WO2017030027A1 - 発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法 - Google Patents

発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法 Download PDF

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WO2017030027A1
WO2017030027A1 PCT/JP2016/073151 JP2016073151W WO2017030027A1 WO 2017030027 A1 WO2017030027 A1 WO 2017030027A1 JP 2016073151 W JP2016073151 W JP 2016073151W WO 2017030027 A1 WO2017030027 A1 WO 2017030027A1
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steam
value
turbine
load capacity
steam turbine
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PCT/JP2016/073151
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English (en)
French (fr)
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隆之 金星
隆之 野口
Original Assignee
三菱重工業株式会社
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/02—Arrangement of sensing elements
    • F01D17/04—Arrangement of sensing elements responsive to load
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/20—Devices dealing with sensing elements or final actuators or transmitting means between them, e.g. power-assisted
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01D17/22—Devices dealing with sensing elements or final actuators or transmitting means between them, e.g. power-assisted the operation or power assistance being predominantly non-mechanical
    • F01D17/24—Devices dealing with sensing elements or final actuators or transmitting means between them, e.g. power-assisted the operation or power assistance being predominantly non-mechanical electrical
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
    • 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
    • F05D2270/00—Control

Definitions

  • the present invention relates to a control device of a power generation system, a power generation system, and a power generation method.
  • marine exhaust heat recovery As exhaust heat recovery for marine use (hereinafter referred to as “marine exhaust heat recovery”), part of exhaust gas from a diesel engine (main engine) for ship propulsion is extracted and led to a power turbine and used as a power generation output,
  • a power generation system which uses steam generated by using the exhaust gas of the present invention and guides the steam to a steam turbine as a power generation output.
  • a governor is installed in a steam turbine, and the flow rate of fluid for driving the steam turbine is adjusted.
  • Patent Document 1 discloses that a governor is installed in a steam turbine, and a control signal generated by the governor is output to a regulating valve to change the output of the steam turbine.
  • load sharing with another generator that constitutes the power generation system will be described together with the difference from power generation in the onshore plant.
  • the frequency of generated power is determined by the system frequency of the infinite bus.
  • the control valve opening degree can be fixed at full opening or near full opening, and it is possible to output the generated power as a matter of course.
  • the marine power generation system is a so-called micro grid (also referred to as island mode) which is not connected to an infinite bus, the governor of the generator can not fix the degree of control valve opening. Operate.
  • PMS Power Management System; Power Management System
  • load capacity available output of the generator
  • the PMS 100 holds (stores) the load capacity value in advance in the load capacity value holding unit 102, and the pulse output from the TCP (Turbine Control Panel; turbine control panel) 104
  • the load capacity value held by the load capacity value holding unit 102 is increased or decreased by a signal (on / off signal).
  • the pulse signal output from the TCP 104 is based on the main steam pressure and the degree of control valve opening, and is a value that increments (increments) or decrements (decrements) the load capacity value stepwise by a predetermined value.
  • the reason for performing control to increase or decrease the held load capacity value stepwise by the pulse signal is that it is difficult to accurately calculate the absolute value of the load capacity value in the transformation operation.
  • the PMS 100 includes a load sharing control unit 106 and a governor increase / decrease pulse generation unit 108.
  • the load sharing control unit 106 generates a load sharing signal indicating load sharing of the steam turbine and another generator 110 (diesel engine generator) based on the load capacity value held by the load capacity value holding unit 102.
  • the governor increase / decrease pulse generation unit 108 generates a governor increase / decrease pulse for increasing or decreasing the control value (speed setting) with respect to the steam turbine and the other generator 110 based on the load sharing signal from the load sharing control unit 106.
  • a signal is generated and output to the governors 112A, 112B and 112C.
  • the governor 112A is provided in the TCP 104 to control the rotational speed of the steam turbine, and controls the degree of control valve opening according to the speed setting (the governor increase / decrease pulse signal) of the rotational speed instructed by the PMS 100.
  • the output to the control unit controls the output of the steam turbine and controls the control valve opening to be the target opening.
  • the governors 112B and 112C are respectively provided in the generator 110 to control the rotational speed of the generator 110, and are speed control valves according to the speed setting (the governor increase / decrease pulse signal) of the rotational speed instructed by the PMS 100.
  • the output of the generator 110 is controlled by outputting the opening degree to the regulator valve.
  • the TCP 104 includes, as an example, a comparison unit 114, a comparison unit 116, a pulse increase output unit 118, and a pulse reduction output unit 120.
  • the comparison unit 114 compares the actual opening degree of the control valve of the steam turbine with the target opening degree.
  • the comparison unit 116 compares the measured value of the main steam pressure with the set value of the minimum pressure of the main steam pressure. Then, the pulse increase output unit 118 generates a pulse increase signal for increasing the load capacitance value based on the comparison result of the comparison units 114 and 116.
  • the reduction pulse output unit 120 Based on the comparison result of the comparison units 114 and 116, the reduction pulse output unit 120 generates a reduction pulse signal for reducing the load capacitance value. That is, as a result of comparison by the comparison units 114 and 116, when the control valve opening degree does not reach the target opening degree, the increase pulse signal is output from the increase pulse output unit 118 to the PMS 100. Further, as a result of comparison by the comparison units 114 and 116, when the control valve opening degree exceeds the target opening degree or when the main steam pressure becomes less than the minimum pressure, the reduction pulse signal from the reduction pulse output unit 120 is It is output to PMS100.
  • the PMS 100 When the pulse signal from the TCP 104 is input, the PMS 100 increases or decreases the load capacitance value held in the load capacitance value holding unit 102 according to the pulse signal.
  • the PMS 100 determines the load sharing of the steam turbine and the other generator 110 by the load sharing control unit 106 based on the increased or decreased load capacity value, and outputs a governor increase / decrease pulse signal to the governors 112A, 112B, 112C. Then, as described above, when the governor 112A controls the regulator valve opening degree and the regulator valve opening degree after control is different from the target opening degree or the like, the increase pulse signal or the decrease pulse signal is further transmitted from the TCP 104. It is output to the PMS 100, and the load capacity value is increased or decreased stepwise by a predetermined value.
  • the load capacity value held by PMS 100 also changes as described above
  • the speed of change of the load capacitance value is the pulse signal interval (hereinafter referred to as "pulse interval") or width (hereinafter referred to as "pulse width").
  • the pulse signal from the TCP 104 may be weighted to change the load capacitance value.
  • the speed of change of the load capacity value also depends on the weighting. The weighting is performed based on, for example, the degree of control valve opening, the main steam pressure, the output of the steam turbine generator (hereinafter referred to as "STG output”), the main engine load, and the like.
  • the pulse interval and pulse width of the pulse signal output from the TCP 104 and the weighting to the pulse signal in the PMS 100 affect the response of the STG output when the plant condition such as the amount of waste heat changes. It is an adjustment item for adjusting the response as well as the factor. If the response of the STG output can not be properly controlled, hunting or the like may occur. However, the increase and decrease of the load capacity value due to the pulse signal is delayed due to the stepwise increase and decrease. For this reason, even if the plant state changes, the optimal value of the plant state can not be reflected on the load capacity value without delay each time, and a delay also occurs in the opening degree control of the speed control valve. Therefore, even if the pulse interval and pulse width of the pulse signal output from the TCP 104 and the weighting of the pulse signal in the PMS 100 are adjusted, hunting may not be suppressed in some cases.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and is a control device of a power generation system, a power generation system, and the like, which enables more stable control in exhaust heat recovery when the state of a plant changes. It aims to provide a power generation method.
  • a control device of a power generation system of the present invention, a power generation system, and a power generation method adopt the following means.
  • a control device of a power generation system is connected to a steam turbine driven by steam generated by exhaust gas, a speed control valve for controlling the amount of steam introduced to the steam turbine, and the steam turbine
  • a control device for a power generation system comprising: a generator, and performing variable pressure operation to change a steam pressure introduced to the steam turbine, wherein the target opening degree of the speed control valve is an actual value of the speed control valve.
  • the power generation system includes a steam turbine driven by steam generated by exhaust gas, a control valve controlling an amount of steam introduced into the steam turbine, and a generator connected to the steam turbine, Recover waste heat used for power generation.
  • the exhaust gas is generated by the main engine as an example.
  • the power generation system which concerns on this structure performs the transformation operation which changes the steam pressure introduce
  • the PMS holds in advance a load capacity value indicating the output of the steam turbine usable by the generator, and the held load capacity value is specified by the pulse signal output from the TCP. Increase or decrease the value step by step. Then, the control means controls the regulating valve of the steam turbine based on the held load capacity value, thereby controlling the output of the steam turbine and setting the regulating valve opening to the target opening degree. It is controlled.
  • the load capacity value increases or decreases due to the pulse signal, a time delay occurs, so even if the plant condition changes, the optimum value of the plant condition can not be reflected on the load capacity value without delay. There is also a delay in the degree control.
  • the present configuration calculates the actual load capacity value obtained from the steam turbine by the calculation means as an absolute value based on the deviation between the target opening degree of the speed control valve and the actual opening degree of the speed control valve.
  • the load capacitance value calculated by the calculation means is not a conventional pulse signal but an analog signal (voltage value). Then, based on the calculated load capacity value, the control unit controls the opening degree of the control valve, and the control valve opening degree approaches the target opening degree.
  • the actual load capacity value is not calculated by various measurement values, but the load capacity value is calculated based on the deviation of the actual control valve opening degree and the target opening degree, Control the speed of valve opening. That is, the present configuration compares the actual control valve opening degree with the target opening degree, and increases or decreases the load capacity value so that the control valve opening degree becomes the target opening degree. As a result, the present configuration does not increase or decrease the load capacity value used to control the degree of control valve opening with the pulse signal as in the prior art, so that the speed control valve can be controlled without causing a time delay peculiar to the pulse signal. Therefore, this configuration enables more stable control in exhaust heat recovery when the state of the plant changes.
  • an upper limit may be set for the load capacity value calculated by the calculation means.
  • the upper limit of the load capacity value is, for example, a value calculated based on the load of the main engine and the outside air temperature, and the upper limit is determined for the load capacity value. It is calculated.
  • the calculation means may calculate a first load capacity value based on a deviation of a target opening degree of the regulator valve and an actual opening degree of the regulator valve, and a steam pressure introduced to the steam turbine.
  • a smaller value of the second load capacity value based on the deviation between the set value and the actual steam pressure may be calculated as the actual load capacity value obtained from the steam turbine.
  • the vapor pressure decreases as the degree of opening of the regulating valve opens, but since the vapor pressure is set to a minimum value, it is necessary to prevent the actual vapor pressure from falling below the set minimum value.
  • the case where the second load capacity value is smaller than the first load capacity value is the case where the actual vapor pressure is less than the set minimum value.
  • the second load capacity value is selected, and a load capacity value capable of maintaining the actual vapor pressure at or above the minimum value is calculated. This can prevent the steam pressure introduced to the steam turbine from becoming less than the set minimum value.
  • a power turbine driven by the exhaust gas is provided, the generator is connected to the power turbine and the steam turbine, and the calculation means calculates the calculated load capacity value and the power turbine.
  • the sum with the output value may be output as a load capacity value that can be used by the generator.
  • the output value of the power turbine may be calculated by subtracting the calculated value of the output of the steam turbine from the measured value of the output of the generator.
  • the absolute value of the output value of the power turbine can be easily calculated.
  • a control device of a power generation system controls a power turbine driven by an exhaust gas, a steam turbine driven by steam generated by the exhaust gas, and a steam amount introduced to the steam turbine
  • a control device for a power generation system comprising: a speed control valve, a generator connected to the power turbine and the steam turbine, and performing a transforming operation to change a steam pressure introduced to the steam turbine, the power
  • the output value of the turbine is calculated by subtracting the calculated value of the output of the steam turbine from the measured value of the output of the generator, and the calculated output value of the power turbine is added to the load capacity value obtained from the steam turbine Calculating means for calculating the load capacity value of the generator by performing the process; and the load capacity value of the generator calculated by the calculating means Based on, and a control means for controlling an opening degree of the governor valve.
  • the power generation system is connected to a power turbine driven by exhaust gas, a steam turbine driven by steam generated by exhaust gas, a speed control valve for controlling the amount of steam introduced to the steam turbine, a power turbine and a steam turbine And the waste heat is used to generate electricity.
  • the exhaust gas is generated by the main engine as an example.
  • the power generation system which concerns on this structure performs the transformation operation which changes the steam pressure introduce
  • control valve of the steam turbine is controlled each time according to the change of the output of the power turbine and also according to the change of the load capacity value, so the state of the plant changes.
  • control valve opening degree may decrease excessively or the control may become unstable by being fixed at the fully open position.
  • the output value of the power turbine is calculated by subtracting the calculated value of the output of the steam turbine from the measured value of the output of the generator, and the calculated output value of the power turbine is the load capacity obtained from the steam turbine
  • the load capacity value of the generator is calculated by adding to the value. For this reason, the output change of the power turbine is reflected in real time on the load capacity value of the generator. Thereby, even if the output of the power turbine changes, the calculated load capacity value of the generator can be calculated without a time delay, whereby the control of the speed control valve can be stabilized. Therefore, this configuration enables more stable control in exhaust heat recovery when the state of the plant changes.
  • a power generation system includes the control device described above, and performs variable pressure operation in which the steam pressure introduced to the steam turbine is changed.
  • a power generation method comprises the steps of: driving a steam turbine by steam generated by exhaust gas; controlling the amount of steam introduced to the steam turbine with a speed control valve; and driving the steam turbine And a step of generating electricity according to a power generation method for performing a transformation operation to change the steam pressure introduced to the steam turbine, the target opening degree of the speed regulating valve and the actual opening degree of the speed regulating valve And controlling the opening degree of the speed control valve based on a first step of calculating an actual load capacity value obtained from the steam turbine based on the deviation of the first and second load capacity values calculated by the first step.
  • the power generation method comprises the steps of: driving a power turbine by exhaust gas; driving the steam turbine by steam generated by the exhaust gas; and regulating the amount of steam introduced to the steam turbine
  • a power control method according to claim 1, and a step of generating power by driving the power turbine and the steam turbine, the power generation method performing a transformation operation to change a steam pressure introduced to the steam turbine, the power turbine Calculating the output value of the power turbine by subtracting the calculated output value of the steam turbine from the measured value of the output of the generator, and adding the calculated output value of the power turbine to the load capacity value obtained from the steam turbine
  • the first step of calculating the load capacity value of the generator, and the load capacity value of the generator calculated in the first step And Zui and a second step of controlling an opening degree of the governor valve.
  • BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is the schematic block diagram which showed the turbine generator system which concerns on this embodiment.
  • BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is the schematic block diagram which showed the electric power generation system which concerns on this embodiment.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a turbine generator system 1 of a power generation system according to the present embodiment.
  • a diesel engine for ship propulsion is used as the main engine 3.
  • the turbine generator system 1 includes a main engine 3, a turbocharger 5 driven by the exhaust gas of the main engine 3, and a power turbine driven by the exhaust gases of the main engine 3 extracted from the upstream side of the turbocharger 5 (
  • a gas turbine 7, an exhaust gas economizer 11 generating steam by the exhaust gas of the main engine 3, and a steam turbine 9 driven by steam (high pressure steam) generated by the exhaust gas economizer 11 are provided.
  • the output from the main engine 3 is directly or indirectly connected to the screw propeller via a propeller shaft. Further, the exhaust port of the cylinder portion 13 of each cylinder of the main engine 3 is connected to the exhaust manifold 15 as an exhaust gas collecting pipe, and the exhaust manifold 15 is connected to the turbine portion 5a of the turbocharger 5 via the first exhaust pipe L1.
  • the exhaust manifold 15 is connected to the inlet side, and the exhaust manifold 15 is connected to the inlet side of the power turbine 7 via the second exhaust pipe L2 (extraction passage), and before a portion of the exhaust gas is supplied to the turbocharger 5 And is supplied to the power turbine 7.
  • each cylinder portion 13 is connected to the air supply manifold 17, and the air supply manifold 17 is connected to the compressor portion 5b of the supercharger 5 via the air supply pipe K1. Further, an air cooler (intercooler) 19 is installed in the air supply pipe K1.
  • the supercharger 5 includes a turbine portion 5a, a compressor portion 5b, and a rotary shaft 5c connecting the turbine portion 5a and the compressor portion 5b.
  • the power turbine 7 is rotationally driven by the exhaust gas extracted from the exhaust manifold 15 through the second exhaust pipe L2, and the steam turbine 9 is supplied with the steam generated by the exhaust gas economizer 11. Is driven to rotate.
  • the exhaust gas economizer 11 is discharged from the outlet side of the turbine portion 5a of the turbocharger 5 through the third exhaust pipe L3, and is discharged from the outlet side of the power turbine 7 through the fourth exhaust pipe L4.
  • the exhaust gas is introduced, and the heat exchange unit 21 evaporates the water supplied by the water supply pipe 23 by the heat of the exhaust gas to generate steam.
  • the steam generated by the exhaust gas economizer 11 is introduced into the steam turbine 9 through the first steam pipe J1, and the steam finished work by the steam turbine 9 is discharged by the second steam pipe J2 to be a condenser ( It comes to be led to the condenser 40).
  • the first steam pipe J1 is provided with a steam dump pipe J3 for extracting the steam directed to the steam turbine 9 and guiding the steam to the condenser 40.
  • the steam dump pipe J3 is provided with a dump valve 41 that controls the amount of steam guided from the steam dump pipe J3 to the condenser 40.
  • the steam dump piping J3 allows the excess steam to be supplied to the steam turbine 9 to be bypassed to the steam turbine 9 and discarded to the condenser 40.
  • the power turbine 7 and the steam turbine 9 are coupled in series to drive a turbine generator 25.
  • the rotation shaft 29 of the steam turbine 9 is connected to the turbine generator 25 via a reduction gear and a coupling (not shown), and the rotation shaft 27 of the power turbine 7 is connected to the steam turbine 9 via a reduction gear and a clutch 31 (not shown).
  • the rotary shaft 29 is connected.
  • a clutch that is engaged and disengaged at a predetermined rotation speed is used, and for example, a SSS (Synchronous Self Shifting) clutch is preferably used.
  • the power turbine 7 and the steam turbine 9 are connected in series to drive the turbine generator 25. However, the power turbine 7 and the steam turbine 9 are connected in parallel.
  • the turbine generator 25 may be driven via the reduction gear from the rotational power of
  • an exhaust gas amount adjustment valve 33 for controlling the amount of gas introduced to the power turbine 7, and an emergency stop emergency shut off valve 35 for interrupting the supply of exhaust gas to the power turbine 7 in an emergency. It is provided.
  • the exhaust gas amount adjustment valve 33 does not have a governor control function. That is, the power turbine 7 is not governor controlled.
  • the first steam pipe J1 includes a control valve (steam volume adjustment valve) 37 that controls the volume of steam introduced to the steam turbine 9, and an emergency stop emergency that shuts off steam supply to the steam turbine 9 in an emergency.
  • a shutoff valve 39 is provided.
  • the governor 59 of the power generation system control device 43 controls the opening degree of the regulating valve 37.
  • the turbine generator system 1 is driven by the exhaust energy of the exhaust gas (combustion gas) of the main engine 3 as a motive power, and constitutes an exhaust energy recovery device.
  • FIG. 2 shows a schematic configuration of a power generation system 2 having the turbine generator system 1 shown in FIG.
  • the power generation system 2 includes a plurality of (two in the present embodiment) diesel engine generators (generators) 60 separately installed in the ship, in addition to the turbine generator system 1 (see FIG. 1).
  • the power generation system control device 43 which is a control device of the power generation system 2 according to the present embodiment, is introduced into the steam turbine 9 by controlling the opening degree of the speed control valve 37 to be constant (target opening degree). Operation to change the steam pressure.
  • a signal from a power sensor 45 that detects the output power of the turbine generator 25 is input to the power generation system control device 43. Further, an output signal from the diesel engine generator 60 and a signal from the inboard power consumption sensor 51 for detecting the inboard power consumption are input to the power generation system control device 43.
  • the power generation system control device 43 includes a PMS (Power Management System; Power Management System) 53, a TCP (Turbine Control Panel; Turbine Control Panel) 57, and a governor portion for the diesel engine generator 60 (the governor 87 in FIG. 88) and.
  • the TCP 57 includes a governor 59.
  • the governor 59 controls the rotational speed of the steam turbine 9, and outputs the degree of opening of the speed control valve 37 to the speed control valve 37 in accordance with the speed setting of the rotational speed instructed by the PMS 53. Control the output of 9.
  • An instruction signal of an output according to the load factor set from the PMS 53 is output to the TCP 57 and the governor unit for the diesel engine generator 60 respectively.
  • a control signal is output to the governor 59 of the TCP 57 in accordance with the output load ratio of the steam turbine 9 instructed from the PMS 53, and the governor 59 outputs the opening degree of the speed control valve 37 accordingly to the speed control valve 37
  • the opening degree of the valve 37 is controlled to control the amount of steam supplied to the steam turbine 9.
  • the power turbine 7, the steam turbine 9, and the turbine generator 25 are connected in series in one shaft.
  • governors 59 for the steam turbine 9, which is the main motor are installed. This is because installing two or more governors on one axis is complicated to control.
  • the power generation system control device 43 controls the speed regulating valve 37 by the output of the steam turbine 9, that is, the governor 59.
  • the control of the power turbine 7 is control of only the opening and closing of the exhaust gas amount adjusting valve 33, and always remains fully open during steady operation.
  • the opening degree of the exhaust gas amount adjustment valve 33 is gradually increased or gradually reduced only when the power turbine 7 is started and stopped. Therefore, when there is a change in the output of the power turbine 7, the output of the steam turbine 9, that is, the opening degree control of the speed control valve 37 by the governor 59 fluctuates to absorb the amount of change.
  • the start-up of the power turbine 7 is to increase the output starting from the state where the output of the power turbine 7 is 0, and the falling-off of the power turbine 7 means that the output of the power turbine 7 is 0. It is defined that the output is to be reduced.
  • mixed gas (low pressure steam) is supplied from the low pressure steam source 61 to an intermediate stage of the steam turbine 9.
  • a regulating valve 62 for controlling the amount of mixed gas introduced into the steam turbine 9 is installed on the mixed gas supply line.
  • the opening degree of the control valve 62 increases or decreases as the amount of steam generation at the low pressure steam source 61 increases and decreases. Therefore, when there is a change in the supply amount of the mixed gas, the output of the steam turbine 9, that is, the opening degree control of the speed control valve 37 by the governor 59 fluctuates to absorb the change amount.
  • An example of the low pressure steam source 61 is the low pressure stage of the exhaust gas economizer 11 (see FIG. 1).
  • control signal according to the output load ratio is output from the PMS 53 to the governor 59 that operates the regulator valve 37.
  • governor control according to the present embodiment, the limit value of the load capacity (hereinafter referred to as “limit load capacity value”) indicating the output of the steam turbine 9 available to the turbine generator 25 by the TCP 57 and the speed control valve 37 Based on the deviation of the target opening degree and the actual opening degree of the regulating valve 37, the actual load capacity value obtained from the steam turbine 9 is calculated.
  • the governor 59 controls the degree of control valve opening based on the calculated load capacity value.
  • the target opening degree of the regulating valve 37 is, for example, 90%, and it is not necessary to be fully open.
  • FIG. 3 is a functional block diagram related to governor control of the TCP 57 and the PMS 53 according to the present embodiment.
  • the TCP 57 includes a load capacity value calculation unit 70 that calculates a load capacity value to be output to the PMS 53.
  • the load capacitance value calculation unit 70 calculates the absolute value of the load capacitance value instead of outputting a pulse signal for increasing or decreasing the load capacitance value held in advance in the PMS 53 to the PMS 53 as in the conventional case. Output to the PMS 53 as a voltage value).
  • the load capacity value calculation unit 70 includes a limit value calculation unit 71 that calculates a limit load capacity value.
  • the limit value calculation unit 71 calculates a limit value (hereinafter referred to as “limit load capacity value”) of the load capacity value based on, for example, the load (M / E Load) of the main engine 3 and outputs the calculated limit value to the multiplication unit 72.
  • the limit load capacity value is the upper limit value of the load capacity value to be calculated. That is, an upper limit value is determined for the load capacity value calculated by the load capacity value calculation unit 70.
  • the load capacity value calculation unit 70 calculates the load capacity value according to the actual situation.
  • the limit value calculation unit 71 calculates a limit load capacity value that is theoretically obtained, as an example, using a predetermined function having the load of the main engine 3 and the outside air temperature (Atomos.Temp.) As variables.
  • the limit load capacity value theoretically obtained is, in other words, a design value of the load capacity value.
  • the limit load capacity value is not limited to this, and may be made more realistic by adding other parameters to this design value.
  • the TCP 57 also includes a subtracting unit 73 and a PID operation unit 74.
  • Subtraction unit 73 calculates an opening deviation that is a deviation between the target opening degree (GV lift Setting) of regulating valve 37 and the actual opening degree (GV Lift) of regulating valve 37, and outputs the deviation to PID calculation unit 74. Do.
  • the PID calculation unit 74 calculates a load capacity value (hereinafter referred to as “opening degree deviation load capacity value”) based on the opening degree deviation, and is output to the low value selection unit 75.
  • the PID calculating unit 74 calculates the opening deviation load capacity value by a predetermined function having the opening deviation as a variable.
  • the opening deviation load capacity value is referred to as a load capacity value (hereinafter referred to as “pressure deviation load capacity value”) based on the deviation between the set value of the steam pressure introduced to the steam turbine 9 and the actual steam pressure in the low value selection unit 75. And the smaller value is output from the low value selection unit 75.
  • the load capacity value output from the low value selection unit 75 is, in other words, a target value of the load capacity (hereinafter referred to as “load capacity target value”).
  • the load capacity target value output from the low value selection unit 75 is input to the PID operation unit 77 via the subtraction unit 76.
  • the subtracting unit 76 subtracts the load capacity target value by the load capacity value output from the multiplying unit 72, and outputs a subtraction value to the PID operation unit 77. That is, the value output from the multiplication unit 72 is the current value of the load target value, and the subtraction unit 76 calculates the deviation between the target value of the load capacity and the current value.
  • the PID calculating unit 77 calculates the input deviation so as to have a value of 1 or less, and outputs the calculated deviation to the multiplying unit 72. That is, the deviation between the target value of the load capacity and the current value is set to 1 or less by the PID operation unit 77 so that the calculated load capacity value does not exceed the limit load capacity value, and the multiplication unit 72 It is multiplied.
  • the load capacity value calculation unit 70 calculates a load capacity value with the limit load capacity value as the upper limit. Do.
  • the load capacity value output from the multiplication unit 72 is added by the addition unit 78 to the load capacity value (LP Avail.kW) based on low-pressure steam calculated separately.
  • the load capacity value output from the adding unit 78 is a load capacity value (ST Avail.kW) of the steam turbine 9 according to the present embodiment.
  • the turbine generator system 1 according to the present embodiment also includes the power turbine 7, the separately calculated output value (PT Act. KW) of the power turbine 7 is further added by the adding unit 79.
  • the load capacity value output from the adding unit 79 is an absolute value of the actual load capacity value (STG Avail.kW) of the turbine generator 25 according to the present embodiment, and this value is an analog signal (voltage value). Is output to the load sharing control unit 80 provided in the PMS 53.
  • the load capacity value calculation unit 70 is an actual load capacity value that can be obtained from the steam turbine 9 that is smaller than the opening degree deviation load capacity value and the pressure deviation load capacity value. Calculated as (load capacity target value).
  • load capacity target value the reason for this is that although the vapor pressure decreases as the degree of control valve opening increases, the vapor pressure is set to a minimum value so that the actual vapor pressure does not fall below the set minimum value. That is, when the pressure deviation load capacity value is smaller than the opening degree deviation load capacity value, the actual steam pressure is less than the set minimum value. In such a case, the pressure deviation load capacity value is selected by the low value selection unit 75, and a load capacity value capable of maintaining the actual vapor pressure at or above the set minimum value is calculated. This can prevent the steam pressure introduced to the steam turbine 9 from becoming less than the set minimum value.
  • the load capacity value calculation unit 70 includes a subtraction unit 81 and a PID calculation unit 82 in order to calculate the pressure deviation load capacity value.
  • the subtraction unit 81 calculates a pressure deviation that is a deviation between the measured value (HP Press) of the high pressure steam pressure and the set minimum value (HP Press Min Setting) of the high pressure steam pressure, and outputs the pressure deviation to the PID calculation unit 82.
  • the PID calculation unit 82 calculates a pressure deviation load capacity value based on the pressure deviation, and outputs the calculated value to the low value selection unit 75.
  • the PID calculation unit 82 calculates a pressure deviation load capacity value by a predetermined function using a pressure deviation as a variable.
  • the load capacity value calculation unit 70 includes a subtraction unit 83, a high value selection unit 84, and a rate limiter 85.
  • the subtraction part 83 subtracts the fluctuation
  • the fluctuation suppression value is, for example, 0.5 bar.
  • the high value selection unit 84 compares the measured value subtracted by the fluctuation suppression value with the set minimum value, and outputs a smaller value to the rate limiter 85.
  • the rate limiter 85 outputs the value output from the high value selection unit 84 to the subtraction unit 83 at a predetermined time change rate.
  • the value output from the high value selection unit 84 is 5.7 bar and is output from the subtraction unit 81
  • the value is 0.5 bar.
  • the measured value of the high pressure steam pressure is, for example, 5.8 bar and the set minimum value is, for example, 5.5 bar
  • the value output from the high value selection unit 84 is 5.5 bar
  • the value output from the subtraction unit 81 Will be 0.3 bar.
  • the value output from the high value selection unit 84 is 7.5 bar, so the value output from the subtraction unit 81 is 0.5 bar.
  • the load capacity value calculation unit 70 does not use the deviation exceeding the fluctuation suppression value, that is, the fluctuation suppression value
  • the load capacity value is calculated as a regulation value and a value equal to or less than the fluctuation suppression value. As a result, a large change in the time change of the load capacity value calculated by the load capacity value calculation unit 70 is suppressed.
  • the load capacity value (STG Avail.kW) calculated by the TCP 57 in this manner is output to the PMS 53 as an analog signal (voltage value).
  • the PMS 53 includes a load sharing control unit 80 and a governor increase / decrease pulse generation unit 86.
  • the load sharing control unit 80 generates a load sharing signal indicating load sharing of the steam turbine 9 and the diesel engine generator 60 based on the load capacity value input from the TCP 57.
  • the governor increase / decrease pulse generation unit 86 is a governor for increasing or decreasing the control value (speed setting value) for the steam turbine 9 and the diesel engine generator 60 based on the load sharing signal from the load sharing control unit 80.
  • a pulse signal indicating increase or decrease (hereinafter referred to as "the governor increase / decrease pulse signal”) is generated and output to the corresponding governor 59, 87, 88.
  • the governor 59 is provided in the TCP 57 to control the rotational speed of the steam turbine 9, and controls the degree of control valve opening according to the speed setting value (the governor increase / decrease pulse signal) of the rotational speed instructed by the PMS 53.
  • the speed setting value the governor increase / decrease pulse signal
  • the governors 87 and 88 are respectively provided in the corresponding diesel engine generator 60 to control the rotational speed of the diesel engine generator 60, and the rotational speed speed setting value instructed by the PMS 53 (the governor increase / decrease pulse signal
  • the output of the diesel engine generator 60 is controlled by outputting the degree of control valve opening according to the above to the speed control valve 37.
  • the load capacity value (STG Avail.kW) of the turbine generator 25 is the sum of the load capacity value (ST Avail.kW) of the steam turbine 9 and the output value (PT Act.kW) of the power turbine 7 as described above. There is (formula (1)).
  • STG Avail. kW ST Avail. kW + PT Act. kW (1)
  • the output value (PT Act. KW) of the power turbine 7 is the output measurement value of the steam turbine 9 (STG Act. KW) from the output measurement value (STG Act. KW) of the turbine generator 25 as shown in equation (2). Calculated by subtracting ST Act.kW).
  • PT Act. kW STG Act. kW-ST Act. kW (2)
  • the output measurement value of the steam turbine 9 is calculated by a known method using various measurement values such as the main steam pressure introduced into the steam turbine 9, the temperature of the steam, and the pressure of the exhaust of steam.
  • the load capacity value (PT Avail.kW) of the power turbine 7 can be obtained by correcting the function of the load of the main engine 3 using the outside air temperature (the suction temperature of the turbocharger 5) as a parameter.
  • the load capacity value (PT Avail.kW) of the power turbine 7 is determined by the load of the main engine 3 and the outside temperature, so the load of the main engine 3 and the outside temperature
  • the load capacity value (PT Avail.kW) of the power turbine 7 which changes from moment to moment during the startup of the power turbine 7 can not be calculated. Therefore, the load capacity value (STG Avail.kW) of the turbine generator 25 during startup of the power turbine 7 can not be calculated by the equation (3).
  • FIG. 4 is an example of a functional block diagram regarding calculation of the output value of the power turbine 7 in the load capacity value calculation unit 70.
  • the load capacity value calculation unit 70 includes a subtraction unit 90, a subtraction unit 91, and a PID calculation unit 92.
  • the subtraction unit 90 subtracts the output measurement value (ST Act. KW) of the steam turbine 9 from the output measurement value (STG Act. KW) of the turbine generator 25 to obtain the output value (PT Act. KW) of the power turbine 7 calculate.
  • Subtraction unit 91 subtracts the output value (PT Act. KW) from subtraction unit 90 and the load capacity value of power turbine 7 output from PID operation unit 92, and outputs a deviation. When the deviation output from the subtraction unit 91 is not zero, the output of the power turbine 7 is changed.
  • the PID operation unit 92 calculates the load capacity value of the power turbine 7 based on the deviation output from the subtraction unit 91, and outputs the load capacity value to the addition unit 79. Note that, when there is a change in the output of the power turbine 7 and a large deviation is input, the PID operation unit 92 does not rapidly change the output value of the power turbine 7, but the output value of the power turbine 7 (Load capacitance value) is gradually changed with time change and output.
  • the control valve 37 of the steam turbine 9 is controlled each time according to the change of the output of the power turbine 7 and according to the change of the load capacity value in the PMS 53. While the state of the plant is changing, the control valve may be excessively reduced or fixed at the fully open position, which may make the control unstable.
  • the change in output of the power turbine 7 is reflected on the load capacity value of the turbine generator 25 in real time.
  • the PMS 53 calculates the load sharing of each generator in the ship without time delay using the calculated load capacity value (STG Avail.kW), and makes each generator It is possible to output a command (a governor increase / decrease pulse signal) indicating an increase or decrease in the degree of control valve opening. That is, since the calculated load capacity value of the turbine generator 25 can be calculated without time delay even if the output of the power turbine 7 changes, the control of the speed control valve opening can be stabilized. Furthermore, even if the output of the power turbine 7 changes, the control valve opening degree does not change significantly, and more stable control becomes possible.
  • FIG. 5 is a graph showing the time change of various control values in the transformation operation
  • FIG. 5 (A) shows the time change of the load of the main engine 3
  • FIG. 5 (B) shows the control valve opening of the steam turbine 9.
  • FIG. 5C shows time change of high-pressure steam pressure
  • FIG. 5D shows time change of output of turbine generator 25.
  • the horizontal axis (time) in FIG. 5 can be divided for convenience as in periods (1) to (14).
  • Period (1) The start of the main engine 3 is started, the exhaust gas economizer 11 is started, the generation of high pressure steam is started, and the pressure is increased.
  • Period (2) When the high pressure steam pressure rises to the set pressure of the dump valve 41, the dump valve 41 is opened, and the degree of opening of the dump valve 41 is controlled to make the high pressure steam pressure a constant pressure as the amount of steam increases. .
  • Period (3) The steam turbine 9 starts to start. Then, the steam is introduced to the steam turbine 9 as the opening degree of the regulating valve 37 increases or as the load increases. Along with this, the opening degree of the dump valve 41 decreases, and eventually the dump valve 41 is fully closed. That is, the high-pressure steam pressure is controlled by the dump valve 41 during the period (1) to the period (3). Then, until period (3), the high pressure steam pressure exceeds the set minimum value, and the degree of control valve opening is less than the target opening, so the TCP 57 increases the load capacity value to be output to the PMS 53.
  • the PMS 53 outputs a pulse signal indicating the governor increase command to the governor 59 according to the increased load capacity value, and the governor 59 increases the degree of control valve opening, so the load on the steam turbine 9 increases.
  • Period (4) The dump valve 41 is fully closed, and the high pressure steam pressure decreases as the control valve opening degree increases.
  • the operation of the TCP 57 and the PMS 53 in the period (4) and the change of the load capacity value are the same as in the period (3).
  • Period (5) While the control valve opening degree is increased to the target opening degree, when the high pressure steam pressure decreases and reaches the set minimum value, the control valve opening degree is maintained so as to maintain the set minimum value Is controlled. Then, as the amount of steam increases, the control valve opening degree increases while maintaining the set minimum value.
  • the TCP 57 stops increasing the load capacity value as it is and maintains the set minimum value even if the control valve opening does not reach the target opening. Adjust the load capacity value to
  • Period (6) Control of the opening degree stops when the regulating valve opening reaches the target opening, and thereafter, when the amount of steam increases, the high pressure steam pressure increases while maintaining the target opening of the regulating valve 37 I will. Note that although the control to set the regulating valve opening to the target degree of opening temporarily stops, strictly speaking, if the amount of steam increases in this state, the rotational speed of the steam turbine 9 increases, so the governor 59 is introduced to the steam turbine 9 It moves to reduce the amount of steam, and the degree of control valve opening decreases. Then, the TCP 57 increases the load capacity value so as to set the regulating valve opening to the target opening degree, and the load is increased by the governor increase command of the PMS 53. As described above, even after the target opening degree of the regulator valve 37 is reached, the load capacity value is increased while the control for setting the regulator valve opening degree to the target opening degree is repeated along with the increase in the amount of steam. It will increase.
  • Period (7) The start of the power turbine 7 is started. Although the regulator valve opening fluctuates with the increase of the output of the power turbine 7 transiently, the load capacity value is controlled so that the fluctuation does not become large, so it is omitted in this figure.
  • Period (8) The control valve opening degree is controlled to decrease until the governor increase command is received from PMS 53 in accordance with the increase in the output of power turbine 7 and the steam amount due to the load increase of main engine 3, period (6 The load capacity value and the load of the steam turbine 9 increase in the same manner as in the above.
  • the TCP 57 increases the load capacity value (STG Avail.kW) of the turbine generator 25 in order to return the control valve opening degree to the target opening degree.
  • the control valve opening degree increases toward the target opening degree.
  • the target opening degree is maintained while repeating the increase and decrease in which the control valve opening degree is small.
  • Period (11) As the power reduction of the main engine 3 increases the output of the power turbine 7 and the amount of steam decreases, the governor valve opening degree compensates for the speed reduction of the steam turbine 9 until the governor reduction command is received from PMS 53 Move in the increasing direction.
  • the TCP 57 decreases the load capacity value so as to return the control valve opening degree to the target opening degree, and the load is reduced by the governor reduction command of the PMS 53.
  • the control valve opening degree is increased beyond the target opening degree, the TCP 57 decreases the load capacity value (STG Avail.kW) of the turbine generator 25 in order to return the control valve opening degree to the target opening degree.
  • the control valve opening degree decreases toward the target opening degree.
  • the target opening degree is maintained while repeating the increase and decrease in which the control valve opening degree is small.
  • Period (13) With the decrease of the amount of steam due to the further decrease of the load of the main engine 3, the control valve opening degree is maintained at the target opening degree, and the high pressure steam pressure decreases to the set minimum value. Thereafter, the load capacity value is decreased to maintain the set minimum value of the high pressure steam pressure, so that the degree of control valve opening decreases.
  • Period (14) When the load capacity value reaches a predetermined minimum value, the load capacity value no longer decreases, and the PMS 53 instructs the governor 59 (for example, increase command) to keep the load of the above-mentioned minimum value. As it gives, the high pressure steam pressure starts to fall below the set minimum. Thereafter, the steam turbine 9 is stopped with the decrease of the output and the decrease of the high pressure steam pressure.
  • FIGS. 6A and 6B are graphs showing time changes of various conventional control values at the start of the power turbine 7 and time changes of various control values according to the embodiment of the present invention.
  • 6A shows the time change of various control values in the related art
  • FIG. 6B shows the time change of various control values according to the embodiment of the present invention.
  • FIGS. 6A and 6B show the time change of the load of the main engine 3
  • the case where the load of the main engine 3 is constant is taken as an example in FIGS. 6A and 6B. Show.
  • FIG. 6A and (B-2) in FIG. 6B show the time change of the opening degree of the exhaust gas amount adjustment valve 33. Opening of the exhaust gas amount adjusting valve 33 is continuously varied from fully open from the fully closed between the time T 1 of the time T 4.
  • FIG. 6A and (B-3) in FIG. 6B show the time change of the load capacity value (load capacity value of the turbine generator 25) in the PMS 53.
  • the load capacitance value is increased or decreased stepwise by a pulse signal because it is increased or decreased by the pulse signal.
  • the load capacitance value is continuously increased because it is represented by an analog signal. The increase in the load capacitance with a conventional pulse signal, for the time delay output time T 3 after became constant power turbine 7, stepwise load capacitance is increased.
  • the output timing of time becomes constant T 3 of the power turbine 7, ending increase in the load capacitance is constant thereafter.
  • (A-4) in FIG. 6A and (B-4) in FIG. 6B show the time change of the governor speed setting value for the steam turbine 9. Change of governor speed setting value is dependent on the increase or decrease of load capacitance, the (A-4) of FIG. 6A in accordance with the prior, since the output of the time delay period T 3 after became constant power turbine 7 The governor speed setting value is increased stepwise by a predetermined value.
  • (B-4) of FIG. 6B according to the present embodiment at the timing when the output of a time T 3 became constant power turbine 7, end the increase in governor speed setting value it becomes constant thereafter.
  • FIG. 6A and (B-5) of FIG. 6B show the time change of the control valve opening degree.
  • FIG. 6A and (B-6) in FIG. 6B show the time change of the output of the turbine generator 25 together with the output of the steam turbine 9 and the output of the power turbine 7.
  • the degree of control valve opening decreases. This is period a.
  • control which makes the regulating valve opening degree too reduced decrease to the target opening degree is performed in period b.
  • the control valve opening degree is controlled in accordance with the output change of the power turbine 7, and thereafter, the control is performed to set the control valve opening degree and the vapor pressure held in the PMS 53 by the pulse signal as target values. Therefore, a time delay occurs in the control, and even if the exhaust gas amount adjustment valve 33 is fully opened, the power turbine 7 and the steam turbine 9 are not in the settling state.
  • the change in the output of the power turbine 7 is reflected in real time on the load capacity value (analog signal) of the turbine generator 25. Therefore, the time (period b) required for the control to reduce the regulator valve opening that has decreased too much to the target opening becomes shorter than before.
  • the control valve opening degree can be set to the target opening degree, and the power turbine 7 and the steam turbine 9 also settle earlier.
  • FIGS. 7A and 7B are graphs showing temporal changes of various conventional control values when the power turbine is stopped and temporal changes of various control values according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 7A shows the time change of the conventional various control values
  • FIG. 7B shows the time change of the various control values according to the embodiment of the present invention.
  • the time T 5 represents the timing of closing the exhaust gas amount adjusting valve 33
  • the time T 6 represents the timing of the power turbine 7 turns off the clutch 31 of the power turbine 7 is not connected to the turbine generator 25
  • the time T 7 shows the timing at which the exhaust gas control valve 33 is fully closed.
  • FIG. 7 shows a case where the load of the main engine 3 is constant as an example.
  • FIG. 7A and (B-2) in FIG. 7B show the time change of the opening degree of the exhaust gas amount adjustment valve 33. Opening of the exhaust gas amount adjusting valve 33 continuously changes the fully closed from the fully opened between times T 7 from the time T 5.
  • FIG. 7A and (B-3) in FIG. 7B show the time change of the load capacity value (load capacity value of the turbine generator 25) in the PMS 53.
  • the load capacitance value is increased or decreased by the pulse signal, and therefore, is decreased stepwise.
  • the load capacity value of the turbine generator 25 is excessively reduced due to the time delay of the increase and decrease of the load capacity value by the pulse signal, and then it is increased and becomes constant.
  • the load capacitance value is represented by an analog signal, and therefore, decreases continuously and there is no time delay.
  • FIG. 7A and (B-4) in FIG. 7B show the time change of the governor speed setting value for the steam turbine 9. Since the change of the governor speed setting value depends on the increase and decrease of the load capacity value, in (A-4) of FIG. 7A related to the prior art, the governor speed setting value decreases and then becomes constant. On the other hand, in (B-4) of FIG. 7B according to the present embodiment, there is no decrease or increase in the conventional governor speed setting value, and the governor speed setting value becomes constant after reduction.
  • FIG. 7A and (B-5) in FIG. 7B show the time change of the control valve opening degree.
  • FIG. 7A and (B-6) in FIG. 7B show temporal changes of the output of the turbine generator 25 together with the output of the steam turbine 9 and the output of the power turbine 7.
  • Conventionally since a time delay occurs in control, it takes time for the output of the turbine generator 25 to be in a positive definite state.
  • the control can be performed without time delay, the time taken for the output of the turbine generator 25 to be in the positive definite state is shorter than in the conventional case.
  • FIGS. 8A and 8B are graphs showing time changes of various conventional control values when the inboard power load increases and time changes of various control values according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 8A shows the time change of the conventional various control values
  • FIG. 8B shows the time change of the various control values according to the embodiment of the present invention.
  • the time T 10 indicates the timing of ship power load increases.
  • FIGS. 8A and 8B show an example where the load of the main engine 3 is constant. Show.
  • FIG. 8A and (B-2) in FIG. 8B show the time change of the degree of control valve opening
  • the time change of the capacity value (load capacity value of the turbine generator 25) is shown
  • (A-4) of FIG. 8A and (B-4) of FIG. 8B show the time change of the governor speed setting value for the steam turbine
  • (A-5) of FIG. 8A and (B-5) of FIG. 8B show the time change of the output of the turbine generator 25 together with the output of the steam turbine 9 and the output of the power turbine 7.
  • the TCP 57 controls the opening degree of the speed control valve 37 to be constant (target opening degree), thereby changing the steam pressure introduced to the steam turbine 9. I do. Then, the TCP 57 calculates the actual load capacity value obtained from the steam turbine 9 based on the deviation between the target opening degree of the speed control valve 37 and the actual opening degree of the speed control valve 37, and the calculated load capacity value Control the degree of control valve opening based on As a result, the TCP 57 according to the present embodiment does not increase or decrease the load capacity value used to control the degree of control valve opening with the pulse signal as in the conventional case, so the speed control valve 37 does not occur. Control. Therefore, TCP 57 enables more stable control in exhaust heat recovery when the state of the plant changes.
  • turbine generator system 1 concerning this embodiment was used as a power generation system for ships
  • the generator system 1 may be applied to, for example, a plant facility on land.
  • the plant equipment is operated in a so-called micro grid (also referred to as an island mode) which is not connected to the infinite bus.
  • generated by the main engine 3 may be an exhaust gas generated by a boiler.

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Abstract

ＴＣＰ（５７）は、蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。そして、ＴＣＰ（５７）が備える負荷容量値算出部（７０）は、調速弁の目標開度と調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を算出し、算出した負荷容量値に基づいて調速弁開度を制御する。これにより、ＴＣＰ（５７）は、調速弁開度の制御に用いる負荷容量値を従来のようにパルス信号で増減しないので、パルス信号特有の時間遅れを生じることなく、調速弁を制御できる。

Description

発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法
　本発明は、発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法に関するものである。
　舶用の排熱回収（以下「舶用排熱回収」という。）として、船舶推進用のディーゼルエンジン（メインエンジン）の排ガスの一部を抽気してパワータービンに導き発電出力として利用すると共に、ディーゼルエンジンの排ガスを用いて生成された蒸気を蒸気タービンに導き発電出力として利用する発電システムが知られている。このような発電システムには、蒸気タービンにガバナが設置され、蒸気タービンを駆動するための流体の流量を調整している。
　特許文献１には、蒸気タービンにガバナが設置され、ガバナが生成する制御信号が調整弁に出力されることで蒸気タービンの出力が変化することが開示されている。
特許第５１５５９７７号公報
　上記のような舶用排熱回収において、生成した蒸気を最大限に蒸気タービンに流入させて発電機出力として回収するための一例として、蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁を可能な限り全開位置として運転する変圧運転がある。変圧運転による排熱回収では、メインエンジンからの排熱量によって蒸気圧力が変化するため、蒸気タービンで発生可能な最大出力も変化する。
　ここで、発電システムを構成する他の発電機（ディーゼルエンジン発電機）との負荷分担について、陸上プラントにおける発電との相違点と共に説明する。
　商用電源系統と系統連系され、無限大母線と並列に接続可能な陸上プラントにおける発電では、発電電力の周波数は無限大母線の系統周波数により決定される。このため、商用電源系統と系統連系される陸上プラントでは、調速弁開度を全開又は全開近傍で固定し、成り行きで発電電力を出力することができる。
　一方、舶用の発電システムは、無限大母線と接続されていない、所謂マイクログリッド（アイランドモードともいう。）であるため、発電機のガバナは調速弁開度を固定できず、調速制御で動作する。また、ＰＭＳ（Power　Management　System；パワーマネジメントシステム）が発電電力の周波数を監視し、周波数が所定値となるように、各発電機の負荷容量（Available　power;発電機で利用可能な出力）を用いて負荷分担を制御する。そして、変圧運転による舶用排熱回収では、発電機の負荷容量を一定値に固定できないので、発電電力の制御に以下のような手法を用いている。
　ここで、舶用排熱回収の変圧運転では、排熱量の変化に加えて主蒸気圧力も変化するが、変化に応じて発電機の負荷容量を計測と演算とによって正確に算出することは困難である。
　このため、従来では、図９に示されるように、ＰＭＳ１００が負荷容量値保持部１０２で負荷容量値を予め保持（記憶）し、ＴＣＰ（Turbine　Control　Panel；タービンコントロールパネル）１０４から出力されるパルス信号（オン・オフ信号）によって、負荷容量値保持部１０２で保持している負荷容量値を増減させる。ＴＣＰ１０４から出力されるパルス信号は、主蒸気圧力と調速弁開度に基づくものであり、所定値ずつ段階的に負荷容量値を増加（インクリメント）又は減少（デクリメント）させる値である。このように、保持している負荷容量値をパルス信号によって段階的に増減させる制御を行う理由は、変圧運転において負荷容量値の絶対値を正確に算出することが困難なためである。
　さらに、図９を参照して、変圧運転における従来のガバナ制御について詳細に説明する。
　ＰＭＳ１００は、負荷分担制御部１０６及びガバナ増減パルス生成部１０８を備える。負荷分担制御部１０６は、負荷容量値保持部１０２で保持している負荷容量値に基づいて、蒸気タービン及び他の発電機１１０（ディーゼルエンジン発電機）の負荷分担を示す負荷分担信号を生成する。ガバナ増減パルス生成部１０８は、負荷分担制御部１０６からの負荷分担信号に基づいて、蒸気タービン及び他の発電機１１０に対して、制御値（速度設定）を増加又は減少させるためのガバナ増減パルス信号を生成し、ガバナ１１２Ａ，１１２Ｂ，１１２Ｃへ出力する。
　なお、ガバナ１１２Ａは、ＴＣＰ１０４に備えられ、蒸気タービンの回転速度を制御するものであり、ＰＭＳ１００が指示する回転速度の速度設定（ガバナ増減パルス信号）に応じた調速弁開度を調速弁へ出力することで、蒸気タービンの出力を制御すると共に、調速弁開度が目標開度となるように制御される。
　また、ガバナ１１２Ｂ，１１２Ｃは、各々発電機１１０に備えられ、発電機１１０の回転速度を制御するものであり、ＰＭＳ１００が指示する回転速度の速度設定（ガバナ増減パルス信号）に応じた調速弁開度を調速弁へ出力することで、発電機１１０の出力を制御する。
　一方、ＴＣＰ１０４は、上記パルス信号をＰＭＳ１００へ出力するために、一例として、比較部１１４、比較部１１６、増パルス出力部１１８、及び減パルス出力部１２０を備える。比較部１１４は、蒸気タービンの調速弁の実際の開度と目標開度とを比較する。比較部１１６は、主蒸気圧力の計測値と主蒸気圧力の最低圧力の設定値とを比較する。そして、増パルス出力部１１８は、比較部１１４，１１６の比較結果に基づいて、負荷容量値を増加させる増パルス信号を生成する。また、減パルス出力部１２０は、比較部１１４，１１６の比較結果に基づいて、負荷容量値を減少させる減パルス信号を生成する。
　すなわち、比較部１１４，１１６による比較の結果、調速弁開度が目標開度に満たない場合は、増パルス信号が増パルス出力部１１８からＰＭＳ１００へ出力される。また、比較部１１４，１１６による比較の結果、調速弁開度が目標開度を超えた場合や、主蒸気圧力が最低圧力未満となった場合は、減パルス出力部１２０から減パルス信号がＰＭＳ１００へ出力される。
　ＰＭＳ１００は、ＴＣＰ１０４からのパルス信号が入力されると、負荷容量値保持部１０２に保持している負荷容量値をパルス信号に応じて増減させる。ＰＭＳ１００は、増減させた負荷容量値に基づいて、負荷分担制御部１０６によって蒸気タービン及び他の発電機１１０の負荷分担を決定し、ガバナ増減パルス信号をガバナ１１２Ａ，１１２Ｂ，１１２Ｃへ出力する。そして、上述した様にガバナ１１２Ａが調速弁開度を制御し、制御後の調速弁開度が目標開度と異なる等の場合には、さらに、増パルス信号又は減パルス信号がＴＣＰ１０４からＰＭＳ１００へ出力され、所定値ずつ段階的に負荷容量値が増減される。
　ここで、舶用排熱回収におけるプラント状態が変化することで排熱量等も変化すると、実際の負荷容量も変化するので、それに応じてＰＭＳ１００で保持している負荷容量値も上述のようにして変化させる必要がある。
　しかしながら、負荷容量値は、ＴＣＰ１０４からのパルス信号によって増減するので、負荷容量値の変化の速さはパルス信号の間隔（以下「パルス間隔」という。）や幅（以下「パルス幅」という。）に依存する。さらに、ＰＭＳ１００では、ＴＣＰ１０４からのパルス信号に対して重み付けを行い、負荷容量値を変化させる場合がある。このような場合には、負荷容量値の変化の速さは、重み付けにも依存することとなる。なお、重み付けは、例えば、調速弁開度、主蒸気圧力、蒸気タービン発電機の出力（以下「ＳＴＧ出力」という。）、及び主機エンジン負荷等に基づいて行われる。
　上記のような、ＴＣＰ１０４から出力されるパルス信号のパルス間隔やパルス幅、及びＰＭＳ１００におけるパルス信号への重み付け等は、排熱量等のプラント状態が変化した場合において、ＳＴＧ出力の応答に影響を及ぼす要因であると共に応答を調整するための調整項目である。そして、ＳＴＧ出力の応答を適切に制御できない場合には、ハンチング等が生じる可能性がある。
　ところが、パルス信号による負荷容量値の増減は、段階的な増減等により時間遅れが生じる。このため、プラント状態が変化しても、その度にプラント状態の最適値を遅れなく負荷容量値に反映できず、調速弁の開度制御にも遅れが生じる。従って、ＴＣＰ１０４から出力されるパルス信号のパルス間隔やパルス幅、及びＰＭＳ１００におけるパルス信号への重み付け等を調整しても、ハンチングを抑制できない場合がある。
　また、ＳＴＧにパワータービンが接続されているプラントにおいて、上記のように、主蒸気圧力や調速弁開度を目標値に保つように負荷容量値をパルス信号によって増減させるだけでは、パワータービンの出力が変化しても負荷容量値は変化しない。
　ここで、パワータービンにガバナが設置されていない構成におけるパルス信号を用いた従来の制御について説明する。
　パルス信号を用いた従来の制御では、プラントの状態が変化することでパワータービンの出力が変化した場合、周波数も変化する。このため、ガバナ１１２Ａがドループ特性によってパワータービンの出力変化を吸収するように動作し、これによって調速弁開度を変化させる。その後、ＰＭＳ１００が、主蒸気圧力や調速弁開度を目標値に保つように負荷容量値をパルス信号によって増減させることとなる。
　このように、パルス信号を用いた従来の制御では、蒸気タービンの調速弁がパワータービンの出力変化に応じて、また負荷容量値の変化に応じてその都度制御される。このため、プラントの状態が変化している間に、調速弁開度が過度に低下したり、全開位置で固定されたりすることで、制御が不安定になる可能性があった。
　以上説明したように、従来の舶用排熱回収では、パルス信号によって負荷容量値を増減させているために、プラントの状態が変化すると制御が不安定となる可能性があった。
　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、プラントの状態が変化した場合の排熱回収において、より安定な制御を可能とする、発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明の発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法は以下の手段を採用する。
　本発明の第一態様に係る発電システムの制御装置は、排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、前記蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁と、前記蒸気タービンに接続された発電機と、を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電システムの制御装置であって、前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を算出する算出手段と、前記算出手段によって算出された前記負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する制御手段と、を備える。
　本構成に係る発電システムは、排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービン、蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁、及び蒸気タービンに接続された発電機を備え、排熱を発電に用いる排熱回収を行う。排ガスは、一例として、メインエンジンによって生成される。そして、本構成に係る発電システムは、調速弁の開度が一定（目標開度）となるように制御することで、蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。
　ここで、従来の制御では、例えば、ＰＭＳに発電機で利用可能な蒸気タービンの出力を示す負荷容量値を予め保持し、ＴＣＰから出力されるパルス信号によって、保持している負荷容量値を所定値ずつ段階的に増減させる。そして、この保持している負荷容量値に基づいて、制御手段が蒸気タービンの調速弁を制御することで、蒸気タービンの出力を制御すると共に調速弁開度が目標開度となるように制御される。
　しかしながら、パルス信号による負荷容量値の増減は、時間遅れが生じるため、プラント状態が変化しても、その度にプラント状態の最適値を遅れなく負荷容量値に反映できず、調速弁の開度制御にも遅れが生じる。
　そこで、本構成は、調速弁の目標開度と調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、算出手段によって蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を絶対値として算出する。算出手段で算出される負荷容量値は、従来のようなパルス信号ではなく、アナログ信号（電圧値）である。そして、算出された負荷容量値に基づいて、制御手段によって調速弁の開度が制御され、調速弁開度が目標開度に近づけられる。
　このように、本構成では、実際の負荷容量値を様々な計測値によって算出するものではなく、実際の調速弁開度と目標開度との偏差に基づいて負荷容量値を算出し、調速弁開度を制御する。すなわち、本構成は、実際の調速弁開度と目標開度を比較し、調速弁開度が目標開度となるように負荷容量値を増減させる。これにより、本構成は、調速弁開度の制御に用いる負荷容量値を従来のようにパルス信号で増減しないので、パルス信号特有の時間遅れを生じることなく、調速弁を制御できる。
　従って、本構成は、プラントの状態が変化した場合の排熱回収において、より安定な制御を可能とする。
　上記第一態様では、前記算出手段で算出される前記負荷容量値に、上限が定められてもよい。
　本構成によれば、負荷容量値の上限は、例えば、メインエンジンの負荷及び外気温度に基づいて算出される値であり、負荷容量値に上限が定められるので、現実に則した負荷容量値が算出される。
　上記第一態様では、前記算出手段が、前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づく第１負荷容量値、及び前記蒸気タービンに導入する蒸気圧の設定値と実際の蒸気圧との偏差に基づく第２負荷容量値のうちより小さな値を、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値として算出してもよい。
　調速弁の開度が開くほど蒸気圧は低下するが、蒸気圧には最小値が設定されているため、実際の蒸気圧が設定されている最小値未満とならないようにする必要がある。ここで、第２負荷容量値が第１負荷容量値よりも小さい場合とは、実際の蒸気圧が設定最小値未満となる場合である。このような場合には、第２負荷容量値が選択され、実際の蒸気圧を最小値以上に維持することができる負荷容量値が算出される。
　これにより、蒸気タービンに導入する蒸気圧が設定された最小値未満となることを防止できる。
　上記第一態様では、前記排ガスによって駆動されるパワータービンを具備し、前記発電機が、前記パワータービン及び前記蒸気タービンに接続され、前記算出手段が、算出した前記負荷容量値と前記パワータービンの出力値との和を前記発電機で利用可能な負荷容量値として出力してもよい。
　本構成によれば、発電機がパワータービン及び蒸気タービンに接続されていても、簡易に発電機で利用可能な負荷容量値を算出できる。
　上記第一態様では、前記パワータービンの出力値が、前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算して算出されてもよい。
　本構成によれば、簡易にパワータービンの出力値の絶対値を算出できる。
　本発明の第二態様に係る発電システムの制御装置は、排ガスによって駆動されるパワータービンと、前記排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、前記蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁と、前記パワータービン及び前記蒸気タービンに接続された発電機と、を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電システムの制御装置であって、前記パワータービンの出力値を前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算することで算出し、算出した前記パワータービンの出力値を前記蒸気タービンから得られる負荷容量値に加算することで前記発電機の負荷容量値を算出する算出手段と、前記算出手段によって算出された前記発電機の負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する制御手段と、を備える。
　本構成に係る発電システムは、排ガスによって駆動されるパワータービン、排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービン、蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁、パワータービン及び蒸気タービンに接続された発電機を備え、排熱を発電に用いる排熱回収を行う。排ガスは、一例として、メインエンジンによって生成される。そして、本構成に係る発電システムは、調速弁の開度が一定（目標開度）となるように制御することで、蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。
　パルス信号を用いた従来の制御では、蒸気タービンの調速弁がパワータービンの出力変化に応じて、また負荷容量値の変化に応じてその都度制御されるので、プラントの状態が変化している間に、調速弁開度が過度に低下したり、全開位置で固定されたりすることで、制御が不安定になる可能性があった。
　一方、本構成では、パワータービンの出力値を発電機の出力の計測値から蒸気タービンの出力の計算値を減算することで算出し、算出したパワータービンの出力値を蒸気タービンから得られる負荷容量値に加算することで発電機の負荷容量値を算出する。このため、パワータービンの出力変化が発電機の負荷容量値にリアルタイムで反映される。これにより、パワータービンの出力が変化しても、算出した発電機の負荷容量値を時間遅れ無く算出でき、これによって、調速弁の制御を安定化できる。
　従って、本構成は、プラントの状態が変化した場合の排熱回収において、より安定な制御を可能とする。
　本発明の第三態様に係る発電システムは、上記記載の制御装置を備え、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。
　本発明の第四態様に係る発電方法は、排ガスによって生成された蒸気によって蒸気タービンを駆動する工程と、前記蒸気タービンに導入する蒸気量を調速弁によって制御する工程と、前記蒸気タービンの駆動により発電を行う工程と、を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電方法であって、前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を算出する第１工程と、前記第１工程によって算出した前記負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する第２工程と、を備える。
　本発明の第五態様に係る発電方法は、排ガスによってパワータービンを駆動する工程と、前記排ガスによって生成された蒸気によって蒸気タービンを駆動する工程と、前記蒸気タービンに導入する蒸気量を調速弁によって制御する工程と、前記パワータービン及び前記蒸気タービンの駆動により発電を行う工程と、を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電方法であって、前記パワータービンの出力値を前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算することで算出し、算出した前記パワータービンの出力値を前記蒸気タービンから得られる負荷容量値に加算することで前記発電機の負荷容量値を算出する第１工程と、前記第１工程によって算出した前記発電機の負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する第２工程と、を備える。
　本発明によれば、プラントの状態が変化した場合の排熱回収において、より安定な制御を可能とする、という優れた効果を有する。
本実施形態に係るタービン発電機系統を示した概略構成図である。 本実施形態に係る発電システムを示した概略構成図である。 本発明の実施形態に係るガバナ制御に係る機能ブロック図である。 本発明の実施形態に係る負荷容量値算出部におけるパワータービンの出力値の算出に関する機能ブロック図の一例である。 本発明の実施形態に係る変圧運転における各種制御値の時間変化を示すグラフである。 パワータービン起動時における従来の各種制御値の時間変化を示すグラフである。 パワータービン起動時における本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。 パワータービン停止時における従来の各種制御値の時間変化を示すグラフである。 パワータービン停止時における本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。 船内電力負荷の増加時における従来の各種制御値の時間変化を示すグラフである。 船内電力負荷の増加時における本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。 従来のガバナ制御に係るブロック図である。
　以下に、本発明に係る発電システムの制御装置、発電システム、及び発電方法の一実施形態について、図面を参照して説明する。
　図１は、本実施形態にかかる発電システムのタービン発電機系統１の概略構成を示す。本実施形態では、メインエンジン３として船舶推進用のディーゼルエンジンを用いている。
　タービン発電機系統１は、メインエンジン３と、メインエンジン３の排ガスによって駆動される過給機５と、過給機５の上流側から抽気されたメインエンジン３の排ガスによって駆動されるパワータービン（ガスタービン）７と、メインエンジン３の排ガスによって蒸気を生成する排ガスエコノマイザ１１と、排ガスエコノマイザ１１によって生成された蒸気（高圧蒸気）によって駆動される蒸気タービン９とを備えている。
　メインエンジン３からの出力は、プロペラ軸を介してスクリュープロペラに直接的または間接的に接続されている。また、メインエンジン３の各気筒のシリンダ部１３の排気ポートは排ガス集合管としての排気マニホールド１５に接続され、排気マニホールド１５は、第１排気管Ｌ１を介して過給機５のタービン部５ａの入口側と接続され、また、排気マニホールド１５は第２排気管Ｌ２（抽気通路）を介してパワータービン７の入口側と接続されて、排ガスの一部が、過給機５に供給される前に抽気されてパワータービン７に供給されるようになっている。
　一方、各シリンダ部１３の給気ポートは給気マニホールド１７に接続されており、給気マニホールド１７は、給気管Ｋ１を介して過給機５のコンプレッサ部５ｂと接続している。また、給気管Ｋ１には空気冷却器（インタークーラ）１９が設置されている。
　過給機５は、タービン部５ａと、コンプレッサ部５ｂと、タービン部５ａとコンプレッサ部５ｂを連結する回転軸５ｃとから構成されている。
　パワータービン７は、第２排気管Ｌ２を介して排気マニホールド１５から抽気された排ガスによって回転駆動されるようになっており、また、蒸気タービン９は、排ガスエコノマイザ１１によって生成された蒸気が供給されて回転駆動されるようになっている。
　この排ガスエコノマイザ１１は、過給機５のタービン部５ａの出口側から第３排気管Ｌ３を介して排出される排ガスと、パワータービン７の出口側から第４排気管Ｌ４を介して排出される排ガスとが、導入されて熱交換部２１によって、排ガスの熱によって給水管２３によって供給された水を蒸発させて蒸気を発生させる。そして、排ガスエコノマイザ１１で生成された蒸気は第１蒸気管Ｊ１を介して蒸気タービン９に導入され、また、該蒸気タービン９で仕事を終えた蒸気は第２蒸気管Ｊ２によって排出されてコンデンサ（復水器）４０に導かれるようになっている。
　また、第１蒸気管Ｊ１には、蒸気タービン９へ向かう蒸気を取り出して復水器４０へと導く蒸気ダンプ配管Ｊ３が設けられている。蒸気ダンプ配管Ｊ３には、蒸気ダンプ配管Ｊ３から復水器４０へ導かれる蒸気量を制御するダンプ弁４１が設けられている。この蒸気ダンプ配管Ｊ３によって、蒸気タービン９に供給するには過剰とされる蒸気が蒸気タービン９をバイパスして復水器４０へと廃棄される。
　パワータービン７と蒸気タービン９とは直列に結合されてタービン発電機２５を駆動するようになっている。蒸気タービン９の回転軸２９は図示しない減速機及びカップリングを介してタービン発電機２５に接続し、また、パワータービン７の回転軸２７は図示しない減速機及びクラッチ３１を介して蒸気タービン９の回転軸２９と連結されている。クラッチ３１としては、所定の回転数にて嵌脱されるクラッチが用いられ、例えばＳＳＳ（Synchro　Self　Shifting）クラッチが好適に用いられる。なお、本実施形態においては、パワータービン７と蒸気タービン９とを直列に結合してタービン発電機２５を駆動するようにしているが、パワータービン７と蒸気タービン９とを並列に結合し、それぞれの回転動力から減速機を介してタービン発電機２５を駆動するようにしてもよい。
　また、第２排気管Ｌ２には、パワータービン７に導入するガス量を制御する排ガス量調整弁３３と、非常時にパワータービン７への排ガスの供給を遮断する非常停止用緊急遮断弁３５とが設けられている。なお、排ガス量調整弁３３は、ガバナ制御機能を有しているものではない。すなわち、パワータービン７は、ガバナ制御されていない。
　さらに、第１蒸気管Ｊ１には、蒸気タービン９に導入する蒸気量を制御する調速弁（蒸気量調整弁）３７と、非常時に蒸気タービン９への蒸気の供給を遮断する非常停止用緊急遮断弁３９とが設置されている。調速弁３７は、発電システム制御装置４３のガバナ５９によって、その開度が制御される。
　以上のようにタービン発電機系統１は、メインエンジン３の排ガス（燃焼ガス）の排気エネルギーを動力として駆動されるようになっており、排気エネルギー回収装置を構成している。
　図２には、図１に示したタービン発電機系統１を有する発電システム２の概略構成が示されている。
　発電システム２は、タービン発電機系統１（図１参照）に加え、船内に別途設置された複数（本実施形態では２台）のディーゼルエンジン発電機（発電機）６０を備えている。
　そして、本実施形態に係る発電システム２の制御装置である発電システム制御装置４３は、調速弁３７の開度が一定（目標開度）となるように制御することで、蒸気タービン９に導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。
　発電システム制御装置４３には、タービン発電機２５の出力電力を検出する電力センサ４５からの信号が入力されている。また、発電システム制御装置４３には、ディーゼルエンジン発電機６０からの出力信号と、船内消費電力を検出する船内消費電力センサ５１からの信号とが入力されている。
　また、発電システム制御装置４３は、ＰＭＳ（Power　Management　System；パワーマネジメントシステム）５３と、ＴＣＰ（Turbine　Control　Panel；タービンコントロールパネル）５７と、ディーゼルエンジン発電機６０用ガバナ部（図３のガバナ８７，８８）とを備えている。また、ＴＣＰ５７は、ガバナ５９を備えている。ガバナ５９は、蒸気タービン９の回転速度を制御するものであり、ＰＭＳ５３が指示する回転速度の速度設定に応じた調速弁３７の開度を調速弁３７に対し出力することで、蒸気タービン９の出力を制御する。
　ＰＭＳ５３から設定された負荷率に応じた出力の指示信号が、ＴＣＰ５７、及びディーゼルエンジン発電機６０用ガバナ部にそれぞれ出力される。
　ＰＭＳ５３から指示された蒸気タービン９の出力負担割合に応じて制御信号がＴＣＰ５７のガバナ５９に出力され、ガバナ５９はそれに応じた調速弁３７の開度を調速弁３７へ出力し、調速弁３７の開度が制御されて蒸気タービン９に供給される蒸気量が制御される。
　ここで、パワータービン７と蒸気タービン９とタービン発電機２５は１つの軸に直列に結合されている。このように各々が１つの軸に直列接続されている場合、ガバナは主となる原動機である蒸気タービン９に対するガバナ５９のみが設置される。これは、１つの軸に２以上のガバナを設置するのは制御が複雑となるためである。
　よって、パワータービン７による出力が変化する場合、発電システム制御装置４３は、蒸気タービン９の出力、すなわちガバナ５９によって調速弁３７を制御することとなる。
　ここで、パワータービン７にはガバナが設置されないため、パワータービン７の制御は排ガス量調整弁３３の開閉のみの制御となり、定常運転中は常に全開のままとなる。但し、パワータービン７の立ち上げ及び立ち下げ時に限り、排ガス量調整弁３３の開度は漸増または漸減する。よって、パワータービン７の出力に変化があると蒸気タービン９の出力、すなわちガバナ５９による調速弁３７の開度制御がその変化量を吸収するように変動する。なお、パワータービン７の立ち上げとは、パワータービン７の出力が０である状態を起点として、出力を増加させることであり、パワータービン７の立ち下げとは、パワータービン７の出力が０になるように、出力を減少させることであると定義する。
　また、蒸気タービン９の中間段へは、低圧蒸気源６１から混気蒸気（低圧蒸気）が供給される。混気蒸気の供給ライン上には、蒸気タービン９に導入する混気蒸気量を制御する調整弁６２が設置されている。調整弁６２の開度は、低圧蒸気源６１での蒸気の発生量の増加及び減少に伴い、増加または減少する。よって、混気蒸気の供給量に変化があると蒸気タービン９の出力、すなわちガバナ５９による調速弁３７の開度制御がその変化量を吸収するように変動する。低圧蒸気源６１としては排ガスエコノマイザ１１の低圧段（図１参照）が挙げられる。
　以上のように、ＰＭＳ５３から調速弁３７を操作するガバナ５９に対し出力負担割合に応じた制御信号が出力される。
　次に、本実施形態に係るガバナ制御について説明する。
　本実施形態に係るガバナ制御では、ＴＣＰ５７によって、タービン発電機２５で利用可能な蒸気タービン９の出力を示す負荷容量の制限値（以下「制限負荷容量値」という。）、及び調速弁３７の目標開度と調速弁３７の実際の開度との偏差に基づいて、蒸気タービン９から得られる実際の負荷容量値を算出する。そして、算出された負荷容量値に基づいて、ガバナ５９によって調速弁開度が制御される。なお、調速弁３７の目標開度は例えば９０％の開度であり、必ずしも全開である必要はない。
　図３を参照して、本実施形態に係るガバナ制御について詳細に説明する。図３は、本実施形態に係るＴＣＰ５７及びＰＭＳ５３のガバナ制御に係る機能ブロック図である。
　ＴＣＰ５７は、ＰＭＳ５３へ出力する負荷容量値を算出する負荷容量値算出部７０を備える。負荷容量値算出部７０は、従来のように、ＰＭＳ５３に予め保持されている負荷容量値を増減させるパルス信号をＰＭＳ５３へ出力するのではなく、負荷容量値の絶対値を算出し、アナログ信号（電圧値）としてＰＭＳ５３へ出力する。
　負荷容量値算出部７０は、制限負荷容量値を算出する制限値算出部７１を備える。
　制限値算出部７１は、例えば、メインエンジン３の負荷（M/E Load）に基づいて負荷容量値の制限値（以下「制限負荷容量値」という。）を算出し、乗算部７２へ出力する。制限負荷容量値は、換言すると、算出される負荷容量値の上限値である。すなわち、負荷容量値算出部７０で算出される負荷容量値には、上限値が定められる。このように、負荷容量値算出部７０は、負荷容量値に上限が定めるので、現実に則した負荷容量値を算出することとなる。
　なお、制限値算出部７１は、一例として、メインエンジン３の負荷と外気温度（Atomos．Temp．）を変数とする予め定められた関数によって、理論上求められる制限負荷容量値を算出する。理論上求められる制限負荷容量値は、換言すると、負荷容量値の設計値である。しかしながら、制限負荷容量値は、これに限らず、この設計値に対して他のパラメータを加味して、より現実に則したものとされてもよい。
　また、ＴＣＰ５７は、減算部７３及びＰＩＤ演算部７４を備える。
　減算部７３は、調速弁３７の目標開度（GV　lift　Setting）と調速弁３７の実際の開度（GV　Lift）との偏差である開度偏差を算出し、ＰＩＤ演算部７４へ出力する。
　ＰＩＤ演算部７４は、開度偏差に基づいて負荷容量値（以下「開度偏差負荷容量値」という。）を演算し、低値選択部７５へ出力される。なお、ＰＩＤ演算部７４は、開度偏差を変数とする予め定められた関数によって、開度偏差負荷容量値を算出する。
　開度偏差負荷容量値は、低値選択部７５において、蒸気タービン９に導入する蒸気圧の設定値と実際の蒸気圧との偏差に基づく負荷容量値（以下「圧力偏差負荷容量値」という。）と比較され、より小さい値が低値選択部７５から出力される。低値選択部７５から出力される負荷容量値は、換言すると、負荷容量の目標値（以下「負荷容量目標値」という。）である。
　低値選択部７５から出力された負荷容量目標値は、減算部７６を介してＰＩＤ演算部７７に入力される。
　減算部７６は、負荷容量目標値を乗算部７２から出力された負荷容量値で減算し、減算値をＰＩＤ演算部７７へ出力する。すなわち、乗算部７２から出力される値は、負荷目標値の現在値であり、減算部７６では負荷容量の目標値と現在値との偏差が算出される。
　ＰＩＤ演算部７７は、入力された偏差を１以下の値となるように演算し、乗算部７２へ出力する。すなわち、算出される負荷容量値が制限負荷容量値を超えないように、負荷容量の目標値と現在値との偏差がＰＩＤ演算部７７で１以下とされ、乗算部７２で制限負荷容量値と乗算される。
　このように、負荷容量値算出部７０は、調速弁３７の目標開度と調速弁３７の実際の開度との偏差に基づいて、制限負荷容量値を上限とした負荷容量値を算出する。
　なお、本実施形態に係る蒸気タービン９は、高圧蒸気と低圧蒸気とが導入されるが、低圧蒸気に関してはガバナ制御がされていない。このため、乗算部７２から出力される負荷容量値は、別途算出された低圧蒸気に基づく負荷容量値（LP　Avail．kW）と加算部７８で加算される。加算部７８から出力される負荷容量値は、本実施形態に係る蒸気タービン９の負荷容量値（ST　Avail．kW）である。
　また、本実施形態に係るタービン発電機系統１は、パワータービン７も備えているため、別途算出されたパワータービン７の出力値（PT　Act．kW）も加算部７９で更に加算される。すなわち、加算部７９から出力された負荷容量値が、本実施形態に係るタービン発電機２５の実際の負荷容量値（STG　Avail．kW）の絶対値であり、この値がアナログ信号（電圧値）としてＰＭＳ５３が備える負荷分担制御部８０へ出力される。
　また、本実施形態に係る負荷容量値算出部７０は、前述のように、開度偏差負荷容量値と圧力偏差負荷容量値のうちより小さな値を、蒸気タービン９から得られる実際の負荷容量値（負荷容量目標値）として算出する。
　この理由は、調速弁開度が開くほど蒸気圧は低下するが、蒸気圧には最小値が設定されているため、実際の蒸気圧が設定最小値未満とならないようにするためである。すなわち、圧力偏差負荷容量値が開度偏差負荷容量値よりも小さい場合とは、実際の蒸気圧が設定最小値未満となる場合である。このような場合には、圧力偏差負荷容量値が低値選択部７５で選択され、実際の蒸気圧を設定最小値以上に維持することができる負荷容量値が算出される。
　これにより、蒸気タービン９に導入する蒸気圧が設定最小値未満となることを防止できる。
　そこで、負荷容量値算出部７０は、圧力偏差負荷容量値を算出するために、減算部８１及びＰＩＤ演算部８２を備える。
　減算部８１は、高圧蒸気圧の計測値（HP　Press）と高圧蒸気圧の設定最小値（HP　Press　Min　Setting）との偏差である圧力偏差を算出し、ＰＩＤ演算部８２へ出力する。
　ＰＩＤ演算部８２は、圧力偏差に基づいて圧力偏差負荷容量値を演算し、低値選択部７５へ出力する。なお、ＰＩＤ演算部８２は、圧力偏差を変数とする予め定められた関数によって、圧力偏差負荷容量値を算出する。
　また、実際の蒸気圧と設定最小値との偏差が大きすぎると、算出される負荷容量値の時間変化も大きくなり、このような負荷容量値を用いてガバナ制御を行うとタービン発電機系統１が大きく変化し、制御が不安定となる可能性がある。制御が不安定となる原因は、蒸気タービン９の調速弁３７の開度を急激に開けると、高圧蒸気圧が急激に低下し、高圧ドラム（不図示）と排ガスエコノマイザ１１との間である高圧蒸発部間に水を循環させている循環水ポンプ（不図示）がキャビテーションを起こす可能性があるためである。高圧ドラム（及び循環水ポンプ吸込み配管）では水（液体）の温度に比べて圧力が急に下がると水が蒸発して循環水ポンプの吸込みでキャビテーションを生じる可能性がある。
　これを防止するために、負荷容量値算出部７０は、減算部８３、高値選択部８４、及びレートリミッタ８５を備える。
　減算部８３は、高圧蒸気圧の計測値に対して予め定められた変動抑制値（規制値）を減算する。変動抑制値は、例えば０．５ｂａｒである。
　高値選択部８４は、変動抑制値で減算された計測値と設定最小値とを比較し、より小さな値をレートリミッタ８５へ出力する。
　レートリミッタ８５は、高値選択部８４から出力された値を所定の時間変化率で減算部８３へ出力する。
　ここで、高圧蒸気圧の計測値が例えば６．２ｂａｒであり、設定最小値が例えば５．５ｂａｒの場合、高値選択部８４から出力される値は５．７ｂａｒとなり、減算部８１から出力される値は０．５ｂａｒとなる。また、高圧蒸気圧の計測値が例えば５．８ｂａｒであり、設定最小値が例えば５．５ｂａｒの場合、高値選択部８４から出力される値は５．５ｂａｒとなり、減算部８１から出力される値は０．３ｂａｒとなる。一方、高圧蒸気圧の計測値が８．０ｂａｒの場合でも、高値選択部８４から出力される値は７．５ｂａｒとなるため、減算部８１から出力される値は０．５ｂａｒとなる。すなわち、本実施形態に係る負荷容量値算出部７０は、高圧蒸気圧の計測値と設定最小値との偏差が大きくても、変動抑制値を超えた偏差を用いることなく、すなわち変動抑制値を規制値とし、変動抑制値以下の値で負荷容量値を算出する。これにより、負荷容量値算出部７０によって算出される負荷容量値の時間変化が大きく変化することが抑制される。
　このようにしてＴＣＰ５７で算出された負荷容量値（STG　Avail．kW）は、アナログ信号（電圧値）としてＰＭＳ５３へ出力される。
　ＰＭＳ５３は、負荷分担制御部８０及びガバナ増減パルス生成部８６を備える。
　負荷分担制御部８０は、ＴＣＰ５７から入力された負荷容量値に基づいて、蒸気タービン９及びディーゼルエンジン発電機６０の負荷分担を示す負荷分担信号を生成する。ガバナ増減パルス生成部８６は、負荷分担制御部８０からの負荷分担信号に基づいて、蒸気タービン９及びディーゼルエンジン発電機６０に対して、制御値（速度設定値）を増加又は減少させるためのガバナ増又はガバナ減を示すパルス信号（以下「ガバナ増減パルス信号」という。）を生成し、各々に対応するガバナ５９，８７，８８へ出力する。
　なお、ガバナ５９は、ＴＣＰ５７に備えられ、蒸気タービン９の回転速度を制御するものであり、ＰＭＳ５３が指示する回転速度の速度設定値（ガバナ増減パルス信号）に応じた調速弁開度を調速弁３７へ出力することで、蒸気タービン９の出力を制御すると共に、調速弁開度が目標開度となるように制御される。
　また、ガバナ８７，８８は、各々対応するディーゼルエンジン発電機６０に備えられ、ディーゼルエンジン発電機６０の回転速度を制御するものであり、ＰＭＳ５３が指示する回転速度の速度設定値（ガバナ増減パルス信号）に応じた調速弁開度を調速弁３７へ出力することで、ディーゼルエンジン発電機６０の出力を制御する。
　次に、パワータービン７の出力値（PT　Act．kW）の算出について説明する。
　タービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）は、上述したように蒸気タービン９の負荷容量値（ST　Avail．kW）とパワータービン７の出力値（PT　Act．kW）との和である（（１）式）。
　　STG　Avail．kW＝ST　Avail．kW＋PT　Act．kW　・・・（１）
　ここで、パワータービン７の出力値（PT　Act．kW）は、（２）式に示されるように、タービン発電機２５の出力計測値（STG　Act．kW）から蒸気タービン９の出力計測値（ST　Act．kW）を減算することで算出される。
　　PT　Act．kW＝STG　Act．kW－ST　Act．kW　・・・（２）
　なお、蒸気タービン９の出力計測値は、蒸気タービン９に導入される主蒸気圧力、蒸気温度、蒸気の排気圧力等の各種計測値を用いて既知の手法により算出される。
　さらに、タービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）を（１）式に基づいて算出する理由を以下に詳述する。
　タービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）は、パワータービン７の負荷容量値（PT　Avail．kW）を用いて下記（３）式から算出することも考えられる。
　　STG　Avail．Kw＝ST　Avail．kW＋PT　Avail．kW　・・・（３）
　ここで、パワータービン７の負荷容量値（PT　Avail．kW）は、メインエンジン３の負荷による関数に対して、外気温（過給機５の吸込み温度）をパラメータとして補正することで求められる。すなわち、(３)式では、メインエンジン３の負荷と外気温とでパワータービン７の負荷容量値（PT　Avail．kW）がある値に決まってしまうので、メインエンジン３の負荷と外気温とでは、パワータービン７の起動中において時々刻々と変化するパワータービン７の負荷容量値（PT　Avail．kW）を算出できない。従って、（３）式では、パワータービン７の起動中におけるタービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）も算出できない。
　なお、起動中における実際のパワータービン７の出力値の変化に近づくように予想して、パワータービン７の負荷容量値（PT　Avail．kW）を徐々に変化させる方法も考えられる。しかしながら、実際と予想に差があれば、この差分を蒸気タービン９の調速弁３７が吸収しようと大きく動いてしまう可能性も考えられる。
　そこで、（１）式のようにパワータービン７の出力値（PT　Act．kW）そのものを用いることによって、パワータービン７の起動中の負荷容量値の変化を精度良くタービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）にリアルタイムで反映できる。これにより、上述した様な、蒸気タービン９の調速弁３７の開度が大きく動くという問題も生じない。
　なお、蒸気タービン９の調速弁３７の開度(換言すると、蒸気タービン９の出力)を現状維持することを目的とすると、パワータービン７の起動中の出力値（PT　Act．kW）の変化は、即ちタービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）の変化でもあると考えることができる。また、パワータービン７の起動中の出力の変化は、（２）式で算出されるPT　Act．kWの変化として現れ、精度良く得られる。
　図４は、負荷容量値算出部７０におけるパワータービン７の出力値の算出に関する機能ブロック図の一例である。
　負荷容量値算出部７０は、減算部９０、減算部９１、及びＰＩＤ演算部９２を備える。
　減算部９０は、タービン発電機２５の出力計測値（STG　Act．kW）から蒸気タービン９の出力計測値（ST　Act．kW）を減算し、パワータービン７の出力値（PT　Act．kW）を算出する。
　減算部９１は、減算部９０からの出力値（PT　Act．kW）とＰＩＤ演算部９２から出力されるパワータービン７の負荷容量値とを減算し、偏差を出力する。なお、減算部９１から出力される偏差が０でない場合は、パワータービン７の出力に変化があった場合である。
　ＰＩＤ演算部９２は、減算部９１から出力された偏差に基づいて、パワータービン７の負荷容量値を算出し、加算部７９へ出力する。なお、ＰＩＤ演算部９２は、パワータービン７の出力に変化があり、大きな値の偏差が入力された場合に、パワータービン７の出力値を急激に変化させるのではなく、パワータービン７の出力値（負荷容量値）を時間変化を伴って徐々に変化させて出力する。
　このようにしてパワータービン７の出力値を算出することで、メインエンジン３の負荷が変化している場合におけるパワータービン７の出力の変化が絶対値（アナログ信号）として現れる。
　ここで、パルス信号を用いた従来の制御では、蒸気タービン９の調速弁３７がパワータービン７の出力変化に応じて、また、ＰＭＳ５３における負荷容量値の変化に応じてその都度制御されるので、プラントの状態が変化している間に、調速弁開度が過度に低下したり、全開位置で固定されたりすることで、制御が不安定になる可能性があった。
　一方、本実施形態では、パワータービン７の出力変化がタービン発電機２５の負荷容量値にリアルタイムで反映される。このため、ＰＭＳ５３は、パワータービン７の出力が変化しても、算出した負荷容量値（STG　Avail．kW）を用いて船内の各発電機の負荷分担を時間遅れ無く算出し、各発電機に調速弁開度の増加又は減少を示す指令（ガバナ増減パルス信号）を出力することができる。すなわち、パワータービン７の出力が変化しても、算出したタービン発電機２５の負荷容量値を時間遅れ無く算出できるので、調速弁開度の制御を安定化できる。さらに、パワータービン７の出力が変化しても、調速弁開度は大きく変化せずに、より安定した制御が可能となる。
　次に、本実施形態に係るタービン発電機系統１の変圧運転について、具体的に図５～８を参照して説明する。
　図５は、変圧運転における各種制御値の時間変化を示すグラフであり、図５（Ａ）はメインエンジン３の負荷の時間変化、図５（Ｂ）は蒸気タービン９の調速弁開度の時間変化（実線）及びダンプ弁４１の開度の時間変化（破線）、図５（Ｃ）は高圧蒸気圧の時間変化、図５（Ｄ）はタービン発電機２５の出力の時間変化を示す。なお、図５の横軸（時間）は、期間（１）～（１４）とのように便宜的に分けられる。
　まず、メインエンジン３の負荷が増加する場合について、期間（１）～（８）毎に説明する。
　期間（１）：メインエンジン３の起動が開始され、排ガスエコノマイザ１１が起動して高圧蒸気の生成が開始され昇圧される。
　期間（２）：高圧蒸気圧がダンプ弁４１の設定圧まで昇圧するとダンプ弁４１が開き、蒸気量の増加に伴いダンプ弁４１の開度が高圧蒸気圧を一定圧とするように制御される。
　期間（３）：蒸気タービン９が起動を開始する。そして、調速弁３７の開度増加に連れ、又は負荷の増加に連れ、蒸気タービン９へ蒸気が導入される。これに伴い、ダンプ弁４１の開度が減少し、やがてダンプ弁４１が全閉となる。すなわち、期間（１）から期間（３）までの間は、高圧蒸気圧はダンプ弁４１によって制御される。
　そして、期間（３）までは、高圧蒸気圧は設定最小値を超え、また、調速弁開度は目標開度未満であるため、ＴＣＰ５７はＰＭＳ５３へ出力する負荷容量値を増加させる。
　ＰＭＳ５３は増加した負荷容量値に応じてガバナ５９にガバナ増指令を示すパルス信号を出力し、これによりガバナ５９が調速弁開度を増加するので、蒸気タービン９の負荷が増加する。
　期間（４）：ダンプ弁４１が全閉とされ、調速弁開度が増加するに連れて高圧蒸気圧が低下する。なお、期間（４）におけるＴＣＰ５７及びＰＭＳ５３の動作、並びに負荷容量値の変化は期間（３）と同様である。
　期間（５）：調速弁開度を目標開度となるように増加させる間に、高圧蒸気圧が低下して設定最小値に達すると、設定最小値を維持するように調速弁開度が制御される。そして、蒸気量の増加に連れて、設定最小値を維持しながら調速弁開度が増加する。
　なお、高圧蒸気圧が設定最小値未満となると、調速弁開度が目標開度に達していなくても、ＴＣＰ５７はそれまでのような負荷容量値の増加をやめ、設定最小値を維持すべく負荷容量値を調整する。
　期間(６)：調速弁開度が目標開度に達したら開度の制御は止まり、これ以降、蒸気量が増加すると調速弁３７の目標開度を維持したままで高圧蒸気圧が増加していく。
　なお、調速弁開度を目標開度とする制御は一旦止まるが、厳密にはこの状態で蒸気量が増加すると蒸気タービン９の回転速度が増加するので、ガバナ５９は蒸気タービン９に導入する蒸気量を減少させるように動き、調速弁開度は減少する。そして、さらに調速弁開度を目標開度とするべくＴＣＰ５７は負荷容量値を増加させ、ＰＭＳ５３のガバナ増指令により負荷が増加する。このように、調速弁３７の目標開度到達後も蒸気量増加に伴い、調速弁開度を目標開度とする制御が繰り返されながら負荷容量値が増加し、蒸気タービン９の負荷が増加していく。
　期間（７）：パワータービン７の起動が開始される。過渡的にはパワータービン７の出力の増加に伴い調速弁開度も変動するが、変動が大きくならないように負荷容量値を制御しているので、本図では省略している。
　期間（８）：メインエンジン３の負荷増加によるパワータービン７の出力増加と蒸気量増加に伴い、ＰＭＳ５３からガバナ増指令を受けるまで、調速弁開度は減少するように制御され、期間（６）と同様のような動きで負荷容量値、及び蒸気タービン９の負荷が増加していく。なお、調速弁開度が目標開度より減少すると、調速弁開度を目標開度に戻すためにＴＣＰ５７はタービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）を増加させる。そしてＰＭＳ５３からガバナ増指令を受けて調速弁開度は目標開度に向かって増加する。このように、期間（８）では、調速弁開度が小さな増減を繰り返しながら、目標開度を維持することとなる。
　次にメインエンジン３の負荷が減少する場合について、期間（１１）～（１４）毎に説明する。
　期間（１１）：メインエンジン３の負荷減少によるパワータービン７の出力増加と蒸気量の減少に伴い、ＰＭＳ５３からガバナ減指令を受けるまで、調速弁開度は蒸気タービン９の速度低下を補うべく増加方向に動く。一方、ＴＣＰ５７は、調速弁開度を目標開度に戻すべく負荷容量値を減少させ、ＰＭＳ５３のガバナ減指令により負荷が減少する。
　なお、調速弁開度が目標開度より増加すると、調速弁開度を目標開度に戻すためにＴＣＰ５７はタービン発電機２５の負荷容量値（STG　Avail．kW）を減少させる。そしてＰＭＳ５３からガバナ減指令を受けて調速弁開度は目標開度に向かって減少する。このように、期間（１１）では、調速弁開度が小さな増減を繰り返しながら、目標開度を維持することとなる。
　期間（１２）： パワータービン７が停止する。通常、メインエンジン３の負荷減少による抽ガス許容量の低下によりパワータービン７が停止する。過渡的にはパワータービン７の出力の減少、そして停止に伴い調速弁開度も変動するが、変動が大きくならないように負荷容量値を制御しているので、本図では省略している。
　期間（１３）：さらなるメインエンジン３の負荷減少による蒸気量の低下に伴い、調速弁開度は、目標開度に維持されつつ、高圧蒸気圧が設定最小値まで低下する。その後、高圧蒸気圧の設定最小値を維持すべく負荷容量値を減少させるので調速弁開度が減少する。
　期間（１４）：負荷容量値が予め定めされた最小値に達すると、負荷容量値はそれ以上減少しなくなり、ＰＭＳ５３は上記最小値の負荷を保とうとしてガバナ５９に指令(例えば増加指令)を与えるので、高圧蒸気圧が設定最小値よりも低下し始める。その後、出力の低下と高圧蒸気圧の低下に伴い蒸気タービン９が停止する。
　図６Ａ及び図６Ｂは、パワータービン７の起動時における従来の各種制御値の時間変化と、本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。なお、図６Ａが従来の各種制御値の時間変化を示し、図６Ｂが本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示す。また、時間Ｔ１は排ガス量調整弁３３を開けることによって、パワータービン７を起動させるタイミングを示し、時間Ｔ２はパワータービン７のクラッチ３１をオンとしてパワータービン７がタービン発電機２５に接続されるタイミングを示し、時間Ｔ３は本実施形態においてパワータービン７の出力が一定となったタイミングを示し、時間Ｔ４は排ガス量調整弁３３が全開となったタイミングを示す。
　図６Ａの（Ａ－１），図６Ｂの（Ｂ－１）は、メインエンジン３の負荷の時間変化を示すものの、図６Ａ及び図６Ｂでは一例として、メインエンジン３の負荷が一定の場合を示す。
　図６Ａの（Ａ－２），図６Ｂの（Ｂ－２）は、排ガス量調整弁３３の開度の時間変化を示す。排ガス量調整弁３３の開度は、時間Ｔ１から時間Ｔ４の間で全閉から全開まで連続的に変化する。
　図６Ａの（Ａ－３），図６Ｂの（Ｂ－３）は、ＰＭＳ５３における負荷容量値（タービン発電機２５の負荷容量値）の時間変化を示す。なお、従来に係る図６Ａの（Ａ－３）では、負荷容量値はパルス信号により増減されるため、時間経過と共に段階的に増加している。一方、本実施形態に係る図６Ｂの（Ｂ－３）では、負荷容量値はアナログ信号で表されるため、連続的に増加している。
　従来のパルス信号を用いた負荷容量値の増加では、パワータービン７の出力が一定となった時間Ｔ３以降も時間遅れのために、段階的に負荷容量値が増している。一方、本実施形態に係る制御では、パワータービン７の出力が一定となった時間Ｔ３のタイミングで、負荷容量値の増加は終わり、その後一定となる。
　図６Ａの（Ａ－４），図６Ｂの（Ｂ－４）は、蒸気タービン９に対するガバナ速度設定値の時間変化を示す。
　ガバナ速度設定値の変化は、負荷容量値の増減に依存するため、従来に係る図６Ａの（Ａ－４）では、パワータービン７の出力が一定となった時間Ｔ３以降も時間遅れのために、所定値ずつ段階的にガバナ速度設定値が増している。一方、本実施形態に係る図６Ｂの（Ｂ－４）では、パワータービン７の出力が一定となった時間Ｔ３となったタイミングで、ガバナ速度設定値の増加は終わり、その後一定となる。
　図６Ａの（Ａ－５），図６Ｂの（Ｂ－５）は、調速弁開度の時間変化を示す。また、図６Ａの（Ａ－６），図６Ｂの（Ｂ－６）は、蒸気タービン９の出力及びパワータービン７の出力と共に、タービン発電機２５の出力の時間変化を示す。
　図６Ａの（Ａ－５），図６Ｂの（Ｂ－５）で示されるように、パワータービン７の出力が増加すると共に調速弁開度は減少する。これが期間ａである。一方、減少し過ぎた調速弁開度を目標開度とする制御が、期間ｂで行われる。
　従来では、パワータービン７の出力変化に伴い調速弁開度が制御され、その後パルス信号によってＰＭＳ５３に保持している調速弁開度や蒸気圧を目標値とする制御が行われていた。このため、制御に時間遅れが生じており、排ガス量調整弁３３が全開となってもパワータービン７や蒸気タービン９も整定状態となっていない。
　一方、本実施形態では、（１）式で示すように、パワータービン７の出力変化がタービン発電機２５の負荷容量値（アナログ信号）にリアルタイムで反映させるため、時間遅れ無く調速弁開度の制御が可能となり、減少し過ぎた調速弁開度を目標開度とする制御に要する時間（期間ｂ）も従来に比べて短くなる。特に、本実施形態では、排ガス量調整弁３３が全開となったタイミングにおいて、調速弁開度を目標開度とできるのでパワータービン７や蒸気タービン９も従来に比べて早く整定状態となる。
　図７Ａ及び図７Ｂは、パワータービン停止時における従来の各種制御値の時間変化と、本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。なお、図７Ａが従来の各種制御値の時間変化を示し、図７Ｂが本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示す。また、時間Ｔ５は排ガス量調整弁３３を閉めるタイミングを示し、時間Ｔ６はパワータービン７のクラッチ３１をオフとしてパワータービン７がタービン発電機２５に非接続とされるタイミングを示し、時間Ｔ７は排ガス量調整弁３３が全閉となったタイミングを示す。
　図７Ａの（Ａ－１），図７Ｂの（Ｂ－１）は、メインエンジン３の負荷の時間変化を示すものの、図７では一例として、メインエンジン３の負荷が一定の場合を示す。
　図７Ａの（Ａ－２），図７Ｂの（Ｂ－２）は、排ガス量調整弁３３の開度の時間変化を示す。排ガス量調整弁３３の開度は、時間Ｔ５から時間Ｔ７の間で全開から全閉まで連続的に変化する。
　図７Ａの（Ａ－３），図７Ｂの（Ｂ－３）は、ＰＭＳ５３における負荷容量値（タービン発電機２５の負荷容量値）の時間変化を示す。なお、従来に係る図７Ａの（Ａ－３）では、負荷容量値はパルス信号により増減されるため、段階的に減少している。なお、図７Ａの（Ａ－３）では、パルス信号による負荷容量値の増減の時間遅れにより、タービン発電機２５の負荷容量値は過度に減少し、その後に増加に転じて一定となる。
　一方、本実施形態に係る図７Ｂの（Ｂ－３）では、負荷容量値はアナログ信号で表されるため、連続的に減少し、時間遅れもない。
　図７Ａの（Ａ－４），図７Ｂの（Ｂ－４）は、蒸気タービン９に対するガバナ速度設定値の時間変化を示す。
　ガバナ速度設定値の変化は、負荷容量値の増減に依存するため、従来に係る図７Ａの（Ａ－４）では、ガバナ速度設定値が減少した後に増加して一定となる。一方、本実施形態に係る図７Ｂの（Ｂ－４）では、従来のようなガバナ速度設定値の減少・増加はなく、ガバナ速度設定値は減少後に一定となる。
　図７Ａの（Ａ－５），図７Ｂの（Ｂ－５）は、調速弁開度の時間変化を示す。また、図７Ａの（Ａ－６），図７Ｂの（Ｂ－６）は、蒸気タービン９の出力及びパワータービン７の出力と共に、タービン発電機２５の出力の時間変化を示す。
　従来では、制御に時間遅れが生じているので、タービン発電機２５の出力は正定状態となるまで時間を要する。一方、本実施形態では、時間遅れ無く制御が可能でるため、タービン発電機２５の出力が正定状態となるまでの時間が従来に比べて短い。
　図８Ａ及び図８Ｂは、船内電力負荷の増加時における従来の各種制御値の時間変化と、本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示すグラフである。なお、図８Ａが従来の各種制御値の時間変化を示し、図８Ｂが本発明の実施形態に係る各種制御値の時間変化を示す。また、時間Ｔ１０は船内電力負荷が増加したタイミングを示す。
　図８Ａの（Ａ－１），図８Ｂの（Ｂ－１）は、メインエンジン３の負荷の時間変化を示すものの、図８Ａ及び図８Ｂでは一例として、メインエンジン３の負荷が一定の場合を示す。
　図８Ａの（Ａ－２），図８Ｂの（Ｂ－２）は調速弁開度の時間変化を示し、図８Ａの（Ａ－３），図８Ｂの（Ｂ－３）はＰＭＳ５３における負荷容量値（タービン発電機２５の負荷容量値）の時間変化を示し、図８Ａの（Ａ－４），図８Ｂの（Ｂ－４）は蒸気タービン９に対するガバナ速度設定値の時間変化を示し、図８Ａの（Ａ－５），図８Ｂの（Ｂ－５）は、蒸気タービン９の出力及びパワータービン７の出力と共に、タービン発電機２５の出力の時間変化を示す。
　時間Ｔ１０で船内電力負荷が増加すると、それに伴い、調速弁開度は増加し、タービン発電機２５の出力も増加する。一方、調速弁開度が増加するので調速弁開度を目標開度とするべく負荷容量値は減少する。この負荷容量値の変化に応じて、ガバナ速度設定値及びタービン発電機２５の出力値も変化する。
　ここで、従来では、ＰＭＳ５３に保持されている負荷容量値をパルス信号によって増減させるため、タービン発電機２５の出力変化に対して負荷容量値の変化に遅れが生じる。その結果、ガバナ速度設定値や調速弁開度の変化にも遅れが生じるので、図８Ａの（Ａ－２）～（Ａ－５）に示されるように、各種制御値にハンチングが生じる可能性がある。換言すると、パルス信号による負荷容量値の変化の位相が、タービン発電機２５の出力、ガバナ速度設定値や調速弁開度の変化の位相とずれるため、ハンチングが生じる可能性がある。
　一方、本実施形態では、ＴＣＰ５７で負荷容量値の絶対値を算出し、アナログ信号によりＰＭＳ５３へ出力するので、負荷容量値の算出、ガバナ速度設定値の出力、調速弁開度の制御を時間遅れ無く行えるので、従来のようなハンチングを抑制できる。
　以上説明したように、本実施形態に係るＴＣＰ５７は、調速弁３７の開度を一定（目標開度）となるように制御することで、蒸気タービン９に導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う。そして、ＴＣＰ５７は、調速弁３７の目標開度と調速弁３７の実際の開度との偏差に基づいて、蒸気タービン９から得られる実際の負荷容量値を算出す、算出した負荷容量値に基づいて調速弁開度を制御する。
　これにより、本実施形態に係るＴＣＰ５７は、調速弁開度の制御に用いる負荷容量値を従来のようにパルス信号で増減しないので、パルス信号特有の時間遅れを生じることなく、調速弁３７を制御できる。従って、ＴＣＰ５７は、プラントの状態が変化した場合の排熱回収において、より安定な制御を可能とする。
　以上、本発明を、上記実施形態を用いて説明したが、本発明の技術的範囲は上記実施形態に記載の範囲には限定されない。発明の要旨を逸脱しない範囲で上記実施形態に多様な変更又は改良を加えることができ、該変更又は改良を加えた形態も本発明の技術的範囲に含まれる。
　例えば、上記実施形態では、本実施形態に係るタービン発電機系統１が舶用の発電システムとして用いられる形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、本実施形態に係るタービン発電機系統１は、例えば陸上のプラント設備に適用される形態としてもよい。
　この形態の場合、プラント設備は、無限大母線と接続されていない、所謂マイクログリッド（アイランドモードともいう。）で運用される。
　また、上記実施形態では、一例として、排ガスがメインエンジン３によって生成される形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、排ガスをメインエンジン３以外で生成される排ガス、例えば、ボイラで生成される排ガスとしてもよい。
　２　　発電システム
　３　　メインエンジン
　７　　パワータービン
　９　　蒸気タービン
　２５　タービン発電機（発電機）
　３７　調速弁
　４３　発電システム制御装置（制御装置）
　５９　ガバナ（制御手段）
　７０　負荷容量値算出部（算出手段）

Claims (9)

  1. 　排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、
    　前記蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁と、
    　前記蒸気タービンに接続された発電機と、
    を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電システムの制御装置であって、
    　前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を算出する算出手段と、
    　前記算出手段によって算出された前記負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する制御手段と、
    を備える発電システムの制御装置。
  2. 　前記算出手段で算出される前記負荷容量値は、上限が定められる請求項１記載の発電システムの制御装置。
  3. 　前記算出手段は、前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づく第１負荷容量値、及び前記蒸気タービンに導入する蒸気圧の設定値と実際の蒸気圧との偏差に基づく第２負荷容量値のうちより小さな値を、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値として算出する請求項１又は請求項２記載の発電システムの制御装置。
  4. 　前記排ガスによって駆動されるパワータービンを具備し、
    　前記発電機は、前記パワータービン及び前記蒸気タービンに接続され、
    　前記算出手段は、算出した前記負荷容量値と前記パワータービンの出力値との和を前記発電機で利用可能な負荷容量値として出力する請求項１記載の発電システムの制御装置。
  5. 　前記パワータービンの出力値は、前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算して算出される請求項４記載の発電システムの制御装置。
  6. 　排ガスによって駆動されるパワータービンと、
    　前記排ガスによって生成された蒸気によって駆動される蒸気タービンと、
    　前記蒸気タービンに導入する蒸気量を制御する調速弁と、
    　前記パワータービン及び前記蒸気タービンに接続された発電機と、
    を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電システムの制御装置であって、
    　前記パワータービンの出力値を前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算することで算出し、算出した前記パワータービンの出力値を前記蒸気タービンから得られる負荷容量値に加算することで前記発電機の負荷容量値を算出する算出手段と、
    　前記算出手段によって算出された前記発電機の負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する制御手段と、
    を備える発電システムの制御装置。
  7. 　請求項１又は請求項６記載の制御装置を備え、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電システム。
  8. 　排ガスによって生成された蒸気によって蒸気タービンを駆動する工程と、
    　前記蒸気タービンに導入する蒸気量を調速弁によって制御する工程と、
    　前記蒸気タービンの駆動により発電を行う工程と、
    を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電方法であって、
    　前記調速弁の目標開度と前記調速弁の実際の開度との偏差に基づいて、前記蒸気タービンから得られる実際の負荷容量値を算出する第１工程と、
    　前記第１工程によって算出した前記負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する第２工程と、
    を備える発電方法。
  9. 　排ガスによってパワータービンを駆動する工程と、
    　前記排ガスによって生成された蒸気によって蒸気タービンを駆動する工程と、
    　前記蒸気タービンに導入する蒸気量を調速弁によって制御する工程と、
    　前記パワータービン及び前記蒸気タービンの駆動により発電を行う工程と、
    を具備し、前記蒸気タービンに導入する蒸気圧を変化させる変圧運転を行う発電方法であって、
    　前記パワータービンの出力値を前記発電機の出力の計測値から前記蒸気タービンの出力の計算値を減算することで算出し、算出した前記パワータービンの出力値を前記蒸気タービンから得られる負荷容量値に加算することで前記発電機の負荷容量値を算出する第１工程と、
    　前記第１工程によって算出した前記発電機の負荷容量値に基づいて、前記調速弁の開度を制御する第２工程と、
    を備える発電方法。
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