplied as cooling steam to the working steam introduction part of the HIP 1 turbine 40.
  • This boiler bleed steam has a sufficient degree of superheat in the superheater 21 and has a temperature (for example, 600 ° C.) sufficiently lower than the inlet steam temperature of the HP1 turbine section 31a and the IP1 turbine section 32a. That is, the extracted steam is extracted from a place where the temperature has not risen completely, and is supplied to the HIP1 turbine 40.
  • the temperature condition and pressure condition of the extracted steam are the same as those in the fourth embodiment.
  • the extraction steam from the superheater 21 whose temperature is sufficiently lower than the operating steam temperature at the inlet of the HP1 turbine section 31a and the IP1 turbine section 32a is used as the cooling steam.
  • the extracted steam from the superheater 21 is steam before being heated to a predetermined temperature by the boiler 2, and in the conventional cooling method, from the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the HP1 turbine section 31 a used as cooling steam. The temperature is low enough. Therefore, the cooling effect can be improved.
  • FIG. 9 shows a sixth embodiment in which the present invention is applied to a steam turbine power plant.
  • the difference from the fifth embodiment is that the HP turbine 31 is not divided, and the IP turbine is divided into a high-temperature high-pressure side IP1 turbine 32a and a low-temperature low-pressure side IP2 turbine 32b.
  • the HP turbine 31 and the IP2 turbine section 32b are fixed to a single-shaft turbine rotor, and constitute a steam turbine (HIP turbine) 41 integrated with a high-medium pressure counterflow vehicle compartment housed in one vehicle compartment.
  • IP1-HP-IP2-LP configuration The IP1 turbine 32a, the HIP turbine 41, and the LP turbine 4 are configured to be connected to one turbine rotor on the same axis.
  • HP steam for example, 650 ° C.
  • HP turbine section 31 of the HIP turbine 41 to drive it.
  • the exhaust steam from the HP turbine section 31 becomes IP steam (for example, 650 ° C.) through the reheater 22 of the boiler 2.
  • IP steam is introduced into and drives the IP1 turbine 32a.
  • the exhaust steam (less than 600 ° C.) of the IP1 turbine 32a is introduced into the IP2 turbine section 32b through the IP communication pipe 46 and drives it.
  • the exhaust steam of the IP2 turbine section 32b is introduced into the LP turbine 4 through the crossover pipe 321 to drive it.
  • the exhaust steam of the LP turbine 4 is condensed by the condenser 5, pressurized by the boiler feed pump 6, returned to the boiler 2, and again becomes HP steam and is circulated to the HP turbine section 31.
  • boiler extracted steam partially branched in the middle of the superheater 21 is supplied as cooling steam to the working steam introduction part of the HIP turbine 41.
  • This boiler bleed steam has a sufficient degree of superheat in the superheater 21 and has a temperature (for example, 600 ° C.) lower than the inlet steam temperature of the HP turbine section 31 and the IP2 turbine 32b. That is, the extracted steam is extracted from a place where the temperature has not been fully raised, and is supplied to the HIP turbine 41.
  • the temperature conditions and pressure conditions of the boiler extraction steam are the same as those in the fifth embodiment.
  • the structure of the working steam introduction portion of the HIP turbine 41 is the same as that of the HIP turbine 3 of the first embodiment shown in FIG. 2, and the supplied cooling steam is simply replaced from the VHP exhaust steam to the boiler extraction steam. Therefore, the detailed description of the working steam introducing portion is omitted.
  • FIG. 10 shows a seventh embodiment in which the present invention is applied to a steam turbine power plant.
  • the configuration different from the fifth embodiment shown in FIG. 8 is that the extraction steam extracted from between the blade stages of the HP1 turbine section 31a is used as the cooling steam of the HIP1 turbine 40, instead of using the extraction steam of the superheater 21. This is the point of using steam. Since other configurations are the same as those in the fifth embodiment, description thereof is omitted.
  • the extracted steam from the HP1 turbine section 31 a is supplied to the working steam introduction section of the HIP1 turbine 40 via the steam communication pipe 724.
  • FIG. 11 shows the structure of the working steam introduction part of the HIP1 turbine 40.
  • the basic configuration is the same as that of the working steam introducing portion of the first embodiment shown in FIG. 2, but in this embodiment, cooling steam is supplied to the steam introducing portion, and cooling is performed after cooling.
  • the structure of the path for discharging steam is different. The description of other configurations common to the first embodiment is omitted.
  • the cooling steam supply path 101 is formed in the radial direction near the IP1 turbine portion 32a side of the dummy ring 10.
  • the cooling steam supply path 101 opens between gaps 721 and 723 formed between the dummy ring 10 and the HP dummy part 72 and the IP dummy part 73 of the turbine rotor 7.
  • inter blade row stages of HP1 turbine section 31a of HIP1 turbine 40 and cooling steam supply passage 101 is connected with a steam connection pipe 724, the extraction steam s 1 that has been extracted from between the wings column stages, steam connecting pipe as cooling steam It is introduced into the cooling steam supply path 101 via 724.
  • a cooling steam discharge path 103 is formed in the radial direction at a position closer to the HP1 turbine section 31a than the cooling steam supply path 101.
  • the cooling steam discharge path 103 is open between a gap 720 and a gap 721 formed on the outer peripheral surface of the HP dummy portion 72 of the turbine rotor 7.
  • the cooling steam discharge path 103 is connected to the exhaust steam pipe 44, and the HP1 turbine section 31a is supplied as working steam to the HP2 turbine section 31b of the HIP2 turbine 42 via the exhaust steam pipe 44.
  • a part of the steam at the outlet T of the first stage stationary blade 8a1 of the HP1 turbine portion 31a is on the opposite side in the axial direction from the HP turbine blade row portion 71, and a gap between the HP dummy ring 72a and the turbine rotor 7 is present.
  • the extraction steam s 1 that has been extracted from between the blade row stages of HP1 turbine unit 31a reaches the dummy ring 10 inside the gap 721 through the cooling steam supply passage 101. Thereafter, a part of the extracted steam s 1 passes through the gap 723 toward the IP turbine blade cascade 74, and the remainder of the extracted steam s 1 branches toward the HP1 turbine part 31a in the reverse direction. Flowing through.
  • the extracted steam s 1 branched toward the HP1 turbine section 31 a side branches from the outlet T of the first stage stationary blade 8 a 1 , merges with the steam that has passed through the gap 720, and is discharged from the cooling steam discharge path 103.
  • the exhaust steam s 2 passing through the cooling steam discharge path 103 is supplied as working steam to the HP 2 turbine section 31 b through the exhaust steam pipe 44.
  • the exhaust steam s 2 passing through the cooling steam discharge path 103 also serves to balance the thrust force applied to the turbine rotor 7.
  • the extracted steam s 1 is a steam after a part of work is performed in the HP1 turbine 32a, and has a temperature sufficiently higher than the steam at the outlet of the first stage stationary blade of the HP1 turbine section 31a used as the cooling steam in the conventional cooling method. Low. Therefore, the cooling effect of the outer periphery 72 of the turbine rotor 7 located inside the dummy ring 10 and the dummy ring 10 can be improved.
  • the cooling effect of the welded portion w can be enhanced by flowing the cooling steam s1 from the cooling steam supply path 101 through the gaps 721 and 723. Thereby, the strength reduction of the welding part w can be prevented.
  • the cooling steam extraction steam s 1 of HP1 turbine portion 31a may be used an exhaust steam of HP1 turbine section 31a as the cooling steam.
  • precooling is performed by passing through a cooling device 728.
  • a cooling means of the cooling device 728 for example, the extraction steam s 1 is passed through a heat transfer tube constituted by a spiral pipe or a finned pipe with an increased heat transfer area, and a fan is used in combination.
  • a configuration is adopted in which cold air is sent and the extracted steam s 1 is air-cooled.
  • a means for cooling the extraction steam s 1 by water cooling may be used by flowing the extraction steam s 1 through one flow path of the heat transfer tube formed as a double pipe and flowing cooling water through the other flow path.
  • the working steam introduction part of the HIP1 turbine 40 can be cooled to a lower temperature more reliably.
  • the vicinity of the working steam introduction portion of the counterflow vehicle compartment integrated steam turbine in which a plurality of steam turbines having different working steam pressures are accommodated in one vehicle compartment is efficiently provided. Can be cooled. Further, the present invention can be applied to all reheat turbines having a configuration such as VHP-HIP-LP and VHP-HP-IP-LP.

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Abstract

【課題】複数の蒸気タービンを１個の車室内に収容した対向流・車室一体型蒸気タービンの高温雰囲気となる作動蒸気導入部付近を効率良く冷却する。 【解決手段】高圧タービン部３１ａと中圧タービン部３２ａとが１個の車室内に収容された対向流車室一体型蒸気タービン４０において、高圧タービン部３１ａと中圧タービン部３２ａとをダミー環１０で仕切り、ダミー環１０にラジアル方向に冷却蒸気供給路１０１と冷却蒸気排出路１０３を設ける。冷却蒸気供給路１０１に、初段静翼８ａ１を経た蒸気より低温で、該蒸気の圧力と同等以上の高圧タービン部３１ａの抽気蒸気又は排気蒸気ｓ１を供給し、この蒸気ｓ１を隙間７２１，７２３に行き渡らせることで、ダミー環１０及びタービンロータ７の冷却効果を向上させる。冷却に供した後の冷却蒸気ｓ１を冷却蒸気排出路１０３から、後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気４４に排出する。

Description

蒸気タービン発電設備の冷却方法及び装置
　本発明は、複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備において、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸の冷却効果を向上させた蒸気タービン発電設備の冷却方法及び装置に関する。
　近年、益々省エネと環境保全（ＣＯ２の低減）の必要性が叫ばれる中で、蒸気タービン発電プラントにおいても、大容量化と熱効率向上の必要性が求められている。熱効率向上は、作動蒸気の温度と圧力を高くすることによって行なわれてきた。さらに、タービンロータには、タービンロータの回転により高い応力が発生する。そのため、タービンロータは高温、高応力に耐える必要があり、作動蒸気の高温化の趨勢の中で、タービンロータの冷却技術が重要課題となっている。
　一方、蒸気タービン発電プラントの大容量化の趨勢に伴って、単車室型の蒸気タービンから、高圧タービン、中圧タービン、低圧タービン等を別車室に収容し、これら各段のタービン及び発電機の各軸を同一軸線上で連結するタンデムコンパウンド型の蒸気タービン発電プラントに移行してきている。
　この方式の発電プラントでは、ボイラに１段以上の再熱器を設け、各段の蒸気タービンから排出された排気蒸気を再熱器で再加熱して低圧側の蒸気タービンに再熱蒸気として供給している。また、複数段の蒸気タービンのロータ軸と発電機の軸とを一軸に連結することにより、ロータ軸系の振動に対する安定性を確保するようにしている。
　タンデムコンパウンド型の蒸気タービン発電プラントでは、逆に、車室数を低減して、全ロータ軸長の短縮と、発電プラント全体をコンパクト化するため、作動蒸気圧の異なる複数の蒸気タービンを１個の車室内に収容する構造も採用されている。この構造は、例えば、高圧タービンと中圧タービンとを１個の車室内に収容し、これらの間にダミーシール部を介在させ、該ダミーシール部を挟んで夫々のタービン部の作動蒸気を供給する蒸気導入路を設け、車室内で夫々の作動蒸気を対向流（流れ方向が左右対称）として夫々の翼列に流す高中圧対向流車室一体型の蒸気タービンを設けることが行なわれている。
　この構成の蒸気タービン発電プラントの一例を図１２に示す。図１２は、二段再熱方式で、かつ高中圧対向流車室一体型の蒸気タービンを備えた一般的な蒸気タービン発電プラントを示す。以下、便宜上、超高圧を「ＶＨＰ」、高圧を「ＨＰ」、高中圧を「ＨＩＰ」、低圧を「ＬＰ」と略称する場合もある。
　図１２において、ボイラ２に過熱器２１が設けられ、該過熱器２１により生成された蒸気がＶＨＰタービン１に導入されてこれを駆動する。ＶＨＰタービン１の排気蒸気は、ボイラ２内に設けられた第１の再熱器２２で再加熱されてＨＰ蒸気となる。ＨＰ蒸気は、高中圧対向流・車室一体型のＨＩＰタービン３のＨＰタービン部３１に作動蒸気として導入されて、ＨＰタービン部３１を駆動する。
　ＨＰタービン部３１の排気蒸気は、ボイラ２内に設けられた第２の再熱器２３で再加熱されてＩＰ蒸気となる。ＩＰ蒸気は、ＨＩＰタービン３のＩＰタービン部３２に導入されてこれを駆動する。ＩＰタービン部３２の排気蒸気は、クロスオーバー管３２１を通ってＬＰタービン４に導入されてこれを駆動する。ＬＰタービン４の排気蒸気は復水器５で凝縮され、ボイラ給水ポンプ６によって加圧されてボイラ２に戻り、ボイラ２の過熱器２１で再び過熱され、ＶＨＰ蒸気となってＶＨＰタービン１に循環する。
　特許文献１には、２段再熱器付きのボイラを備えたタンデムコンパウンド型の蒸気タービン発電プラントにおいて、超高圧タービンと高圧タービン、又は高圧タービンと中圧タービンとを１個の車室に収容して対向流車室一体型蒸気タービンとした構成が開示されている。
　単車室型蒸気タービンや高中圧対向流車室一体型の蒸気タービン等では、高圧タービン部と中圧タービン部とを仕切るダミーシール部とロータ軸との間の隙間に、仕事をしておらず温度が高いままの蒸気が流入してくる。これによって、該ダミーシール部とロータ軸とが高温雰囲気に曝される。そのため、従来から、この部分を冷却する冷却手段が提案されてきた。
　例えば、特許文献２の第２～５図や、特許文献３の図２に開示された単車室型の蒸気タービンでは、高圧タービン部に供給され初段静翼を通り初段静翼出口の蒸気を、ダミーシール部とロータ軸との隙間を通して中圧タービン部の入口部に流し、ダミーシール部及びロータ軸の高温領域を冷却することが行われている。以下、この冷却手段を図１３により説明する。
　図１３は、図１２に示す蒸気タービン発電プラントのＨＩＰタービン３の作動蒸気供給部付近を示す断面図である。図１３において、ＨＩＰタービン３は、ＨＰ蒸気及びＩＰ蒸気の導入部付近において、タービンロータ７の外周側には、ＨＰタービン翼列部７１、ＨＰダミー部７２、ＩＰダミー部７３及びＩＰタービン翼列部７４が形成されている。ＨＰタービン翼列部７１にはＨＰ動翼部７１ａが所定間隔で形成され、このＨＰ動翼部７１ａ間にＨＰ翼環８のＨＰ静翼部８ａが配置されている。さらに、ＨＰタービン翼列部７１の最上流部にはＨＰ初段静翼８ａ１が配置されている。
　また、ＩＰタービン翼列部７４にはＩＰ動翼部７４ａが所定間隔で形成され、このＩＰ動翼部７４ａ間にＩＰ翼環９のＩＰ静翼部９ａが配置されている。さらに、ＩＰタービン翼列部７４の最上流部にはＩＰ初段静翼９ａ１が配置されている。ＨＰ翼環８とＩＰ翼環９との間には、ＨＰタービン部３１とＩＰタービン部３２とをシールするためのダミー環１０が設けられている。そして、翼環８，９及びダミー環１０のタービンロータ７と近接する位置には、各所に蒸気の漏洩を制限するためのシールフィン部１１が設けられている。
　ダミー環１０及びタービンロータ７の冷却手段は、ＨＰタービンの初段静翼８ａ１の出口Ｔの蒸気の一部がＩＰタービン部３２の入口部に流れる構造となっている。即ち、ＨＰタービンの初段静翼８ａ１の出口Ｔの蒸気の一部が、ＨＰダミー環７２ａとＨＰダミー部ロータ７２ｂとの間を、ＨＰダミー蒸気７２ｃとして流れるので、この一部を中圧ダミー蒸気７３ｃとして利用し、中圧ダミー環７３ａと中圧ダミー部ロータ７３ｂとの間に流して、中圧ダミー環７３ａの内面やロータ７の中圧入口部を冷却している。
　また、ダミー環１０にラジアル方向に蒸気排出路１０ａが設けられ、ＨＰダミー蒸気７２ｃは、矢印７２ｄで示すように、スラストバランスのため、蒸気排出路１０ａを通ってＨＰタービン部３１の図示省略の排気蒸気管に導かれている。
　この構造では、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口Ｔにおける蒸気温度が、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の入口、及びＩＰタービンの初段静翼９ａ１の入口における蒸気温度より低い場合に、ＨＩＰタービン３のＨＰ蒸気及びＩＰ蒸気の導入部付近を冷却することができる。
　また、ＨＰタービン部３１とＩＰタービン部３２とが別車室構成である、ＶＨＰ－ＨＰ－ＩＰ－ＬＰという構成の二段再熱タービンもある。この構成では、ＨＰタービンとＩＰタービンの蒸気導入部は、夫々の蒸気タービンの初段静翼出口の蒸気を用いて冷却される。
　しかし、従来の蒸気タービン発電プラントでは、冷却蒸気として使用されるＨＰタービンの初段静翼８ａ１の出口蒸気は、初段静翼８ａ１の内部で膨張したものであるので、ＨＰタービン３１に流入する作動蒸気に対し、ある程度温度は低下しているものの、冷却効果としてそれ以上は期待することができない。
　また、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口Ｔの蒸気温度が、ＩＰタービン部３２の初段静翼９ａ１の出口の蒸気温度より低くない場合には、ＩＰタービン部翼列部７４の冷却蒸気としては有効ではない。また、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口部の蒸気は、ＨＰタービン部翼列部７１での仕事を行う前の蒸気であり、これを冷却蒸気として使用することは熱効率的に無駄となる。
　特許文献２の図１に図示された単車室型蒸気タービンには、高圧タービン部から排出される排気蒸気の一部を、配管１０５を通して中圧タービン部の翼列入口部４４に冷却蒸気として供給する構成が開示されている。
　また、特許文献３の図１に図示された単車室型蒸気タービンには、同様に、高圧タービン部から排出される排気蒸気の一部を、スラストバランス管１０６を通して中圧タービン部の入口部４４に冷却蒸気として供給する構成が開示されている。
　特許文献４には、高中圧対向流車室一体型の蒸気タービンにおいて、高圧タービン部の初段動翼を通過して仕事をした蒸気を車室内ケーシングの外の低温蒸気と熱交換させる熱交換器１６で低温にし、この低温蒸気を、高圧タービン部と中圧タービン部とを仕切るダミーシール部とロータ軸との間の隙間に冷却蒸気として供給する冷却手段が開示されている。
特開２０００－２７４２０８号公報 実開平１－１１３１０１号公報 特開平９－１２５９０９号公報 特開平１１－１４１３０２号公報
　特許文献２の図１や特許文献３の図１に図示された単車室型蒸気タービンの冷却手段は、いずれも主として中圧タービン部の入口部を冷却するものであり、高圧タービン部と中圧タービン部とを仕切るダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に位置するロータ軸を冷却することを意図したものではない。
　即ち、これらの冷却手段では、高圧側タービン部と中圧タービン部とを仕切るダミーシール部と中圧タービン部との間に供給される高圧側タービン部の排気蒸気は、中圧タービン部側に流れるように、高圧側タービン部に供給された作動蒸気が初段静翼出口を経由してダミーシール部とロータ軸との隙間に流れてくる蒸気より低圧とされている。
　そのため、冷却蒸気として供給された高圧タービン部の排気蒸気と初段静翼出口を経由した蒸気とが合流し、中圧タービン部側へ流れ、中圧タービン部を冷却する。従って、ダミーシール部とロータ軸との隙間は、初段静翼出口の蒸気温度以下には冷却できない。
　また、特許文献４に開示された冷却手段は、高圧タービン部の初段動翼を通過しただけであまり仕事をしていない高温蒸気を熱交換器によって冷却し、この冷却した蒸気を高圧タービン部と低圧タービン部とを仕切るダミーシール部に供給するものであり、熱効率的に無駄となるばかりでなく、余分な設備を必要とし、高コストとなる問題がある。
　また、タービンロータの周囲には高温の蒸気が回流すると共に、タービンロータの回転により高い応力が発生する。そのため、タービンロータは高温、高応力に耐える材料で製造する必要があり、特に高温となる部分を高温で高強度を有するＮｉ基合金で構成することがある。このとき、Ｎｉ基合金は、製造可能なサイズに上限があり、かつ高価であるので、必須な部位をＮｉ基合金とし、その他の部位を１２Ｃｒ鋼やＣｒＭｏＶ鋼等の耐熱性を有する鉄鋼材料で別々に製造し、これらの異質材料でできた部位を連結して一体に構成することになる。
　異種材料で構成された部位の継ぎ手部は、溶接等で連結されるが、溶接部は他の部分と比べて強度が低下することがある。従って、対向流一体型蒸気タービンで、各々の蒸気タービン部を仕切るダミーシール部の内側に溶接部が位置した場合、該溶接部の冷却を十分行なう場合がある。
　本発明は、かかる従来技術の課題に鑑み、複数の蒸気タービンを１個の車室内に収容し、これらのタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備において、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸の冷却効果を向上可能な冷却手段を実現することを目的とする。
　かかる課題を解決ため、本発明の蒸気タービン発電設備の冷却方法は、
　低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却方法において、
　蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各々のタービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を、各々のタービン部を仕切る前記ダミーシール部に設けられた冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気供給工程と、
　該冷却蒸気を該冷却蒸気供給路を介して該ダミーシール部とロータ軸との間に形成される隙間に導入し、該初段静翼出口蒸気に抗して該隙間に冷却蒸気を流通させることにより、該ダミーシール部及びロータ軸を冷却する冷却工程と、からなるものである。
　本発明方法では、蒸気タービン発電設備内で発生し、対向流車室一体型蒸気タービンの各々のタービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より温度が低い冷却蒸気を冷却蒸気供給路を通してダミーシール部とロータ軸との間に形成される隙間に供給するようにする。これによって、該ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を前述した従来の冷却手段より向上できる。また、冷却蒸気を前記初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力とすることで、該初段静翼出口蒸気に抗して、冷却蒸気を前記隙間に行き渡らせることができるので、該ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を増すことができる。
　これによって、ダミーシール部やタービンロータの温度上昇を防止し、ダミーシール部やタービンロータを保全できると共に、これら部材に用いられる素材の選択の自由度を増すことができる。特に、タービンロータの高温部位に使用されるＮｉ基合金等からなるタービンロータの製作サイズを小さくでき、タービンロータの製造が容易になる。
　本発明では、冷却蒸気として、蒸気タービン発電設備で発生する他の蒸気を選択できるので、確実に冷却効果を得ることができる。
　本発明方法において、好ましくは、前記対向流車室一体型蒸気タービンが、作動蒸気圧が異なる高圧側タービン部と低圧側タービン部と、からなる場合、前記冷却工程で該ダミーシール部及びロータ軸の冷却に供した後の冷却蒸気を、該ダミーシール部に形成された冷却蒸気排出路から後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に排出するようにした排出工程をもうけるようにするとよい。これによって、ダミーシール部とロータ軸間の隙間で、冷却に供した後の冷却蒸気の滞留をなくし、冷却蒸気の入れ替えを円滑にできるので、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。また、冷却に供した後の冷却蒸気を該冷却蒸気排出路から排出させることにより、作動蒸気圧が異なるタービン部であっても、タービンロータのスラストバランスを保持できる。
　本発明方法において、さらに好ましくは、冷却蒸気供給路を冷却蒸気排出路より低圧側タービン部寄りの前記隙間に開口させると共に、冷却蒸気を低圧側タービン部から前記隙間に流入する低圧側タービン部の初段静翼を経た前記初段静翼出口蒸気に抗して該隙間を通し、その後冷却蒸気を該高圧側タービン部の初段静翼出口から分岐し、該高圧側タービン部寄りの前記隙間に流入した蒸気と共に該冷却蒸気排出路から排出させるようにするとよい。
　これによって、冷却に供した後の冷却蒸気を該隙間を通した後、高圧側タービン部の初段静翼出口から迂回してきた初段静翼出口蒸気と共に、該冷却蒸気排出路から排出させるようにすることができる。そのため、冷却蒸気を該隙間の全域に亘り速やかに行き渡らせることができるので、冷却効果をさらに向上できる。
　また、ロータ軸が異質材料からなる分割体を接合して構成されていると共に、前記隙間に面して該ロータ軸を一体に連結する継ぎ手部が形成されている場合、本発明方法により、高温強度の弱い該継ぎ手部の冷却効果を高めることができるので、該継ぎ手部の強度低下を防止できる。
　前記本発明方法の実施に直接使用可能な本発明の蒸気タービン発電設備の冷却装置は、
　低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却装置において、
　前記ダミーシール部に形成され該ダミーシール部とロータ軸との間の隙間に開口する冷却蒸気供給路と、
　該冷却蒸気供給路に接続され、蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を該冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気管と、を備え、
　該冷却蒸気を該冷却蒸気供給路を介してダミーシール部とロータ軸との隙間に流通させて該ダミーシール部及びロータ軸を冷却するように構成したものである。
　本発明装置では、蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有する冷却蒸気を前記冷却蒸気供給路を通してダミーシール部とロータ軸との間に形成される隙間に供給する。これによって、前述した従来の冷却手段より、該ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　また、冷却蒸気を前記初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力とすることで、該初段静翼出口蒸気に抗して、冷却蒸気を前記隙間に行き渡らせることができるので、該ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を増すことができる。
　これによって、ダミーシール部やタービンロータの温度上昇を防止し、ダミーシール部やタービンロータを保全できると共に、これら部材に用いられる素材の選択の自由度を増すことができる。特に、タービンロータの高温部位に使用されるＮｉ基合金等からなるタービンロータの製作サイズを小さくでき、タービンロータの製造が容易になる。
　本発明では、冷却蒸気として、蒸気タービン発電設備で発生する他の蒸気を選択できるので、確実に冷却効果を得ることができる。
　本発明装置において、好ましくは、前記対向流車室一体型蒸気タービンが、作動蒸気圧が異なる高圧側タービン部と低圧側タービン部と、からなる場合、ダミーシール部に形成されて前記隙間に開口すると共に、後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に接続された冷却蒸気排出路を備え、冷却蒸気を該隙間に流通させてダミーシール部及びロータ軸を冷却した後、該冷却蒸気排出路から後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に排出するように構成するとよい。
　これによって、ダミーシール部とロータ軸間の隙間で、冷却に供した後の冷却蒸気の滞留をなくし、冷却蒸気の入れ替えを円滑にできるので、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。また冷却に供した後の冷却蒸気を、該冷却蒸気排出路から排出させることにより、作動蒸気圧が異なるタービン部であっても、タービンロータのスラストバランスを保持できる。
　本発明装置において、さらに好ましくは、冷却蒸気供給路を冷却蒸気排出路より低圧側タービン部寄りの前記隙間に開口すると共に、冷却蒸気を前記低圧側タービン部から前記隙間に流入する低圧側タービン部の初段静翼を経た前記初段静翼出口蒸気に抗して該隙間を通し、その後冷却蒸気を高圧側タービン部の初段静翼出口から分岐し、該高圧側タービン部寄りの前記隙間に流入した蒸気と共に該冷却蒸気排出路から排出させるように構成するとよい。
　これによって、冷却に供した後の冷却蒸気を該隙間を通した後、高圧側タービン部の初段静翼出口から迂回してきた初段静翼出口蒸気と共に、該冷却蒸気排出路から排出させるようにすることができる。そのため、冷却蒸気を該隙間の全域に亘り速やかに行き渡らせることができるので、冷却効果をさらに向上できる。
　本発明装置において、超高圧タービンを備え、対向流車室一体型蒸気タービンの高圧側タービン部が高圧タービンであり、該対向流車室一体型蒸気タービンの低圧側タービン部が中圧タービンであり、該超高圧タービンの排気蒸気の一部又は該超高圧タービンの抽気蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。
　超高圧タービンで仕事をなした後の排気蒸気又は抽気蒸気は、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービン部の初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。これら排気蒸気又は抽気蒸気を冷却蒸気として利用するので、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　本発明装置において、対向流車室一体型蒸気タービンの高圧側タービン部の排気蒸気の一部又は該高圧側タービン部の抽気蒸気を前記冷却蒸気として冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。高圧側タービン部の排気蒸気又は抽気蒸気は、高圧側タービン部で仕事をした後の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービンの初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。
　従って、該排気蒸気又は抽気蒸気を冷却蒸気として利用することにより、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　本発明装置において、ボイラに蒸気を過熱する過熱器を備え、該過熱器から抽気された蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。ボイラ過熱器から抽気された蒸気は、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービンの初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。
　従って、該排気蒸気又は抽気蒸気を冷却蒸気として利用することにより、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　本発明装置において、ボイラに蒸気タービンから排出される排気蒸気を再熱する再熱器を備え、該再熱器から抽気されたボイラ再熱蒸気を冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。ボイラ再熱器から抽気された蒸気は、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービン部の初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。従って、該排気蒸気又は抽気蒸気を冷却蒸気として利用することにより、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　本発明装置において、高温高圧側の第１高圧タービン部と低温低圧側の第２高圧タービン部とからなる高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、過熱蒸気をつくる過熱器を備えたボイラと、を備え、該第１高圧タービン部と該第１中圧タービン部とを対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、ダミーシール部に冷却蒸気供給路を設け、過熱器から抽気された蒸気を冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。
　かかる構成では、第１中圧タービン部の入口部の作動蒸気温度より十分に温度が低いボイラ過熱器の抽気蒸気（該過熱器で加熱され該過熱器の途中で抽気された抽気蒸気）を、第１中圧タービン部と第１高圧タービン部とを仕切るダミーシール部及びロータ軸の冷却蒸気として利用する。ボイラ過熱器の抽気蒸気は、ボイラで所定の温度まで加熱される前の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービン部の初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。該抽気蒸気を冷却蒸気として利用することにより、十分な冷却効果を得ることができる。
　本発明装置において、高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、過熱蒸気をつくる過熱器を備えたボイラと、を備え、該高圧タービンと該第２中圧タービン部とを対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、ダミーシール部に冷却蒸気供給路を設け、過熱器から抽気された蒸気を冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路にするように構成するとよい。
　かかる構成では、高圧タービン又は第２中圧タービン部の入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低いボイラ過熱器からの抽気蒸気を、該高圧タービンと第２中圧タービン部とを仕切るダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されたロータ軸の冷却蒸気として使用する。そのため、該ダミーシール部及びロータ軸を従来に比べてより冷却効果を向上できる。これは、ボイラ過熱器からの抽気蒸気はボイラで所定の温度まで加熱される前の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービン部の初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低いからである。
　本発明装置において、高温高圧側の第１高圧タービン部と低温低圧側の第２高圧タービン部とからなる高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、を備え、該第１高圧タービン部と該第１中圧タービン部とを対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、前記ダミーシール部に冷却蒸気供給路を設け、該ダミーシール部に形成され該第１高圧タービン部の排気蒸気管に接続された冷却蒸気排出路を設け、該第１高圧タービン部の翼列間から抽気された蒸気を冷却蒸気として該冷却蒸気供給路に供給すると共に、該第１高圧タービン部の初段静翼出口蒸気を冷却蒸気として前記隙間に供給し、各々の冷却蒸気を合流して前記冷却蒸気排出路を介して前記排気蒸気管から排出させるように構成させるとよい。
　かかる構成では、第１高圧タービン部の入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低い第１高圧タービン部の抽気蒸気をダミーシール部及びロータ軸の冷却蒸気として使用する。第１高圧タービン部の抽気蒸気は、タービンロータに仕事をした後の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていた高圧タービン部の初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。従って、該ダミーシール部及びロータ軸を従来に比べてより効率的に冷却することができる。
　また、第１高圧タービン部の抽気蒸気による冷却効果と合わせて、該第１高圧タービン部の初段静翼出口蒸気が第１高圧タービン部の作動蒸気導入部付近を冷却するので、ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果をさらに向上できる。
　また、冷却に供した後の該抽気蒸気及び該初段静翼出口蒸気を合わせて冷却蒸気排出路から排出するようにしているので、ダミーシール部とロータ軸間の隙間でのこれら蒸気の滞留を防止し、冷却効果を維持できると共に、タービンロータのスラストバランスを良好に維持できる。
　前記構成に加えて、第１高圧タービン部の翼列間から抽気された抽気蒸気を冷却する冷却装置を備え、該抽気蒸気を該冷却装置で冷却した後、前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成するとよい。
　この冷却装置は、例えば、抽気蒸気を通す配管が渦巻き形状をなしたのもの、あるいはフィン付き配管で構成し、これらの配管にファンで冷気を当てて抽気蒸気を冷却するものでもよい。あるいは二重配管構造をなし、一方の空間に冷却水を流して抽気蒸気を冷却する構造のものでもよい。これによって、冷却効果をさらに向上できる。
　本発明方法によれば、低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却方法において、蒸気タービン発電設備内で発生し、対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を、各タービン部を仕切るダミーシール部に設けられた冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気供給工程と、該冷却蒸気を該冷却蒸気供給路を介して該ダミーシール部とロータ軸との間に形成される隙間に導入し、該初段静翼出口蒸気に抗して該隙間に冷却蒸気を流通させることにより、該ダミーシール部及びロータ軸を冷却する冷却工程と、からなるので、大掛かりな設備を必要とせず、前記ダミーシール部及びロータ軸の冷却効果を向上できる。
　これによって、ダミーシール部やタービンロータの保全効果を高めることができると共に、これら部材に用いられる素材の選択の自由度を増すことができる。特に、高温部位に使用されるＮｉ基合金等からなるタービンロータの製作サイズを小さくでき、タービンロータの製造が容易になる。
　また、前記ダミーシール部及びロータ軸を冷却することは、これらの周辺において回転部又は静止部に溶接構造を採用する場合に、母材部より強度が低くなると予想される溶接部の強度設計においても、余裕を与えることが可能となり、この点においても、実際のタービン設計において有益である。
　また、本発明装置によれば、低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却装置において、前記ダミーシール部に形成され該ダミーシール部とロータ軸との間の隙間に開口する冷却蒸気供給路と、該冷却蒸気供給路に接続され、蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を該冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気管と、を備え、該冷却蒸気を該冷却蒸気供給路を介してダミーシール部とロータ軸との隙間に流通させて該ダミーシール部及びロータ軸を冷却するように構成したことにより、前記本発明方法と同様の作用効果を得ることができる。
図１は、本発明適用した蒸気タービン発電プラントの第１の実施形態を示す系統図である。 図２は、図１のＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部の構造を示す断面図である。 図３は、第1実施形態の変形例を示す説明図である。図３（ａ）は三段再熱発電プラントの例であり、図３（ｂ）は四段再熱発電プラントの例である。 図４は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第２の実施形態を示す系統図である。 図５は、図４のＨＰタービン１３１の作動蒸気導入部の構造を示す断面図である。 図６は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第３実施形態を示す系統図である。 図７は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第４実施形態を示す系統図である。 図８は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第５実施形態を示す系統図である。 図９は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第６実施形態を示す系統図である。 図１０は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第７実施形態を示す系統図である。 図１１は、図１０のＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部の構造を示す断面図である。 図１２は、従来の蒸気タービン発電プラントを示す系統図である。 図１３は、図１２のＨＩＰタービン３の蒸気導入部の構造を示す断面図である。
　以下、本発明を図に示した実施形態を用いて詳細に説明する。但し、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対位置などは特に記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではない。
（第１実施形態）
　図１及び図２は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第１の実施形態を示している。図１において、本実施形態の蒸気タービン発電プラントは、ＶＨＰタービン１と、過熱器２１、第１段再熱器２２及び第２段再熱器２３を備えた２段再熱式ボイラ２と、ＨＰタービン部３１とＩＰタービン部３２とが一軸のタービンロータに固設され、かつこれらが１個の車室に収容されてなる高中圧対向流車室一体型の蒸気タービン３（以下「ＨＩＰタービン３」と言う。）と、ＬＰタービン４と、を備えている（ＶＨＰ－ＨＩＰ－ＬＰ構成）。
　ボイラ２の過熱器２１で生成されたＶＨＰ蒸気（例えば、７００℃）が蒸気管２１１を介してＶＨＰタービン１に導入され、ＶＨＰタービン１を駆動する。ＶＨＰタービン１の排気蒸気（例えば、５００℃）の一部は、排気蒸気管１０４を介してボイラ２内に設けられた第１再熱器２２に送られ、ここで再加熱されてＨＰ蒸気（例えば、７２０℃）となる。ＶＨＰタービン１の排気蒸気の残りは蒸気連絡管１００を介してＨＩＰタービン３に供給される。
　次に、ボイラ２で生成されたＨＰ蒸気は、蒸気管２２１を介してＨＰタービン部３１に導入され、これを駆動する。ＨＰタービン部３１の排気蒸気は、排気蒸気管３１１を介してボイラ２の第２再熱器２３に送られ、該第２段再熱器２３を経てＩＰ蒸気（例えば、７２０℃）となる。ＩＰ蒸気は蒸気管２３１を介してＩＰタービン部３２に導入され、これを駆動する。次に、ＩＰタービン部３２の排気は、クロスオーバー管３２１を通ってＬＰタービン４に導入され、これを駆動する。ＬＰタービン４の排気蒸気は復水器５で凝縮され、ボイラ給水ポンプ６によって復水管６０１を経てボイラ２の過熱器２１に戻され、再びＶＨＰ蒸気となってＶＨＰタービン１に循環する。
　図２は、ＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部付近の構造を示している。図２に示すように、ＨＩＰタービン３はＨＰ蒸気及びＩＰ蒸気の導入部付近において、タービンロータ７の外周面に、ＨＰタービン翼列部７１、ＨＰダミー部７２、ＩＰダミー部７３及びＩＰタービン翼列部７４を形成している。ＨＰタービン翼列部７１にはＨＰ動翼部７１ａが所定間隔で形成され、このＨＰ動翼部７１ａ間にＨＰ翼環８のＨＰ静翼部８ａが配置されている。さらに、ＨＰタービン翼列部７１の最上流部にはＨＰ初段静翼８ａ１が配置されている。
　また、ＩＰタービン翼列部７４にはＩＰ動翼部７４ａが所定間隔で形成され、このＩＰ動翼部７４ａ間にＩＰ翼環９のＩＰ静翼部９ａが配置されている。さらに、ＩＰタービン翼列部７４の最上流部にはＩＰ初段静翼９ａ１が配置されている。ＨＰ翼環８とＩＰ翼環９との間には、ＨＰタービン部３１とＩＰタービン部３２との間をシールするダミー環１０が設けられている。そして、翼環８，９及びダミー環１０のタービンロータ７と対面して近接する位置には、各所に蒸気の漏洩を制限するためのシールフィン部１１が設けられている。シールフィン部１１はラビリンスシールが用いられている。
　本実施形態では、ＨＰタービン部３１寄りに位置するダミー環１０にラジアル方向に冷却蒸気供給路１０１が形成されている。該冷却蒸気供給路１０１は蒸気連絡管１００と接続されており、冷却蒸気供給路１０１にはＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１（例えば５００℃）が、蒸気連絡管１００を介して冷却蒸気として導入される。排気蒸気ｓ１の圧力は、ＨＰ蒸気が初段静翼８ａ１を経た後のＨＰ初段静翼出口蒸気、又はＩＰ蒸気が初段静翼９ａ１を経た後のＩＰ初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有するように設定されている。また、排気蒸気ｓ１は、ＨＰ初段静翼出口蒸気及びＩＰ初段静翼出口蒸気より低温となるように設定されている。
　冷却蒸気供給路１０１は、タービンロータ７の外周面７２に開口しているので、排気蒸気ｓ１は、タービンロータ７の外周面７２に到達する。排気蒸気ｓ１は、そこでタービンロータ７の軸方向両側に分岐してダミー環１０との隙間７２０及び７２１を通り、ＨＰタービン翼列部７１とＩＰタービン翼列部７４とに向かう。このようにして、排気蒸気ｓ１は、ＨＰタービン翼列部７１及びＩＰタービン翼列部７４に至る。
　また、冷却蒸気供給路１０１よりＩＰタービン部３２寄りにラジアル方向に冷却蒸気排出路１０３が形成されている。冷却蒸気排出路１０３の一端は、排気蒸気管１０２を介して排気蒸気管３１１に接続されていると共に、冷却蒸気排出路１０３の他端は隙間７２１に開口している。
　本実施形態では、図２に示すように、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口側蒸気圧、ＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１の圧力、該ＨＰ蒸気が初段静翼８ａ１を通り、冷却蒸気排出路１０３に達した排気蒸気ｓ２の圧力、及びＩＰタービン部３２の初段静翼９ａ１の出口側蒸気圧をそれぞれ、Ｐ０、Ｐ１、Ｐ２、及びＰ３とした場合、各圧力が次の式（１）に示す関係を満たしている。
　　　　　　　　Ｐ１≧Ｐ０＞Ｐ２＞Ｐ３・・・・・・・・・　（１）
　排気蒸気ｓ１は、隙間７２０に迂回してくるＨＰ排気蒸気及び隙間７２１に迂回してくるＩＰ排気蒸気と同等以上の圧力を有しているので、隙間７２０及び７２１の全域に行き渡る。こうして、排気蒸気ｓ１によって、隙間７２０，７２１に面したダミー環１０及びタービンロータ７のＨＰダミー部７２を冷却する。
　冷却蒸気ｓ１の一部は、スラストバランスのため、排気蒸気ｓ２となって冷却蒸気排出路１０３を通り、該冷却蒸気排出路１０３に接続された排気蒸気管１０２から排気蒸気管３１１に排出される。
　なお、ＨＰタービン翼列部７１及びＩＰタービン翼列部７４の各翼列の初段動翼７１ａ１，７４ａ１の動翼翼溝の底部などには、排気蒸気ｓ１を流すための冷却孔７１ａ２，７４ａ２が形成されている。従って、排気蒸気ｓ１の一部は、ＨＰタービン翼列部７１及びＩＰタービン翼列部７４の各翼列まで到達する。
　本実施形態では、ＩＰタービン部３２の入口部の作動蒸気温度（例えば７２０℃）より十分に温度の低いＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１（例えば５００℃）の一部が、冷却蒸気供給路１０１端よりロータ７の外周面７２とダミー環１０との空隙７２０を通り、高温蒸気が導入されるＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部付近まで行き渡るので、空隙７２０に面したダミー環１０及びタービンロータ７のＨＰダミー部７２を、従来に比べてより効果的に冷却することができる。これは、ＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１は、ＶＨＰタービン１で仕事をなした後の蒸気であり、従来の冷却方法で冷却蒸気として使用されているＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口の蒸気より十分に温度が低いからである。
　そのため、ダミー環１０やタービンロータ７のＨＰダミー部７２の保全効果を高めることができると共に、これら部材に用いられる素材の選択の自由度を増すことができる。特に、高温部位に使用されるＮｉ基合金等からなるタービンロータ７の製作サイズを小さくでき、タービンロータ７の製造が容易になる。
　また、ダミー環１０及びタービンロータ７のＨＰダミー部７２を冷却することは、これらの周辺において回転部又は静止部に溶接構造を採用する場合に、母材部より強度が低くなると予想される溶接部の強度設計においても、余裕を与えることが可能となる。
　また、排気蒸気ｓ１の一部は、冷却蒸気供給路１０１よりＩＰタービン部３２寄りの隙間７２１に流通し、隙間７２１に面したダミー環１０及びＩＰダミー部７３を冷却することができる。また、排気蒸気ｓ１の一部は、冷却孔７１ａ２，７４ａ２を通って、ＨＰタービン翼列部７１及びＩＰタービン翼列部７４の各翼列まで到達して、これら翼列部を冷却できる。そのため、これら翼列部に対しても、材料の選定、強度設計及び材料設計などの面で余裕を与えることができ、実際のタービン設計が容易になる。
　例えば、図２に示すように、タービンロータ７が異質材料からなる分割体で成形され、これら分割体を溶接部ｗで溶接されている場合がある。例えば、溶接部ｗよりＨＰタービン部３１側のロータがＮｉ基合金で形成され、溶接部ｗよりＩＰタービン部３２側のロータがＮｉ基合金又は１２Ｃｒ鋼で形成される。この場合、溶接部ｗの近傍に冷却蒸気供給路１０１を開口させ、冷却蒸気供給路１０１を通して排気蒸気ｓ１を供給することにより、他の部位より強度が弱い溶接部ｗを十分冷却できるので、該溶接部ｗの強度を維持できる。
　前記第１実施形態では、ＶＨＰタービン１を１基設けた例について説明したが、ＶＨＰタービンを複数基直列に複数段状に連結して三段以上の再熱システムを有する蒸気タービン発電プラントに適用してもよい。例えば、図３（ａ）に示すように、ＶＨＰタービン１ａ及び１ｂを２基直列に連結して設けてもよい。この例では、冷却蒸気を１段目のＶＨＰタービン（ＶＨＰ１）１ａから蒸気連絡管１００を介してＨＩＰタービン３に供給している。勿論、冷却蒸気を２段目のＶＨＰタービン（ＶＨＰ２）１ｂから蒸気連絡管１００を介してＨＩＰタービン３に供給してもよい。
　また、図３（ｂ）に示すように、ＶＨＰタービンを３基直列に連結して設けてもよい。この例では、１段目のＶＨＰタービン（ＶＨＰ１）１ａと３段目のＶＨＰタービン（ＶＨＰ３）１ｃとから、冷却蒸気を夫々蒸気連絡管１００ａ又は蒸気連絡管１００ｃを介してＨＩＰタービン３に供給している。
　このように、ＶＨＰタービンを複数段設けると、ＶＨＰタービンを任意に選んでその排気蒸気を冷却蒸気にすることができるので、設計の自由度が大きくなる。なお、ＶＨＰタービンが複数段ある場合、下流側に行くにつれタービン翼列に加わる作動蒸気圧が低下するが、便宜上、ここでは全てＶＨＰタービンと表現している。
（第２実施形態）
　図４及び図５は、本発明を適用した蒸気タービン発電プラントの第２実施形態を示している。本実施形態の蒸気タービン発電設備は、ＶＨＰタービン１と、２基のＨＰタービン部３１ａ０及び３１ｂ０を１個の車室内に対向流を形成するように配設してなる高圧対向流車室一体型の蒸気タービン１３１（以下「ＨＰタービン１３１」という）と、２基のＩＰタービン部３２ａ及び３２ｂを１個の車室内に対向流を形成するように配設してなる中圧対向流車室一体型の蒸気タービン１３２（以下「ＩＰタービン１３２」と言う。）と、２基のＬＰタービン４ａ及び４ｂと、を備えている（ＶＨＰ－ＨＰ－ＩＰ－ＬＰの連結構成）。
　ボイラ２の過熱器２１で生成されたＶＨＰ蒸気（例えば７００℃）がＶＨＰタービン１に作動蒸気として供給され、ＶＨＰタービン１を駆動する。ＶＨＰタービン１の排気蒸気（例えば５００℃）は、排気蒸気管１０４でボイラ２に戻され、第1段再熱器２２で再加熱される。第１段再熱器２２で再加熱されたＨＰ蒸気（例えば７２０℃）は、Ｐタービン１３１の２基の高圧タービン部３１ａ０，３１ｂ０に夫々作動蒸気として供給され、２基の高圧タービン部３１ａ０，３１ｂ０を駆動する。２基のＨＰタービン部３１ａ０，３１ｂ０の排気蒸気（例えば５００℃）は、排気蒸気管３１１でボイラ２に戻り、第２段再熱器２３で再加熱される。
　第２段再熱器２３で再加熱されたＩＰ蒸気（例えば７２０℃）は、ＩＰタービン１３２の２基のＩＰタービン部３２ａ０，３２ｂ０に夫々作動蒸気として供給され、これらを駆動する。２基の低圧タービン部３２ａ０，３２ｂ０の排気蒸気は、排気蒸気管３２１を介して２基の低圧タービン４ａ及び４ｂに夫々作動蒸気として供給され、これらを駆動する。
　本実施形態では、ＶＨＰタービン１の排気蒸気（例えば５００℃）の一部が、蒸気連絡管１００を介して冷却蒸気としてＨＰタービン１３１に供給され、ＨＰタービン１３１の高温蒸気（作動蒸気）導入部付近を冷却する。また、ＨＰタービン１３１の排気蒸気（例えば５００℃）の一部が、蒸気連絡管１１０を介して冷却蒸気としてＩＰタービン１３２に供給され、ＩＰタービン１３２の作動蒸気導入部付近を冷却する。
　図５は、図４に示すＨＰタービン１３１の作動蒸気導入部の構造を示している。図５に示すＨＰタービン１３１は、タービンロータ７の周りにＨＰタービン翼列部７１ａ０，７１ｂ０が実質的に左右対称に設けられている。ＨＰタービン翼列部７１ａ０，７１ｂ０にはＨＰ動翼部７１ａ，７１ｂが所定間隔で形成され、このＨＰ動翼部７１ａ，７１ｂ間に各々ＨＰ翼環８ａ０，８ｂ０のＨＰ静翼部８ａ，８ｂが配置されている。
　ＨＰタービン翼列部７１ａ０，７１ｂ０の最上流部にはＨＰ初段静翼８ａ１，８ｂ１が配置されている。また、左右のＨＰタービン翼列部７１ａ０，７１ｂ０の間には、２基のＨＰタービン部３１ａ０，３１ｂ０のＨＰ蒸気導入部間をシールするためのダミー環１０が設けられている。そして、ＨＰ翼環８ａ０、８ｂ０及びダミー環１０のタービンロータ７と近接する位置には、各所に蒸気の漏洩を制限するためのシールフィン部１１が設けられている。
　本実施形態では、２系統のＨＰ蒸気入口部の間であって、ダミー環１０にラジアル方向に冷却蒸気供給路１０１が形成されている。該冷却蒸気供給路１０１にＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１が冷却蒸気として導入される。この冷却蒸気供給路１０１は、タービンロータ７の外周面に至り、左右に対称に配置されたタービンロータ７とダミー環１０との隙間７２０ａ，及び７２０ｂと連通している。冷却蒸気供給路１０１に導入された排気蒸気ｓ１は、隙間７２０ａ，及び７２０ｂを通って両側のＨＰタービン翼列部７１ａ０，７１ｂ０に向かう。
　なお、ＨＰ翼列部７１ａ０，７１ｂ０及び初段動翼７１ａ１，７１ｂ１の動翼翼溝の底部などには、冷却蒸気ｓ１を流すための冷却孔７１ａ２，７１ｂ２が形成されている。本実施形態では、ＩＰタービン１３２の蒸気導入部も図５に示すＨＰタービン１３１と同様の構成となっているので、ＩＰタービン１３２の作動蒸気導入部の説明を省略する。
　本実施形態では、冷却蒸気供給路１０１に導入されるＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１は、ＨＰタービン１３１の入口部のＨＰ蒸気温度より十分に温度が低く、かつＨＰ蒸気が初段静翼８ａ１，８ｂ１を経て隙間７２０ａ、７２０ｂに迂回した蒸気の温度より低い温度（例えば、５００℃）を有している。また、排気蒸気ｓ１の圧力は、この迂回蒸気の圧力より高く設定されている。
　即ち、図５に示すように、ＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１の圧力、該ＨＰ蒸気の初段静翼８ａ１，８ｂ１出口側蒸気圧（前記迂回蒸気の圧力）を、夫々、Ｐ１及びＰ０とした場合、各圧力が次の式（２）に示す関係を満たしている。
　　　　　　　　Ｐ１≧Ｐ０　・・・・・・・・・　（２）
　そのため、排気蒸気ｓ１は、前記迂回蒸気に抗して隙間７２０ａ、７２０ｂの全域に行き渡ることができるので、ダミー環１０及び該ダミー環内側のタービンロータ７を従来に比べてより効果的に冷却できる。
　これは、ＶＨＰタービン１の排気蒸気ｓ１はＶＨＰタービン１で仕事をなした後の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていたＨＰタービン部３１ａ０、３１ｂ０の初段静翼の出口蒸気より十分に温度が低いからである。
　排気蒸気ｓ１は、ＨＰ翼列部７１ａ０、７１ｂ０に設けられた冷却孔７１ａ２、７１ｂ２からＨＰ翼列部７１ａ０、７１ｂ０に流入するので、ＨＰ翼列部７１ａ０、７１ｂ０をも冷却できる。
　また、本実施形態では、ＩＰタービン１３２のＩＰ蒸気導入部もＨＰタービン１３１と同様の構成となっている。ＩＰタービン１３２の入口部のＩＰ蒸気温度より十分に温度の低いＨＰタービン１３１の排気蒸気（例えば、５００℃）を蒸気連絡管１１０を介してＩＰタービン１３２のＩＰ蒸気導入部に冷却蒸気として供給している。そのため、ＩＰタービン１３２の作動蒸気導入部付近を従来に比べてより効果的に冷却することができる。
　ＨＰタービン１３１の排気蒸気は、ＨＰタービン部３１ａ０，３１ｂ０で仕事をなした後の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていたＩＰタービン部３２ａ０，３２ｂ０の初段静翼（図示せず）の出口側蒸気より十分に温度が低いため、冷却効果を増すことができる。
　本実施形態では、ＨＰタービン１３１及びＩＰタービン１３２の各々の圧力と温度条件に適した冷却蒸気を用いて冷却しているので、ＨＰタービン１３１とＩＰタービン１３２の高温蒸気導入部を、夫々別個に効果的に冷却することができる。
　これにより、ＨＰタービン翼列部７１ａ０、７１ｂ０及びＩＰタービン翼列部（図示せず）に対して、材料の選定、強度設計及び材料設計などの面で余裕を与えることができ、実際のタービン設計が容易になる。
　また、ＨＰタービン１３１及びＩＰタービン１３２の作動蒸気導入部を冷却することは、当該導入部及びその周辺において回転部又は静止部に溶接構造を採用する場合に、母材部より強度が低くなると予想される溶接部の強度設計においても、余裕を与えることが可能となり、この点においても、実際のタービン設計上有利になる。
　なお、本実施形態では、ＨＰタービン１３１とＩＰタービン１３２の各々を冷却する構成について説明したが、必要に応じていずれか一方のみを冷却する構成としてもよい。
（第３実施形態）
　次に、本発明を蒸気タービン発電プラントに適用した第３実施形態を図６に基づいて説明する。図６において、本実施形態では、前記第１実施形態と比べて、ＶＨＰタービン１の排気の代わりに、ＶＨＰタービン１の中間段から抽気した蒸気を冷却蒸気としてＨＩＰタービン３に導入したものである。即ち、蒸気連絡管１２０はＶＨＰタービン１の中間段の翼列部とＨＩＰタービン３の冷却蒸気供給路１０１に接続されている。該蒸気連絡管１２０によって、ＶＨＰタービン１の中間段翼列部の抽気蒸気を、冷却蒸気としてＨＩＰタービン３の冷却蒸気供給路１０１に供給するようにしている。
　その他の構成は前記第１実施形態と同一であるので、同一部分の説明を省略する。前記抽気蒸気の圧力をＰ１としたとき、該抽気蒸気の圧力Ｐ１は、前記式（１）を満たしている。
　本実施形態においても、ＶＨＰタービン１から冷却蒸気としてＨＩＰタービン３に供給される抽気蒸気は、ＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１又はＩＰタービン部３２の初段静翼９ａ１を経て迂回した蒸気より低温であり、かつこの迂回蒸気と同等以上の圧力で供給される。そのため、該抽気蒸気をダミー環１０とタービンロータ７のＨＰダミー部７２との間の隙間７２０及び７２１の全域に広く行き渡らせることができ、ダミー環１０とＨＰダミー部７２の冷却効果を向上できる。
　また、抽気場所として、ＶＨＰタービン１の翼列段間の適宜場所を選択することにより、ＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部の冷却に最適な圧力や温度の冷却蒸気を供給でき、ＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部を最適な温度に冷却できる。
（第４実施形態）
　図７は、本発明を蒸気タービン発電プラントに適用した第４実施形態を示している。本実施形態で前記第１実施形態と異なるのは、ＨＩＰタービン３の冷却蒸気として、ＶＨＰタービン１の排気蒸気の一部を用いるのではなく、ＶＨＰ蒸気生成過程の蒸気をボイラ２の過熱器２１から一部抽気し、この抽気蒸気を冷却蒸気として蒸気連絡管１３０を介してＨＩＰタービン３の作動蒸気導入部に供給する点である。その他の構成は、第１の実施形態と同一であるので、同一部分の説明を省略する。
　本実施形態では、ポンプ６からボイラ２に供給される最終給水をボイラ２でＶＨＰ蒸気まで過熱する際に、過熱器２１の途中で一部分岐させたボイラ抽気蒸気を冷却蒸気としてＨＩＰタービン３に供給する。このボイラ抽気蒸気は、過熱器２１内において、十分な過熱度をもち、かつ温度がＨＩＰタービン３のＨＰタービン部３１及びＩＰタービン部３２の入口蒸気温度よりも十分低い温度（例えば、６００℃）を有する。即ち、温度の上がりきっていない箇所から抽気して、これをＨＩＰタービン３に供給している。このボイラ抽気蒸気の圧力をＰ１としたとき、該抽気蒸気の圧力Ｐ１は、前記前記式（１）を満たしている。
　本実施形態では、ＨＰタービン部３１の入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低い過熱器２１からのボイラ抽気蒸気を、ＨＩＰタービン３のＨＰタービン部３１又はＩＰタービン部３２の高温蒸気導入部の冷却蒸気として使用しているので、ＨＩＰタービン３の高温蒸気導入部付近の冷却効果を従来より向上できる。これは、過熱器２１からの抽気蒸気はボイラ２で所定の温度まで加熱される前の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていたＨＰタービン部３１の初段静翼８ａ１の出口の蒸気より十分に温度が低いからである。
　なお、本実施形態の変形例として、過熱器２１の抽気蒸気を冷却蒸気として用いる代わりに、ボイラ２の第1段再熱器２２又は第２段再熱器２３の抽気蒸気を冷却蒸気として用いるようにしてもよい。
（第５実施形態）
　図８は、本発明を蒸気タービン発電プラントに適用した第５実施形態を示している。図８において、本実施形態は、過熱器２１及び再熱器２２を備えたボイラ２と、ＶＨＰタービン１の代わりに、２つに分割されたＨＰタービンと、２つに分割されたＩＰタービンと、１基のＬＰタービン４とを備えている（ＨＰ１－ＩＰ１－ＨＰ２－ＩＰ２－ＬＰ構成）。
　前記ＨＰタービンは、高温高圧側の第１ＨＰタービン部（ＨＰ１タービン部）３１ａと低温低圧側の第２ＨＰタービン部（ＨＰ２タービン部）３１ｂとに分割されている。前記ＩＰタービンは、高温高圧側の第１ＩＰタービン部（ＩＰ１タービン部）３２ａと低温低圧側の第２ＩＰタービン部（ＩＰ２タービン部）３２ｂとに分割されている。ＨＰ１タービン部３１ａとＩＰ１タービン部３２ａとが一軸のタービンロータに固設され、１個の車室内に収容された高中圧対向流車室一体型の蒸気タービン４０（以下「ＨＩＰ１タービン４０」と言う。）を構成している。
　また、ＨＰ２タービン部３１ｂとＩＰ２タービン部３２ｂとが一軸のタービンロータに固設され、１個の車室内に収容された高中圧対向流車室一体型の蒸気タービン４２（以下「Ｈ２Ｐ２タービン４２」と言う。）を構成している。ＨＩＰ１タービン４０、Ｈ２Ｐ２タービン４２及びＬＰタービン４は、同一軸線上で１個のタービンロータに連結するように構成されている。
　本実施形態では、ボイラ２の過熱器２１で生成されたＨＰ蒸気（例えば、６５０℃）は、蒸気管２１２を介してＨＰ１タービン部３１ａに導入され、これを駆動する。ＨＰ１タービン部３１ａの排気蒸気（６５０℃未満）は、ＨＰ連絡管４４を経てＨＰ２タービン部３１ｂに導入され、これを駆動する。ＨＰ２タービン部３１ｂの排気蒸気は、排気蒸気管３１２を介してボイラ２の再熱器２２に送られ、再熱器２２を経てＩＰ蒸気（例えば、６５０℃）となる。該ＩＰ蒸気は、蒸気管２２２を介してＩＰ１タービン部３２ａに導入されてこれを駆動する。
　ＩＰ１タービン部３２ａの排気蒸気（６５０℃未満）は、ＩＰ連絡管４６を経てＩＰ２タービン部３２ｂに導入され、これを駆動する。次に、ＩＰ２タービン部３２ｂの排気蒸気は、クロスオーバー管３２１を通ってＬＰタービン４に導入され、これを駆動する。ＬＰタービン４の排気蒸気は復水器５で凝縮され、ボイラ給水ポンプ６によって加圧されてボイラ２に戻り、再びＨＰ蒸気となって、ＨＩＰ１タービン４０に循環される。
　ポンプ６から供給される最終給水をボイラ２でＨＰ蒸気まで加熱する際に、過熱器２１の途中で一部分岐させたボイラ抽気蒸気を、冷却蒸気としてＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部に供給する。このボイラ抽気蒸気は、過熱器２１内において、十分な過熱度をもち、かつ温度がＨＰ１タービン部３１ａ及びＩＰ１タービン部３２ａの入口蒸気温度よりも十分低い温度（例えば、６００℃）を有する。即ち、この抽気蒸気は温度の上がりきっていない箇所から抽気したものであり、これをＨＩＰ１タービン４０に供給する。この抽気蒸気の温度条件及び圧力条件は、前記第４実施形態と同一である。
　ＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部付近の構造は、図２で示した第１実施形態におけるＨＩＰタービン３と同一であるので、該作動蒸気導入部付近の構造の説明を省略する。
　本実施形態では、ＨＰ１タービン部３１ａ及びＩＰ１タービン部３２ａの入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低い過熱器２１からの抽気蒸気を冷却蒸気として使用するため、作動蒸気導入部の冷却効果を従来に比べて向上できる。過熱器２１からの抽気蒸気はボイラ２で所定の温度まで加熱される前の蒸気であり、従来の冷却方法において、冷却蒸気として使用されていたＨＰ１タービン部３１ａの初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。そのため、冷却効果を向上できる。
（第６実施形態）
　図９は、本発明を蒸気タービン発電プラントに適用した第６実施形態を示している。本実施形態で、前述の第５実施形態と異なるのは、ＨＰタービン３１は分割されておらず、ＩＰタービンが高温高圧側のＩＰ１タービン３２ａと低温低圧側のＩＰ２タービン３２ｂとに分割されている。そして、ＨＰタービン３１とＩＰ２タービン部３２ｂとが一軸のタービンロータに固設され、１個の車室内に収容された高中圧対向流車室一体型の蒸気タービン（ＨＩＰタービン）４１を構成している（ＩＰ１－ＨＰ－ＩＰ２－ＬＰ構成）。ＩＰ１タービン３２ａ、ＨＩＰタービン４１、ＬＰタービン４は、同一軸線上で１個のタービンロータに連結するように構成されている。
　本実施形態では、ボイラ２の過熱器２１で生成されたＨＰ蒸気（例えば、６５０℃）が、ＨＩＰタービン４１のＨＰタービン部３１に導入され、これを駆動する。ＨＰタービン部３１の排気蒸気は、ボイラ２の再熱器２２を経てＩＰ蒸気（例えば、６５０℃）となる。ＩＰ蒸気はＩＰ１タービン３２ａに導入されてこれを駆動する。ＩＰ１タービン３２ａの排気蒸気（６００℃未満）は、ＩＰ連絡管４６を経てＩＰ２タービン部３２ｂに導入され、これを駆動する。
　次に、ＩＰ２タービン部３２ｂの排気蒸気は、クロスオーバー管３２１を通ってＬＰタービン４に導入され、これを駆動する。ＬＰタービン４の排気蒸気は復水器５で凝縮され、ボイラ給水ポンプ６によって加圧されてボイラ２に戻り、再びＨＰ蒸気となって、ＨＰタービン部３１に循環される。また、ポンプ６から供給される最終給水をボイラ２でＨＰ蒸気まで加熱する際に、過熱器２１の途中で一部分岐させたボイラ抽気蒸気を、冷却蒸気としてＨＩＰタービン４１の作動蒸気導入部に供給する。
　このボイラ抽気蒸気は、過熱器２１内において、十分な過熱度をもち、かつ温度がＨＰタービン部３１及びＩＰ２タービン３２ｂの入口蒸気温度よりも低い温度（例えば、６００℃）を有する。即ち、この抽気蒸気は温度の上がりきっていない箇所から抽気され、これをＨＩＰタービン４１に供給している。このボイラ抽気蒸気の温度条件及び圧力条件は、前記第５実施形態と同一である。
　なお、ＨＩＰタービン４１の作動蒸気導入部の構造は、図２で示した第１実施形態のＨＩＰタービン３と同一であり、供給される冷却蒸気がＶＨＰ排気蒸気からボイラ抽気蒸気に置き換えられただけの違いしかないので、該作動蒸気導入部の詳細な説明を省略する。
　本実施形態では、ＨＩＰタービン４１の作動蒸気導入部の冷却蒸気として、ボイラ２の過熱器２１から抽気され、ＨＰタービン部３１及びＩＰ２タービン部３２ｂの入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低いボイラ抽気蒸気を用いている。従って、ＨＩＰタービン４１の高温蒸気導入部付近の冷却効果を従来に比べて向上させることができる。
（第７実施形態）
　図１０は、本発明を蒸気タービン発電プラントに適用した第７実施形態を示している。本実施形態で図８に示す前記第５実施形態と異なる構成は、ＨＩＰ１タービン４０の冷却蒸気として、過熱器２１の抽気蒸気を用いる代わりに、ＨＰ１タービン部３１ａの翼列段間から抽気した抽気蒸気を用いている点である。その他の構成は第５実施形態と共通しているので、説明を省略する。
　図１０において、ＨＰ１タービン部３１ａの抽気蒸気は、蒸気連絡管７２４を介してＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部に供給される。
　図１１は、ＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部の構造を示している。基本的な構成は、図２に図示された第１実施形態の作動蒸気導入部と同様であるが、本実施形態では、該蒸気導入部に冷却蒸気を供給し、冷却に供した後の冷却蒸気を排出する経路の構成が異なっている。その他の第１実施形態と共通する構成については説明を省略する。
　本実施形態では、ダミー環１０のＩＰ１タービン部３２ａ側寄りにラジアル方向に冷却蒸気供給路１０１が形成されている。この冷却蒸気供給路１０１は、ダミー環１０とタービンロータ７のＨＰダミー部７２およびＩＰダミー部７３との間に形成された隙間７２１および７２３との間に開口している。ＨＩＰ１タービン４０のＨＰ１タービン部３１ａの翼列段間と冷却蒸気供給路１０１とが蒸気連絡管７２４で接続され、該翼列段間から抽気された抽気蒸気ｓ１が、冷却蒸気として蒸気連絡管７２４を介して冷却蒸気供給路１０１に導入される。
　また、冷却蒸気供給路１０１よりＨＰ１タービン部３１ａ寄りの位置に、ラジアル方向に冷却蒸気排出路１０３が形成されている。該冷却蒸気排出路１０３は、タービンロータ７のＨＰダミー部７２の外周面に形成された隙間７２０と隙間７２１の間に開口している。冷却蒸気排出路１０３は排気蒸気管４４に接続され、ＨＰ１タービン部３１ａは排気蒸気管４４を介してＨＩＰ２タービン４２のＨＰ２タービン部３１ｂに作動蒸気として供給される。
　かかる構成において、ＨＰ１タービン部３１ａの初段静翼８ａ１の出口Ｔの蒸気の一部が、ＨＰタービン翼列部７１とは軸方向反対側に、ＨＰダミー環７２ａとタービンロータ７との間の隙間７２０を通って流れる。一方、ＨＰ１タービン部３１ａの翼列段間から抽気された抽気蒸気ｓ１は、冷却蒸気供給路１０１を通ってダミー環１０内部の隙間７２１に至る。その後、抽気蒸気ｓ１の一部は隙間７２３を通って、ＩＰタービン翼列部７４に向かうと共に、抽気蒸気ｓ１の残りは、逆方向のＨＰ１タービン部３１ａ側に向かって分岐し、空隙７２１を通って流れる。
　ＨＰ１タービン部３１ａ側に向かって分岐した抽気蒸気ｓ１は、初段静翼８ａ１の出口Ｔから分岐し、隙間７２０を通過した蒸気と合流し、冷却蒸気排出路１０３から排出される。冷却蒸気排出路１０３を通る排気蒸気ｓ２は、排気蒸気管４４を通ってＨＰ２タービン部３１ｂに作動蒸気として供給される。冷却蒸気排出路１０３を通る排気蒸気ｓ２は、タービンロータ７に負荷されるスラスト力をバランスさせる役割ももっている。
　ＨＰ１タービン部３１ａの初段静翼８ａ１の出口Ｔから分岐し、空隙７２０を通過する蒸気は、ＩＰ１タービン翼列部７４には向かわず、全て冷却蒸気排出路１０３を通って排気蒸気管４４へ導かれる。ＨＰ１タービン部３１ａの抽気蒸気ｓ１は、ＨＰ１タービン部３２ａの排気よりも圧力が同じか高い部分の翼列段間から適宜抽出されればよい。
　即ち、図１１に示すように、ＨＰ１タービン部３１ａの入口部に供給する作動蒸気圧、ＨＰ抽気蒸気ｓ１の圧力、該作動蒸気が初段静翼８ａ１を通り、冷却蒸気排出路１０３に達した排気蒸気ｓ２の圧力、及びＩＰ１タービン部３２ａの初段静翼出口の蒸気圧をそれぞれ、Ｐ０、Ｐ１、Ｐ２、及びＰ３とした場合、各圧力が次式（３）に示す関係を満たしていればよい。
　　　　　　　　Ｐ０＞Ｐ１≧Ｐ２＞Ｐ３　・・・・・・・・・　（３）
　抽気蒸気ｓ１の圧力Ｐ１が排気蒸気ｓ２の圧力Ｐ２又はＩＰ初段静翼出口圧Ｐ３より高ければ、抽気蒸気ｓ１をＨＰ蒸気及びＩＰ蒸気の各々の初段静翼８ａ１，９ａ１の出口蒸気に抗して、隙間７２１及び７２３に行き渡らせることができる。抽気蒸気ｓ１はＨＰ１タービン３２ａで一部仕事をなした後の蒸気であり、従来の冷却方法で冷却蒸気として使用されているＨＰ１タービン部３１ａの初段静翼の出口の蒸気より十分に温度が低い。そのため、ダミー環１０及びダミー環１０の内側に位置するタービンロータ７の外周面７２の冷却効果を向上できる。
　本実施形態によれば、ＨＰ１タービン部３１ａ及びＩＰ１タービン部３２ａの入口部の作動蒸気温度より十分に温度の低いＨＰ１タービン部３１ａの抽気蒸気ｓ１を、冷却蒸気供給路１０１を介してロータ７の外周面７２とダミー環１０との空隙７２１および７２３に行き渡らせることができる。そのため、ＨＩＰ１タービン４０の高温となる作動蒸気導入部付近を、従来に比べてより低温に冷却することができる。
　特に作動蒸気導入部及びその周辺において回転部又は静止部に溶接構造を採用する場合に、母材部より強度が低くなると予想される溶接部の強度設計においても、余裕を与えることが可能となり、この点においても、実際のタービン設計が容易になる。
　即ち、タービンロータ７が異種材料からなる複数の分割体を溶接等で接合して構成され、図１１に示すように、該溶接部ｗがダミー環１０の内側に位置している場合、溶接部ｗが高温雰囲気に曝され、強度が低下する虞がある。
　これに対し、冷却蒸気供給路１０１から冷却蒸気ｓ１を隙間７２１及び７２３に流すことにより、溶接部ｗの冷却効果を高めることができる。これによって、溶接部ｗの強度低下を防止できる。
　なお、本実施形態では、ＨＰ１タービン部３１ａの抽気蒸気ｓ１を冷却蒸気として、使用しているが、代わりに、ＨＰ１タービン部３１ａの排気蒸気を冷却蒸気として使用してもよい。
　また、前記第７実施形態の変形例として、図１１に示すように、ＨＰ１タービン部３１ａの抽気蒸気ｓ１を冷却蒸気供給路１０１に供給する前に、冷却装置７２８を通ることによって、予冷してもよい。冷却装置７２８の冷却手段としては、例えば、伝熱面積を増加させた渦巻き配管又はフィン付き配管などで構成された伝熱管に抽気蒸気ｓ１を通し、さらにファンを併用して、該伝熱管に冷風を送り、抽気蒸気ｓ１を空冷する構成とする。
　あるいは二重配管とした伝熱管の一方の流路に抽気蒸気ｓ１を流し、他方の流路に冷却水を流すことによって、抽気蒸気ｓ１を水冷により冷却する手段を用いてもよい。なお、ここで回収した熱を他の機器に利用する構成としてもよい。これにより、より確実にＨＩＰ１タービン４０の作動蒸気導入部をより低温に冷却することが出来る。
　以上、本発明を説明してきたが、本発明は上述した実施形態にのみ限定されるものではなく、その本質を逸脱しない範囲で、他の種々の変形が可能であることはいうまでもない。
　本発明によれば、蒸気タービン発電設備において、作動蒸気圧の異なる複数の蒸気タービンを１個の車室内に収容してなる対向流車室一体型の蒸気タービンの作動蒸気導入部付近を効率良く冷却することができる。また、本発明は、ＶＨＰ－ＨＩＰ－ＬＰの構成や、ＶＨＰ－ＨＰ－ＩＰ－ＬＰ等の構成を備える再熱タービンの全てに適用することが可能である。

Claims (15)

  1. 　低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却方法において、
    　蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を、前記ダミーシール部に設けられた冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気供給工程と、
    　該冷却蒸気供給路を介して該ダミーシール部とロータ軸との間に形成される隙間に該冷却蒸気を導入し、該初段静翼出口蒸気に抗して該隙間に冷却蒸気を流通させることにより、該ダミーシール部及びロータ軸を冷却する冷却工程と、からなることを特徴とする蒸気タービン発電設備の冷却方法。
  2. 　前記対向流車室一体型蒸気タービンは、作動蒸気圧が異なる高圧側タービン部と低圧側タービン部と、からなり、
    　前記冷却工程で該ダミーシール部及びロータ軸の冷却に供した後の冷却蒸気を、該ダミーシール部に形成された冷却蒸気排出路から後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に排出するようにした排出工程と、からなることを特徴とする請求項１に記載の蒸気タービン発電設備の冷却方法。
  3. 　前記冷却蒸気供給路を前記冷却蒸気排出路より前記低圧側タービン部寄りの前記隙間に開口させると共に、冷却蒸気を低圧側タービン部から前記隙間に流入する該低圧側タービン部の初段静翼出口蒸気に抗して該隙間を通し、その後冷却蒸気を前記高圧側タービン部の初段静翼出口蒸気と共に該冷却蒸気排出路から排出させるようにしたことを特徴とする請求項２に記載の蒸気タービン発電設備の冷却方法。
  4. 　前記ロータ軸が異質材料からなる分割体を接合して構成されていると共に、前記隙間に面して該ロータ軸を一体に連結する継ぎ手部が形成され、前記冷却蒸気により該継ぎ手部を冷却するようにしたことを特徴とする請求項１～３のいずれかの項に記載の蒸気タービン発電設備の冷却方法。
  5. 　低圧タービンより高圧側で複数のタービン部を１個の車室に収容し、該複数のタービン部間をダミーシール部で仕切った対向流車室一体型蒸気タービンを備えた蒸気タービン発電設備であって、該ダミーシール部及び該ダミーシール部の内側に配置されるロータ軸を冷却する蒸気タービン発電設備の冷却装置において、
    　前記ダミーシール部に形成され該ダミーシール部とロータ軸との間の隙間に開口する冷却蒸気供給路と、
    　該冷却蒸気供給路に接続され、蒸気タービン発電設備内で発生し、前記対向流車室一体型蒸気タービンの各タービン部に供給される作動蒸気が初段静翼を経た後の初段静翼出口蒸気より低い温度を有すると共に、該初段静翼出口蒸気と同等以上の圧力を有する冷却蒸気を該冷却蒸気供給路に供給する冷却蒸気管と、を備え、
    　該冷却蒸気供給路を介してダミーシール部とロータ軸との隙間に該冷却蒸気を流通させて該ダミーシール部及びロータ軸を冷却するように構成したことを特徴とする蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  6. 　前記対向流車室一体型蒸気タービンは、作動蒸気圧が異なる高圧側タービン部と低圧側タービン部と、からなり、
    　前記ダミーシール部に形成されて前記隙間に開口すると共に、後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に接続された冷却蒸気排出路を備え、
    　前記冷却蒸気を該隙間に流通させて該ダミーシール部及びロータ軸を冷却した後、該冷却蒸気排出路から後段側蒸気タービンに蒸気を供給する排気蒸気管に排出するように構成したことを特徴とする請求項５に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  7. 　前記冷却蒸気供給路を前記冷却蒸気排出路より前記低圧側タービン部寄りの前記隙間に開口すると共に、前記冷却蒸気を前記低圧側タービン部の初段静翼出口蒸気に抗して該隙間を通し、その後冷却蒸気を前記高圧側タービン部の初段静翼出口から分岐し、該高圧側タービン部寄りの前記隙間に流入した蒸気と共に該冷却蒸気排出路から排出させるように構成したことを特徴とする請求項６に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  8. 　超高圧タービンを備え、前記対向流車室一体型蒸気タービンの高圧側タービン部が高圧タービンであり、該対向流車室一体型蒸気タービンの低圧側タービン部が低圧タービンであり、
    　該超高圧タービンの排気蒸気の一部又は該超高圧タービンの抽気蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項６又は７に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  9. 　前記対向流車室一体型蒸気タービンの高圧側タービン部の排気蒸気の一部又は該高圧側タービン部の抽気蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項６又は７に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  10. 　ボイラに蒸気を過熱する過熱器を備え、該過熱器から抽気された蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項５～７のいずれかの項に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  11. 　ボイラに蒸気タービンから排出される排気蒸気を再熱する再熱器を備え、該再熱器から抽気されたボイラ再熱蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項５～７のいずれかの項に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  12. 　高温高圧側の第１高圧タービン部と低温低圧側の第２高圧タービン部とからなる高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、過熱蒸気をつくる過熱器を備えたボイラと、を備え、
    　該第１高圧タービン部と該第１中圧タービン部とを前記対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、前記ダミーシール部に前記冷却蒸気供給路を設け、
    　前記過熱器から抽気された蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項５～７のいずれかの項に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  13. 　高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、過熱蒸気をつくる過熱器を備えたボイラと、を備え、
    　該高圧タービンと該第２中圧タービン部とを前記対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、前記ダミーシール部に前記冷却蒸気供給路を設け、
    　前記過熱器から抽気された蒸気を前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項５～７のいずれかの項に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  14. 　高温高圧側の第１高圧タービン部と低温低圧側の第２高圧タービン部とからなる高圧タービンと、高温高圧側の第１中圧タービン部と低温低圧側の第２中圧タービン部とからなる中圧タービンと、を備え、
    　該第１高圧タービン部と該第１中圧タービン部とを前記対向流車室一体型蒸気タービンとして構成すると共に、前記ダミーシール部に前記冷却蒸気供給路を設け、
    　該ダミーシール部に形成され該第１高圧タービン部の排気蒸気管に接続された冷却蒸気排出路を設け、
    　該第１高圧タービン部の翼列間から抽気された蒸気を冷却蒸気として該冷却蒸気供給路に供給すると共に、該第１高圧タービン部の初段静翼出口蒸気を冷却蒸気として前記隙間に供給し、各々の冷却蒸気を合流して前記冷却蒸気排出路を介して前記排気蒸気管から排出させるように構成したことを特徴とする請求項６又は７に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
  15. 　前記第１高圧タービン部の翼列間から抽気された抽気蒸気を冷却する冷却装置を備え、該抽気蒸気を該冷却装置で冷却した後、前記冷却蒸気として前記冷却蒸気供給路に供給するように構成したことを特徴とする請求項１４に記載の蒸気タービン発電設備の冷却装置。
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