WO2015046226A1 - 蒸気加減弁装置及び発電設備 - Google Patents

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WO2015046226A1
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valve
steam
valve body
steam control
seat
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Inventor
大石　勉
晋司 渡邉
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株式会社東芝
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    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
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    • F16K1/12—Lift valves or globe valves, i.e. cut-off apparatus with closure members having at least a component of their opening and closing motion perpendicular to the closing faces with streamlined valve member around which the fluid flows when the valve is opened
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16K1/32—Details
    • F16K1/34—Cutting-off parts, e.g. valve members, seats
    • F16K1/36—Valve members
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16K47/00—Means in valves for absorbing fluid energy
    • F16K47/04—Means in valves for absorbing fluid energy for decreasing pressure or noise level, the throttle being incorporated in the closure member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/30—Application in turbines
    • F05D2220/31—Application in turbines in steam turbines

Definitions

  • Embodiments of the present invention relate to a steam control valve device that controls the amount of steam that flows into a steam turbine, and a power generation facility that includes this steam control valve device.
  • steam turbines applied to power generation facilities such as thermal power plants and nuclear power plants have steam control on the upstream side of the steam turbine in order to control steam flow according to load changes and shut off steam supply in an emergency.
  • a valve device is installed.
  • a steam control valve device installed upstream of the high-pressure turbine is arranged in series with the main steam stop valve.
  • FIG. 14 is an explanatory diagram of a conventional steam control valve device used in a steam turbine.
  • FIG. 14 shows a main steam stop valve 110 that instantaneously stops steam flowing into the steam turbine in an emergency of the steam turbine, and a steam control valve 120 for controlling the steam flow rate.
  • the valve main body 121 of the steam control valve 120 has a side portion connected to the main steam stop valve 110 and has an upper lid 122 at the upper end portion of the valve main body 121, and an inner portion of the valve main body 121.
  • a valve seat 123 having a raised shape is provided, and a valve rod 125 coupled to a valve body 124 that contacts the valve seat 123 passes through the upper lid 122 and is connected to the oil cylinder 127.
  • a steam flow from a boiler or the like flows into the main steam stop valve 110 as shown by an arrow I and flows out of the steam control valve 120 as shown by an arrow O.
  • the valve body 124 moves up and down via the valve rod 125, so that the steam control valve 120 opens and closes. Steam flows to the steam turbine.
  • a piston 126 and a closing spring 129 are assembled to the oil cylinder 127 of the steam control valve 120, and a supply / discharge oil port 128 is installed at the lower portion of the piston 126.
  • hydraulic equipment such as a servo valve and a dump valve is connected to the supply / discharge oil port 128, the illustration thereof is omitted in FIG.
  • the main steam stop valve 110 is also configured in the same manner as the steam control valve 120, and has an upper lid 112 at the upper end portion of the valve body 111, and a valve seat 114 having a raised shape is provided at the inner portion of the valve body 111.
  • a valve body 115 that contacts the valve seat 114 is connected to the oil cylinder 117 via a valve rod 116.
  • the valve body 115 moves up and down via the valve rod 116, and the main steam stop valve 110 opens and closes. Steam is supplied and shut off by the opening and closing operation.
  • symbol 113 in FIG. 14 shows a strainer.
  • a steam control valve 120 In general, in a steam control valve device used in a steam turbine for power generation equipment, in particular, the steam control valve 120, there are known cases of incompatibility such as noise, vibration, erosion, or material deterioration.
  • a steam control valve 120 moves the valve body 124 in a valve chamber provided with the valve body 124 and the valve seat 123, thereby controlling the steam flow rate by a throttling function between the valve body 124 and the valve seat 123. It is configured as follows.
  • the above-described noise and vibration are considered to be induced by turbulence of the flow around the valve body 124, unstable flow, or the like (see, for example, Patent Document 1).
  • the steam control valve 120 in Patent Documents 1 and 2 described above is formed in a spherical curved surface, and has a valve body 124 having a recessed portion 130 having an edge 131 on an edge, and this valve.
  • the recessed part 130 provided with the edge 131 is provided on the bottom side of the valve body 124, as shown in FIG. In the vicinity, the steam flow along the valve body 124 is peeled off at the edge 131 of the valve body 124 and becomes a stable flow along the valve seat 123, thereby preventing the generation of noise and vibration.
  • the steam control valve in Patent Document 3 is provided with a flow guide in the recessed portion of the valve body, and this flow guide is attached to the valve body side.
  • valve body 124 of the steam control valve 120 in Patent Documents 1 and 2 has a shape having a recessed portion 130 having an edge 131 on the edge, and in the region near the intermediate opening from the start of opening of the valve body 124, This is effective in preventing noise and vibration, which is a function of the above, but as shown in FIG. 17 (B), in a high valve opening state such as a fully opened valve opening state or the vicinity thereof, a position directly below the valve body 124 is dead space. Thus, as shown by the arrow in FIG. 17B, a vortex 132 is generated in the dead space, resulting in a pressure loss.
  • An object of the present invention is to provide a steam control valve device capable of improving the efficiency of a steam turbine by reducing pressure loss at or near the fully open position, and a power generation facility equipped with this steam control valve device.
  • a steam control valve device includes a valve body in which a valve chamber to which steam is supplied is formed, a valve seat provided in the valve body and having a spherical curved surface formed at a position facing the valve chamber, A valve body that is accommodated in the valve chamber and has a spherical curved surface, and a valve body that is provided upstream of the valve body and is driven so that the spherical curved surfaces of the valve seat and the valve body come in contact with and separate from each other are opened.
  • the bottom of the valve body has a protrusion protruding from the center position toward the valve seat and a recess around the protrusion. And an edge formed on the edge.
  • the power generation facility in the embodiment of the present invention is characterized by including the steam control valve device in the embodiment of the present invention.
  • a simple structure with a reduced number of parts can prevent noise and vibration from a very small opening to an intermediate opening, and reduce pressure loss at or near the fully opened opening.
  • the efficiency of the steam turbine can be improved.
  • path part in the fully open opening state shown in FIG. 5 is a graph showing a change characteristic of a flow path area in the steam control valve shown in FIGS.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing dimensions of each member in the steam control valve shown in FIGS.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the root diameter Da and angle THa of the protrusion and the pressure loss in the steam control valve shown in FIGS. 2 to 4.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the angle THa of the protrusion and the pressure loss in the steam control valve shown in FIGS.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view showing a fully closed opening state in the steam control valve of FIG. 14.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view showing a fully open position of the steam control valve of FIG. 14.
  • A Explanatory drawing of the flow state of steam when the steam control valve of FIG. 14 is in a minute opening state
  • B Explanatory drawing of the flow state of steam in the fully open opening state.
  • FIG. 1 is a system diagram showing a power generation facility equipped with a steam control valve which is a steam control valve device according to this embodiment.
  • FIG. 3 and FIG. 4 are cross-sectional views respectively showing a fully closed opening state, a minute opening state, and a fully opening state in the steam control valve of FIG.
  • the steam in the boiler 11 passes through the main steam stop valve 12 and the steam control valve 13, expands in the high-pressure turbine 14 and works, and then returns to the boiler 11 via the check valve 15.
  • Are heated by a reheater and sequentially flow into a medium pressure turbine 18 and a low pressure turbine 19 via a reheat steam stop valve 16 and an intercept valve 17 to expand and work.
  • the steam is returned to water by the condenser 20, boosted by the feed water pump 21, supplied to the boiler 11 again, and circulated.
  • a high pressure turbine bypass pipe 22 and a low pressure turbine bypass pipe 23 are installed, and the boiler 11 is installed regardless of the operation state of the turbines 14, 18, 19. You can drive.
  • the high-pressure turbine bypass pipe 22 branches from the outlet side of the boiler 11 and is connected to the inlet side of the reheater of the boiler 11 and includes a high-pressure turbine bypass valve 24.
  • the low-pressure turbine bypass pipe 23 is branched from the outlet side of the reheater of the boiler 11 and connected to the inlet side of the condenser 20, and includes a low-pressure turbine bypass valve 25.
  • a steam control valve 13 as a steam control valve device installed in the power generation facility 10 includes a valve main body 30 in which a valve chamber 31 to which steam is supplied is formed, and this valve.
  • a valve seat 32 having a spherical curved surface formed at a position facing the valve chamber 31 provided in the main body 30, a valve body 34 accommodated in the valve chamber 31 and having a spherical curved surface, and upstream of the valve body 34.
  • a valve rod 33 that is set so as to drive the spherical curved surfaces of the valve seat 32 and the valve body 34 so as to contact and separate from each other.
  • the bottom part of the valve body 34 has the projection part 35 which protruded in the valve seat 32 side from the center position, and the edge 36 formed in the edge so that the recessed part 37 might be formed around this projection part 35.
  • a portion 38 is formed.
  • the upper lid 29 is provided at the upper end of the valve body 30, and the valve seat 32 is provided inside the valve body 30.
  • a valve rod 33 is coupled to the valve body 34 that contacts the valve seat 32, and the valve rod 33 passes through the upper lid 29 and is connected to an oil cylinder (not shown).
  • the valve body 34 moves up and down in FIGS.
  • a guide cylinder 39 that guides the vertical movement of the valve body 34 is formed in the upper lid 29, and the valve body 34 moves up and down in the guide cylinder 39.
  • the bushing is assembled
  • the steam along the valve body 34 at the minute opening of the steam control valve 13 is provided. Is separated by the edge 36 of the valve body 34 and becomes a stable flow along the valve seat 32, so that the generation of noise and vibration is prevented.
  • the flow of steam at this time is an adhering flow along the inner peripheral surface of the valve seat 32 as described above as indicated by an arrow A in FIG. There is no flow.
  • the protrusion 35 provided at the center of the bottom of the valve body 34 is formed integrally with the valve body 34.
  • the protrusion 35 protrudes in a convex shape toward the downstream valve seat 32, and is defined by a root diameter Da and an angle THa set as described later. Further, the leading edge of the protrusion 35 is formed in a substantially hemispherical shape in consideration of safety during assembly.
  • the flow passage area of the steam passage portion 38 at the fully open position or in the vicinity thereof is slightly larger in the annular portion 38A upstream of the valve seat 32 than in the circular portion 38B on the downstream valve seat 32 side.
  • the protrusion 35 is formed at the bottom of the valve body 34, the entrainment flow at the bottom of the valve body 34 disappears. Therefore, as shown by the arrow B in FIG. Steam easily flows in the vicinity.
  • the steam passage portion 38 at or near the fully open position is formed by the inner surface of the valve body 30, the valve seat 32, the valve body 34, and the guide cylinder 39 as described above.
  • the flow passage area of the steam passage portion 38 is defined by the downstream side defined by the valve seat 32 from the upstream annular portion 38 ⁇ / b> A defined by the inner peripheral surface of the valve body 30 and the guide cylinder 39. It gradually decreases toward the circular portion 38B on the side, and there is no extreme change until it finally reaches the opening area of the valve seat 32 (the area defined by the inner diameter of the valve seat 32), and smoothly smoothly. Configured to change. As a result, the steam flowing through the steam passage portion 38 flows smoothly without causing a vortex in the vicinity of the bottom of the valve body 34 as shown by an arrow B in FIG. , Pressure loss is suppressed.
  • the flow passage area of the steam passage portion 38 gradually decreases from the inner peripheral surface side of the upstream guide cylinder 39 and the valve main body 30 toward the downstream valve seat 32 side, and the valve body 34 and the valve seat.
  • the portion constituted by 32 is set to be a minimum, and after that, while gradually increasing, it finally reaches an area defined by the inner diameter of the valve seat 32.
  • the reason why the minimum flow path area exists in the portion constituted by the valve body 34 and the valve seat 32 is that the steam control valve 13 controls the flow rate of steam in this portion.
  • the flow passage area of the inlet portion 42 of the steam passage portion 38 (mainly composed of the valve body 34 and the valve seat 32) is such that the edge end point 40 of the edge 36 of the valve body 34 and the inlet of the valve seat 32. It is an area of an annular shape constituted by the end points 41. Further, the flow passage area of the outlet portion 43 of the steam passage portion 38 (a portion mainly constituted by the valve body 34 and the valve seat 32) is a circular shape defined by an inner diameter Dth (described later) of the valve seat 32. It is an area.
  • the flow passage area on the way from the inlet 42 to the outlet 43 of the steam passage 38 is obtained geometrically.
  • a curve 44 that bisects the flow path area from the inlet 42 to the outlet 43 is obtained, a vertical line (for example, a vertical line 45) is created for the curve 44, and an intersection (for example, the vertical line 45) Intersection 46), the intersection of the vertical line and the valve seat 32 (for example, the intersection 47) is obtained.
  • a truncated cone for example, truncated cone 48
  • this steam passage portion 38 (a portion mainly constituted by the valve body 34 and the valve seat 32), an infinite number of truncated cones 48 are continuously imagined along the flow direction.
  • the area (side area) of the side surface 51 excluding the areas of the upper bottom surface 49 and the lower bottom surface 50 of these truncated cones 48 (see FIG. 7) is constituted by the steam passage portion 38 (mainly the valve body 34 and the valve seat 32).
  • a plurality of cones 53 are assumed instead of the truncated cone.
  • the area (for example, the side area) of the side surface 55 of the cone 53 is the flow path area at each cone 53 position of the steam passage portion 38.
  • the flow path area at each position of the steam passage portion 38 (a portion mainly constituted by the valve body 34 and the valve seat 32) in the fully opened state is obtained.
  • A0 is the area of the inlet portion 42
  • L0 is the distance between the edge end point 40 of the edge 36 of the valve body 34 and the inlet end point 41 of the valve seat 32 in the inlet portion 42.
  • Ai is an area including an arbitrary vertical line 45 downstream from the entrance portion
  • Li is a distance between the intersections 46 and 47 on the arbitrary vertical line 45.
  • the curve X showing the change in the flow path area at the minute opening has a large upward slope angle.
  • the flow path area expands, and the steam peels after passing through the edge 36 of the valve body 34.
  • the curve Y indicating the change in the flow path area at the fully opened opening angle shows a downward slope.
  • the flow path area is reduced due to the formation of the protrusion 35 on the valve body 34, and the steam is edge 36. It can be seen that after adhering to the projection portion 35, it is once adhered.
  • the curve Z indicating the change in the flow path area at the intermediate opening has a small inclination angle. At this time, the flow path area is substantially constant, and it can be seen that the edge 36 of the valve element 34 is not peeled off.
  • the steam passage portion 38 (including the portion constituted by the valve body 34 and the valve seat 32) has the following parameters Di and Dth so that the optimum characteristics as shown by the curve Y in FIG. , R, r, Da, THa are finally determined with the main objective of reducing pressure loss.
  • the diameter Di of the edge 36 in the recessed portion 37 of the valve body 34 is set such that the seat diameter, which is the diameter of the contact circle between the valve body 34 and the valve seat 32, is Do.
  • the seat diameter which is the diameter of the contact circle between the valve body 34 and the valve seat 32
  • the inner diameter (minimum inner diameter) Dth of the valve seat 32 is Di> Dth ⁇ 0.8 Do Is set in the range.
  • the vertical cross-sectional shape of the surface forming the steam passage portion 38 in the protrusion 35 of the valve body 34 is defined by the root diameter Da of the protrusion 35 and the angle THa of the protrusion 35.
  • the result was as shown in FIG. In FIG. 11, the horizontal axis represents Da / Do and THa, and the vertical axis represents pressure loss.
  • the root diameter Da of the protrusion 35 is set to 0.40Do ⁇ Da ⁇ 0.44Do, the occurrence of pressure loss is reliably suppressed as can be seen from FIG.
  • the angle THa of the protrusion 35 is set to 30 ° ⁇ THa ⁇ 50 °, the occurrence of pressure loss is reliably suppressed as can be seen from FIG.
  • the state of THa 60 ° is shown in FIG.
  • FIG. 13C the pressure loss is increased due to a flow in which the vapor is excessively attached to the protruding portion 35.
  • FIG. 13B shows a state in which the pressure loss is the smallest, and the vapor is attached to the protrusions 35 in an appropriate manner and flows.
  • the present embodiment provides the following effects (1) to (4).
  • (1) As shown in FIG. 2 to FIG. 4, since a concave portion 37 having an edge 36 on the edge is provided around the projection 35 at the bottom of the valve body 34, the intermediate opening degree is changed from a small opening degree. In the vicinity, the steam flow along the valve body 34 is peeled off at the edge 36 of the valve body 34 and becomes a stable flow along the valve seat 32, so that generation of noise and vibration can be prevented.
  • a protrusion 35 is provided at the center position of the bottom of the valve body 34, and a recess 37 having an edge 36 on the edge is provided around the protrusion 35 at the bottom of the valve body 34.
  • the steam control valve 13 can be comprised in the simple structure which reduced the number of parts.

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Abstract

　部品点数を少なくした簡単な構造で、微小開度から中間開度付近において騒音や振動の発生を防止でき、全開開度またはその近傍において圧力損失を低減して蒸気タービンの効率を向上させることができること。　蒸気加減弁装置において、蒸気の供給される弁室３１が形成された弁本体３０と、この弁本体３０に設けられ弁室３１を臨む位置に球形曲面が形成された弁座３２と、弁室３１に収容され球形曲面が形成された弁体３４と、この弁体３４に対して上流側に設けられ弁座３２及び弁体３４の各々の球形曲面が接離するよう駆動して弁開度を設定する弁棒３３とを備え、弁体３４の底部は、その中央位置から弁座３２側に突出した突起部３５と、この突起部３５の周囲に凹陥部３７が形成されるよう縁辺に形成されたエッジ３６と、を有している。

Description

蒸気加減弁装置及び発電設備
　本発明の実施形態は、蒸気タービンに流入する蒸気の量を制御する蒸気加減弁装置、及びこの蒸気加減弁装置を備えた発電設備に関する。
　一般に、火力発電所や原子力発電所などの発電設備に適用される蒸気タービンには、負荷変化に応じた蒸気流量制御や緊急時の蒸気供給遮断のために、蒸気タービンの上流側には蒸気加減弁装置が設置されている。高圧タービンの上流に設置される蒸気加減弁装置は、主蒸気止め弁と直列に配置される。
　図１４は蒸気タービンに使用されている従来の蒸気加減弁装置の説明図である。この図１４には、蒸気タービンの非常時等に蒸気タービンに流入する蒸気を瞬時に止める主蒸気止め弁１１０と、蒸気流量を制御するための蒸気加減弁１２０が示されている。蒸気加減弁１２０の弁本体１２１は、その側方部が主蒸気止め弁１１０と連通して連結されており、弁本体１２１の上端部に上蓋１２２を有し、弁本体１２１の内方部に隆起状をなす弁座１２３が設けられ、この弁座１２３に当接する弁体１２４に結合された弁棒１２５が、上蓋１２２を貫通して油筒１２７に連結されている。
　図示しないボイラ等からの蒸気流は、主蒸気止め弁１１０へ矢印Ｉの如く流入し、蒸気加減弁１２０から矢印Ｏの如く流出する。蒸気加減弁１２０の油筒１２７に油圧が作用すると、弁棒１２５を介して弁体１２４が上下動して蒸気加減弁１２０は開閉動作をなし、この開閉動作によって蒸気流量が制御され、図示しない蒸気タービンへ蒸気が流れる。なお、蒸気加減弁１２０の油筒１２７には、ピストン１２６と閉鎖用バネ１２９が組み付けられており、このピストン１２６の下部に給排油口１２８が設置されている。この給排油口１２８には、サーボ弁やダンプ弁等の油圧機器が接続されるが、図１４では図示を省略している。
　一方、主蒸気止め弁１１０も蒸気加減弁１２０と同様に構成され、弁本体１１１の上端部に上蓋１１２を有し、弁本体１１１の内包部に隆起状をなす弁座１１４が設けられ、この弁座１１４に当接する弁体１１５が、弁棒１１６を介して油筒１１７に連結されている。この油筒１１７に油圧が作用すると、弁棒１１６を介して弁体１１５が上下動して主蒸気止め弁１１０は開閉動作をなし、この開閉動作によって蒸気の供給、遮断が実施される。尚、図１４中の符号１１３はストレーナを示す。
　一般に、発電設備用蒸気タービンに使用される蒸気加減弁装置、特に蒸気加減弁１２０においては、騒音、振動、エロージョンあるいは材料劣化などの不適合な事例が知られている。このような蒸気加減弁１２０は、弁体１２４及び弁座１２３を備えた弁室において弁体１２４を移動させることにより、弁体１２４と弁座１２３との間の絞り機能によって蒸気流量を制御するように構成されている。上述の騒音や振動は、弁体１２４廻りの流れの乱れや不安定な流れ等に誘発されて発生するものと考えられる（例えば特許文献１参照）。
　最近では、発電設備の蒸気条件の上昇（超臨界圧力プラント）や蒸気タービンの単機容量の増加にともない、更なる改善が施された改良技術が提案されている（例えば特許文献２、３参照）。
　上述の特許文献１、２における蒸気加減弁１２０は、図１５及び図１６に示すように、球形曲面に形成されて、縁辺にエッジ１３１を備えた凹陥部１３０を有する弁体１２４と、この弁体１２４が接触する位置から下流側へ向かって徐々に拡口するように球形曲面を有する弁座１２３とを具備し、これらの弁体１２４と弁座１２３の球形曲面どうしが接触するように構成されている。従って、この蒸気加減弁１２０では、弁体１２４の底部側に、縁辺にエッジ１３１を備えた凹陥部１３０が設けられたことから、図１７（Ａ）に示すように微小開度から中間開度付近において、弁体１２４に沿う蒸気の流れがこの弁体１２４のエッジ１３１で剥離されて、弁座１２３に沿う安定した流れとなり、これにより騒音や振動の発生を防止することができる。
　また、特許文献３における蒸気加減弁は、弁体の凹陥部内にフローガイドが設けられ、このフローガイドが弁本体側に取り付けられたものである。
特開昭５６－１０９９５５号公報 特開２００６－６３９５７号公報 特開２００８－１７５２６７号公報
　しかしながら、特許文献１、２における蒸気加減弁１２０の弁体１２４は、縁辺にエッジ１３１を備えた凹陥部１３０を有する形状であり、弁体１２４の開き始めから中間開度付近の領域では、本来の機能である騒音・振動の防止に有効であるが、図１７（Ｂ）に示すように弁開度全開状態またはその近傍などの高弁開度状態においては、弁体１２４の直下がデッドスペースとなり、図１７（Ｂ）の矢印に示すように、このデッドスペース内に渦１３２が発生して圧力損失が生じてしまう。
　ところで、最近の蒸気タービンでは、発電事業主らによる市場の要求として性能向上（効率向上）が強く求められている。この蒸気タービンの効率の内訳としては、蒸気タービンそのものの内部効率の向上も重要であるが、蒸気タービンの入口に設置された蒸気加減弁１２０等における上述の圧力損失の低減も極めて重要である。つまり、蒸気加減弁１２０等に生ずる圧力損失は、熱力学的に有効な仕事をする前の蒸気タービン入口の蒸気圧力を低下させることを意味し、結果的に、蒸気タービンの効率に大きな影響（効率低下）を与えるものとなっている。このため、蒸気加減弁１２０では、全開開度状態における圧力損失をいかに低減するかが永年の懸案であった。
　特許文献３における蒸気加減弁は、高弁開度状態での弁体の直下のデッドスペースをフローガイドにより解消して渦１３２の発生を抑制し、圧力損失を低減するものであるが、このフローガイドが弁体とは別体であるため部品点数が増大し、装置構成の煩雑化を免れない。
　本発明における実施形態の目的は、上述の事情を考慮してなされたものであり、部品点数を少なくした簡単な構造で、微小開度から中間開度付近において騒音や振動の発生を防止でき、全開開度またはその近傍において圧力損失を低減して蒸気タービンの効率を向上させることができる蒸気加減弁装置、及びこの蒸気加減弁装置を備えた発電設備を提供することにある。
　本発明の実施形態における蒸気加減弁装置は、蒸気の供給される弁室が形成された弁本体と、前記弁本体に設けられ前記弁室を臨む位置に球形曲面が形成された弁座と、前記弁室に収容され球形曲面が形成された弁体と、前記弁体に対して上流側に設けられ前記弁座及び前記弁体の各々の前記球形曲面が接離するよう駆動して弁開度を設定する弁棒と、を備える蒸気加減弁装置において、前記弁体の底部は、その中央位置から前記弁座側に突出した突起部と、前記突起部の周囲に凹陥部が形成されるよう縁辺に形成されたエッジと、を有することを特徴とするものである。
　また、本発明の実施形態における発電設備は、前記本発明の実施形態における蒸気加減弁装置を備えたことを特徴とするものである。
　上述の如く説明した実施形態によれば、部品点数を少なくした簡単な構造で、微小開度から中間開度付近において騒音や振動の発生を防止でき、全開開度またはその近傍において圧力損失を低減して蒸気タービンの効率を向上させることができる。
本実施形態に係る蒸気加減弁装置である蒸気加減弁を装備した発電設備を示す系統図。 図１の蒸気加減弁における全閉開度状態を示す断面図。 図１の蒸気加減弁における微小開度状態を示す断面図。 図１の蒸気加減弁における全開開度状態を示す断面図。 （Ａ）図２～図４の蒸気加減弁が微小開度状態における蒸気の流れ状態の説明図、（Ｂ）全開開度状態における蒸気の流れ状態の説明図。 図４に示す全開開度状態における蒸気通路部の流路面積を求めるための説明図。 図４に示す全開開度状態における蒸気通路部の流路面積を求めるための説明図。 図４に示す全開開度状態における蒸気通路部の流路面積を求めるための説明図。 図２～図４に示す蒸気加減弁における流路面積の変化特性を示すグラフ。 図２～図４に示す蒸気加減弁における各部材の寸法を示す概略断面図。 図２～図４に示す蒸気加減弁における突起部の根元径Ｄａ及び角度ＴＨａと圧力損失との関係を示すグラフ。 図２～図４に示す蒸気加減弁における突起部の角度ＴＨａと圧力損失の関係を示すグラフ。 （Ａ）図２～図４に示す蒸気加減弁における突起部の角度がＴＨａ＝４０°であるときの蒸気の流れ状態を示す説明図、（Ｂ）ＴＨａ＝４４°であるときの蒸気の流れ状態を示す説明図、（Ｃ）ＴＨａ＝６０°であるときの蒸気の流れ状態を示す説明図。 従来の蒸気加減弁装置を示す断面図。 図１４の蒸気加減弁における全閉開度状態を示す断面図。 図１４の蒸気加減弁における全開開度状態を示す断面図。 （Ａ）図１４の蒸気加減弁が微小開度状態における蒸気の流れ状態の説明図、（Ｂ）全開開度状態における蒸気の流れ状態の説明図。
　以下、本発明を実施するための形態を、図面に基づき説明する。
　図１は、本実施形態に係る蒸気加減弁装置である蒸気加減弁を装備した発電設備を示す系統図である。また、図２、図３、図４は、図１の蒸気加減弁における全閉開度状態、微小開度状態、全開開度状態をそれぞれ示す断面図である。
　図１示す発電設備１０では、ボイラ１１の蒸気は、主蒸気止め弁１２、蒸気加減弁１３を通過し高圧タービン１４で膨張して仕事をした後、逆止弁１５を経由して再びボイラ１１の再熱器にて加熱され、再熱蒸気止め弁１６、インターセプト弁１７を経て中圧タービン１８、低圧タービン１９へ順次流入して膨張し仕事をする。蒸気は、低圧タービン１９で仕事をした後、復水器２０にて水に戻され、給水ポンプ２１にて昇圧されて再びボイラ１１に供給されて循環する。
　また、発電設備１０の運用効率を高めるために、発電設備１０によっては、高圧タービンバイパス管２２や低圧タービンバイパス管２３が設置されて、タービン１４、１８、１９の運転状態に拘らずボイラ１１を運転できるようになっている。高圧タービンバイパス管２２は、ボイラ１１の出口側から分岐しボイラ１１の再熱器の入口側に接続されて、高圧タービンバイパス弁２４を備える。また、低圧タービンバイパス管２３は、ボイラ１１の再熱器の出口側から分岐し復水器２０の入口側に接続されて、低圧タービンバイパス弁２５を備える。
　上述の発電設備１０に装備された蒸気加減弁装置としての蒸気加減弁１３は、図２～図４に示すように、蒸気の供給される弁室３１が形成された弁本体３０と、この弁本体３０に設けられ弁室３１を臨む位置に球形曲面が形成された弁座３２と、弁室３１に収容され球形曲面が形成された弁体３４と、この弁体３４に対して上流側に設けられ弁座３２及び弁体３４の各々の球形曲面が接離するよう駆動して弁開度を設定する弁棒３３と、を備えている。そして、弁体３４の底部は、その中央位置から弁座３２側に突出した突起部３５と、この突起部３５の周囲に凹陥部３７が形成されるよう縁辺に形成されたエッジ３６と、を有している。これらの弁本体３０の内面、弁座３２、弁体３４及び後述のガイド筒３９により、弁開度を全開に設定した状態（以下、「全開開度」という）またはその近傍の状態において蒸気通路部３８が形成される。
　つまり、弁本体３０の上端部に上蓋２９を備え、弁本体３０の内部に弁座３２が設けられる。この弁座３２に接触する弁体３４には弁棒３３が結合され、この弁棒３３が上蓋２９を貫通して、図示しない油筒に連結されている。この油筒に油圧が作用すると、弁棒３３を介して弁体３４は図２～図４において上下動する。上蓋２９には、弁体３４の上下動を案内するガイド筒３９が形成され、このガイド筒３９内を弁体３４が上下動する。尚、上蓋２９における弁棒３３の貫通部は、弁棒３３の摺動面となることからブッシュが組み付けられているが、本実施の形態では図示を省略している。
　弁体３４の底部に、縁辺にエッジ３６を備えた凹陥部３７が設けられたことで、図５（Ａ）に示すように、蒸気加減弁１３の微小開度において、弁体３４に沿う蒸気の流れがこの弁体３４のエッジ３６により剥離されて、弁座３２に沿う安定した流れとなるので、騒音や振動の発生が防止される。このときの蒸気の流れは、図５（Ａ）に矢印Ａで示すように、上述の如く弁座３２の内周面に沿う付着流となっているので、弁体３４の突起部３５に沿った流れは存在しない。
　図２～図４に示すように、弁体３４の底部中央位置に設けられる突起部３５は、弁体３４と一体的に形成される。この突起部３５は、下流の弁座３２側へ向かって中央部が凸状に突出し、後述の如く設定される根元部の径Ｄａと角度ＴＨａによって定義される。更に、突起部３５の最先端は、組立時の安全性等を考慮して略半球形状に形成されている。
　全開開度またはその近傍での蒸気通路部３８の流路面積が、弁座３２よりも上流側の円環形状部分３８Ａでは下流の弁座３２側の円形状部分３８Ｂに比べてやや大きく、しかも上述の如く、弁体３４の底部に突起部３５が形成されることで弁体３４の底部での巻き込み流れが消滅するため、図５（Ｂ）の矢印Ｂに示すように、全開開度またはその近傍において蒸気が流れ易くなる。
　全開開度またはその近傍での蒸気通路部３８は、前述の如く弁本体３０の内面、弁座３２、弁体３４及びガイド筒３９よって形成される。そして、この蒸気通路部３８の流路面積は、弁本体３０の内周面とガイド筒３９にて画成される上流側の円環形状部分３８Ａから、弁座３２にて画成される下流側の円形状部分３８Ｂへ向かって徐々に減少し、最終的に弁座３２の開口面積（弁座３２の内径により規定される面積）に至るまで、極端な変化がなく、連続してスムーズに変化するよう構成される。これにより、全開開度またはその近傍において、この蒸気通路部３８を流れる蒸気は、図５（Ｂ）の矢印Ｂに示すように、弁体３４の底部付近で渦を生ずることなく滑らかに流れるので、圧力損失が抑制される。
　更に詳説すると、この蒸気通路部３８の流路面積は、上流のガイド筒３９と弁本体３０の内周面側から下流の弁座３２側へ向かって徐々に減少し、弁体３４と弁座３２にて構成される部分が最小になるように設定され、その後微増しながら、最終的には弁座３２の内径で規定される面積に至るようになっている。弁体３４と弁座３２で構成される部分に最小の流路面積が存在するのは、蒸気加減弁１３がこの部分で蒸気の流量を制御するからである。
　ここで、図６～図８を用いて、全開開度状態における蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）の流路面積の求め方を説明する。
　まず、この蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）の入口部４２の流路面積は、弁体３４のエッジ３６のエッジ端点４０と弁座３２の入口端点４１とで構成された円環形状の面積である。また、この蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）の出口部４３の流路面積は、弁座３２の内径Ｄｔｈ（後述）により規定される円形状の面積である。
　次に、この蒸気通路部３８の入口部４２から出口部４３までの途中の流路面積を、幾何学的に求める。入口部４２から出口部４３にかけて流路面積を２分する曲線４４を求め、その曲線４４に対して垂直線（例えば垂直線４５）を作成し、この垂直線と弁体３４との交点（例えば交点４６）、垂直線と弁座３２との交点（例えば交点４７）を求める。これらの交点を弁中心線Ｐに対して回転させると、円錐台（例えば円錐台４８）が作成される。
　つまり、この蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）では、流れ方向に沿って無数の円錐台４８が連続して仮想される。これらの円錐台４８（図７参照）の上底面４９と下底面５０の面積を除いた側面５１の面積（側面積）が、蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）の各円錐台４８位置での流路面積となる。円錐台４８における下底面５０の半径をＲ１、上底面４９の半径をＲ２、高さをｈとすると、各円錐台４８の側面積は、
　　円錐台の側面積＝π×（Ｒ１＋Ｒ２）×｛ｈ２＋（Ｒ１－Ｒ２）２｝１／２
となる。
　また、この蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）における弁体３４の突起部３５の下流側では、円錐台ではなく複数の円錐５３が仮想される。この円錐５３の側面５５の面積（例えば側面積）が、この蒸気通路部３８の各円錐５３位置における流路面積である。この円錐５３（図８参照）の底面５４の半径をＲ０、高さをｈ０とすると、円錐５３の側面積は下式により求まる。
　　円錐の側面積＝π×Ｒ０×（ｈ０２＋Ｒ０２）１／２
　上述のようにして、全開開度状態における蒸気通路部３８（主に弁体３４と弁座３２にて構成される部分）の各位置での流路面積を求める。ここで、この蒸気通路部３８の流路面積の変化特性と弁開度との関係を図９に示す。この図９において、Ａ０は入口部４２の面積であり、Ｌ０は、この入口部４２における弁体３４のエッジ３６のエッジ端点４０と弁座３２の入口端点４１との距離である。また、Ａｉは、入口部よりも下流における任意の垂直線４５を含む面積であり、Ｌｉは、任意の垂直線４５上の交点４６、４７間の距離である。
　この図９では、微小開度における流路面積の変化を示す曲線Ｘは右上がりの傾斜角が大きく、このときには流路面積が拡大して、蒸気が弁体３４のエッジ３６を通過後に剥離していることが分かる。また、全開開度における流路面積の変化を示す曲線Ｙは右下がりの傾斜を示し、このときには弁体３４に突起部３５が形成されたことで流路面積が減少して、蒸気がエッジ３６により一旦剥離した後に突起部３５に付着していることが分かる。また、中間開度における流路面積の変化を示す曲線Ｚは傾斜角が小さく、このときには流路面積が略一定であり、弁体３４のエッジ３６によっても剥離が発生していないことが分かる。
　蒸気通路部３８（弁体３４と弁座３２とで構成される部分を含む）は、全開開度において図９の曲線Ｙで示すような最適な特性となるように、以下のパラメータＤｉ、Ｄｔｈ、Ｒ、ｒ、Ｄａ、ＴＨａを規定し、圧力損失を低減することを主眼として最終的に決定される。
　まず、図１０に示すように、弁体３４の凹陥部３７におけるエッジ３６の直径Ｄｉは、この弁体３４と弁座３２との接触円の直径であるシート径をＤｏとするとき、
　　Ｄｏ＞Ｄｉ≧０．９Ｄｏ
の範囲に設定され、また弁座３２の内径（最小内径）Ｄｔｈは、
　　Ｄｉ＞Ｄｔｈ≧０．８Ｄｏ
の範囲に設定される。これにより、微小開度から中間開度付近において、蒸気通路部３８内を流れる蒸気は、弁座３２に沿う安定した流れとなって（図５の矢印参照）、騒音や振動の発生が防止される。
　また、弁体３４の曲率半径Ｒは、この弁体３４と弁座３２との接触円の直径であるシート径をＤｏとするとき、
　　Ｒ＝（０．５２～０．６）Ｄｏ
の範囲に設定され、また、弁座３２の曲率半径ｒは、
　　ｒ≧０．６Ｄｏ
の範囲に設定される。これによっても、微小開度から中間開度付近において蒸気通路部３８内を流れる蒸気は、弁座３２に沿う安定した流れとなって、騒音や振動の発生が防止される。
　更に、弁体３４の突起部３５において蒸気通路部３８を形成する表面の縦断面形状は、突起部３５の根元径Ｄａと、突起部３５の角度ＴＨａで定義される。この根元径Ｄａは、弁体３４と弁座３２との接触円の直径であるシート径をＤｏとするとき、
　　Ｄａ＝（０．４０～０．４４）Ｄｏ
の範囲に設定され、また、突起部３５の角度ＴＨａは、
　　ＴＨａ＝３０～５０ｄｅｇ
に設定される。弁体３４の底部に突起部３５が設けられることで、弁本体３０の内部に不要な空間が形成されることがないので、弁座３２の上流側近傍において渦の発生が抑制される。更に、突起部３５が上記範囲に設定されることで、蒸気が突起部３５に過大に付着して摩擦抵抗が増加し、圧力損失が増大することが防止される。
　数値解析により、突起部３５の根元径Ｄａと角度ＴＨａが圧力損失に及ぼす影響を調べたところ、図１１に示すようになった。この図１１において、横軸はＤａ／Ｄｏ及びＴＨａであり、縦軸は圧力損失を示す。本実施形態によれば、突起部３５の根元径Ｄａが０．４０Ｄｏ＜Ｄａ＜０．４４Ｄｏに設定されたので、図１１からも分かるように圧力損失の発生が確実に抑制される。また、突起部３５の角度ＴＨａが３０°＜ＴＨａ＜５０°に設定されたので、図１１からも分かるように、圧力損失の発生が確実に抑制される。
　突起部３５の角度ＴＨａの影響を詳しく調査するために、Ｄａ＝０．４４Ｄｏに固定した全開開度状態において数値解析を行ったところ、図１２に示すようになった。この角度ＴＨａの影響を視覚的に捉えるために蒸気の流れのベクトル図を作成し、ＴＨａ＝４０°の状態を図１３（Ａ）に、ＴＨａ＝４４°の状態を図１３（Ｂ）に、ＴＨａ＝６０°の状態を図１３（Ｃ）にそれぞれ示す。図１３（Ａ）においては弁体３４の底部の突起部３５に蒸気の流れが十分には付着していない。また、図１３（Ｃ）では、蒸気が突起部３５に過大に付着した流れになって圧力損失が増大している。圧力損失が最も小さな状態は図１３（Ｂ）であり、蒸気が突起部３５に程よい具合に付着して流れている。
　以上のように構成されたことから、本実施形態によれば、次の効果（１）～（４）を奏する。
　（１）図２～図４に示すように、弁体３４の底部の突起部３５の周囲に、縁辺にエッジ３６を備えた凹陥部３７が設けられたことから、微小開度から中間開度付近において、弁体３４に沿う蒸気の流れがこの弁体３４のエッジ３６で剥離されて、弁座３２に沿う安定した流れとなるので、騒音や振動の発生を防止できる。
　（２）弁体３４の底部の中央位置に突起部３５が設けられたことから、全開開度またはその近傍での蒸気通路部３８において弁体３４付近の流路面積の変化が少なくなる。このため、この蒸気通路部３８を流れる蒸気の流れが弁体３４の底部付近で渦を生ずることがなく、従って圧力損失が抑制されるので、蒸気タービンの効率を向上させることができる。
　（３）弁体３４の底部の中央位置に突起部３５が設けられ、この弁体３４の底部の突起部３５周囲に、縁辺にエッジ３６を備えた凹陥部３７が設けられたことから、突起部３５と凹陥部３７とが別体に構成される場合に比べ、蒸気加減弁１３を、部品点数を少なくした簡単な構造に構成できる。
　（４）例えばコンバインドサイクルの発電設備における蒸気タービンでは、蒸気加減弁１３を常時全開開度状態で運用するケースが多い。一方、本実施形態の蒸気加減弁１３では、上記（２）の如く、全開開度またはその近傍で蒸気タービンの効率を向上させることができる。従って、コンバインドサイクルのような高効率の発電設備に本実施形態の蒸気加減弁１３を用いることで、発電設備全体の効率を向上させることができる。
　以上、本発明の実施形態を説明したが、本実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。この実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができ、また、その置き換えや変更は、発明の範囲や要旨に含まれると共に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

Claims (10)

  1. 蒸気の供給される弁室が形成された弁本体と、前記弁本体に設けられ前記弁室を臨む位置に球形曲面が形成された弁座と、前記弁室に収容され球形曲面が形成された弁体と、前記弁体に対して上流側に設けられ前記弁座及び前記弁体の各々の前記球形曲面が接離するよう駆動して弁開度を設定する弁棒と、を備える蒸気加減弁装置において、
    　前記弁体の底部は、その中央位置から前記弁座側に突出した突起部と、前記突起部の周囲に凹陥部が形成されるよう縁辺に形成されたエッジと、を有することを特徴とする蒸気加減弁装置。
  2. 前記突起部は、弁体と一体的に形成されたことを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  3. 前記弁開度を全開に設定した状態で前記弁本体、前記弁座及び前記弁体により形成された蒸気通路部は、流路面積が、上流側から下流側の前記弁座の開口に至るまで連続して減少していることを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  4. 前記弁開度を全開に設定した状態で前記弁本体、前記弁座及び前記弁体により形成された蒸気通路部は、最小となる流路面積が、前記弁体と前記弁座で形成される部分に存在することを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  5. 前記突起部の蒸気通路部を形成する表面の縦断面形状は、根元部の径と角度から定義されることを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  6. 前記突起部は、下流の弁座側へ向かって中央部が凸状に突出し、最先端が略半球形状に形成されたことを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  7. 前記弁体のエッジの直径Ｄｉは、前記弁体と前記弁座とのシート径をＤｏとするとき、
    　　Ｄｏ＞Ｄｉ≧０．９Ｄｏ
    の範囲に設定され、また、前記弁座の内径Ｄｔｈは、
    　　Ｄｉ＞Ｄｔｈ≧０．８Ｄｏ
    の範囲に設定されたことを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  8. 前記弁体の曲率半径Ｒは、前記弁体と前記弁座とのシート径をＤｏとするとき、
    　　Ｒ＝（０．５２～０．６）Ｄｏ
    の範囲に設定され、また、前記弁座の曲率半径ｒは、
    　　ｒ≧０．６Ｄｏ
    の範囲に設定されたことを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  9. 前記弁体の突起部の根元径Ｄａは、前記弁体と前記弁座とのシート径をＤｏとするとき、
    　　Ｄａ＝（０．４０～０．４４）Ｄｏ
    の範囲に設定され、また、前記突起部の角度ＴＨａは、
    　　ＴＨａ＝３０～５０ｄｅｇ
    の範囲に設定されたことを特徴とする請求項１に記載の蒸気加減弁装置。
  10. 請求項１に記載の蒸気加減弁装置を備えたことを特徴とする発電設備。
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