WO2017110322A1 - 蒸気タービン冷却装置 - Google Patents

蒸気タービン冷却装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2017110322A1
WO2017110322A1 PCT/JP2016/084085 JP2016084085W WO2017110322A1 WO 2017110322 A1 WO2017110322 A1 WO 2017110322A1 JP 2016084085 W JP2016084085 W JP 2016084085W WO 2017110322 A1 WO2017110322 A1 WO 2017110322A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
steam
pressure
cooling
superheated
supply pipe
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2016/084085
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
卓美 松村
豊治 西川
雄久 ▲濱▼田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Power Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd filed Critical Mitsubishi Hitachi Power Systems Ltd
Priority to CN201680075171.8A priority Critical patent/CN108431375B/zh
Priority to US16/063,436 priority patent/US10989069B2/en
Priority to DE112016005958.2T priority patent/DE112016005958B4/de
Priority to KR1020187017172A priority patent/KR102026040B1/ko
Publication of WO2017110322A1 publication Critical patent/WO2017110322A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/08—Cooling; Heating; Heat-insulation
    • F01D25/12—Cooling
    • 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
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • 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
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/02—Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles
    • 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
    • F01D9/00—Stators
    • F01D9/06—Fluid supply conduits to nozzles or the like
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/30—Application in turbines
    • F05D2220/31—Application in turbines in steam turbines
    • 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
    • F05D2240/00—Components
    • F05D2240/10—Stators
    • 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
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/20—Heat transfer, e.g. cooling
    • F05D2260/201—Heat transfer, e.g. cooling by impingement of a fluid
    • 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
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/20—Heat transfer, e.g. cooling
    • F05D2260/232—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium
    • F05D2260/2322—Heat transfer, e.g. cooling characterized by the cooling medium steam
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T50/00—Aeronautics or air transport
    • Y02T50/60—Efficient propulsion technologies, e.g. for aircraft

Definitions

  • the present invention relates to a steam turbine cooling device.
  • the steam turbine described in Patent Document 1 further increases the plant thermal efficiency by raising the steam temperature to an extremely high temperature, and allows the turbine components to maintain a high strength guarantee by coping with the extremely high temperature of the steam.
  • the purpose is that.
  • a turbine rotor provided in a double casing is provided with a turbine stage, and the turbine stage includes a nozzle box for guiding the working steam from a steam supply pipe to the turbine stage.
  • the cooling steam inlet provided through the double casing between the nozzle box and the cooling steam supplied from this cooling steam inlet was distributed, and one of the distributed cooling steam was cooled outside the nozzle box.
  • the double casing was cooled via a means for supplying each of the turbine stage, the turbine rotor and the double casing, and a gland provided with the other of the distributed cooling steam between the double casing and the turbine rotor.
  • the steam supply pipe has a double pipe structure of an outer pipe and an inner pipe, and a cooling passage is formed between the inner pipe and the outer pipe. That is, the steam supply pipe is formed with a passage inside the inner pipe and a cooling passage between the inner pipe and the outer pipe.
  • the inside of the inner pipe is connected to a nozzle box housed in the inner casing of the double casing, and the cooling passage is connected to the outer casing of the double casing. Then, the superheated steam is supplied from the inner pipe into the nozzle box and guided to the turbine stage in the inner casing by the nozzle box.
  • the cooling steam is supplied from the cooling steam inlet between the turbine rotor and the nozzle box, and then one is supplied to each of the turbine stage, the turbine rotor and the inner casing through the outside of the nozzle box, and the other Are joined together in the outer casing via a gland provided between the inner casing and the turbine rotor and supplied to the cooling passage of the steam supply pipe.
  • This invention solves the subject mentioned above, and aims at providing the steam turbine cooling device which can improve cooling efficiency.
  • a steam turbine cooling device of the present invention includes a rotor as a rotating body that extends along the axis of rotation thereof, a casing that houses the rotor, and an extension of the rotor.
  • a steam path provided between the rotor and the passenger compartment along the direction of movement, and an annular shape surrounding the outer periphery of the rotor, and communicated with the steam path between the outer surface and the outer peripheral surface of the rotor
  • a steam nozzle chamber that is attached to the interior of the vehicle interior with a gap that is formed along an annular shape, and an opening that communicates with the steam passage from the steam nozzle chamber toward the extending direction of the rotor.
  • a superheated steam supply pipe that is provided in communication with the steam nozzle chamber of the steam nozzle section through the casing from the outside of the casing and is supplied with superheated steam.
  • a cooling steam passage that extends through the passenger compartment along the superheated steam supply pipe and reaches the gap, and reaches the gap along the superheated steam supply pipe via the cooling steam passage, and A cooling steam supply unit that supplies low-temperature cooling steam at a pressure higher than that of the steam supplied by the steam supply pipe.
  • the superheated steam supplied from the superheated steam supply pipe reaches the steam passage through the opening from the steam nozzle chamber of the steam nozzle section.
  • the superheated steam gradually decreases in temperature and pressure from the upstream side to the downstream side of the flow.
  • the cooling steam reaches the gap along the superheated steam supply pipe via the cooling steam passage, and flows along the part from the higher temperature to the lower part with the temperature of the superheated steam. For this reason, the high temperature part can be reliably cooled by the cooling steam.
  • the cooling steam reaching the steam passage from the gap becomes a temperature close to that of the superheated steam and merges with the superheated steam, so that the performance degradation of the steam turbine can be suppressed.
  • the cooling steam does not disperse into a plurality of paths and follows a series of paths, the flow rate can be easily controlled during cooling.
  • the cooling steam passage is between an outer pipe that surrounds an outer periphery of the superheated steam supply pipe and is attached to the vehicle compartment, and an outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe. It is a formed space portion, and is provided from the outside of the vehicle compartment to the inside of the vehicle compartment and in communication with the gap.
  • this steam turbine cooling device it is possible to realize a path that passes through the passenger compartment along the superheated steam supply pipe and reaches the gap.
  • the cooling steam passage includes a space part between the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe and the vehicle compartment, and a steam nozzle part provided in communication with the space part.
  • a hollow portion in the wall and a through-hole penetrating from the hollow portion to the gap, are provided from the outside of the vehicle compartment to the inside of the vehicle compartment and communicated with the gap.
  • this steam turbine cooling device it is possible to realize a path that passes through the passenger compartment along the superheated steam supply pipe and reaches the gap.
  • the cooling efficiency can be improved.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a combined cycle plant.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a steam turbine cooling device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a steam turbine cooling device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a combined cycle plant to which the gas turbine and the steam turbine are applied.
  • a combined cycle plant 100 shown in FIG. 1 includes a gas turbine 110, a high-pressure steam turbine 120, an intermediate-pressure steam turbine 130, and a low-pressure steam turbine 140. These gas turbine 110, high-pressure steam turbine 120, intermediate-pressure steam turbine 130, and low-pressure The steam turbine 140 is disposed coaxially with the generator 150.
  • the gas turbine 110 includes a compressor 111, a combustor 112, and a turbine 113.
  • the compressor inlet air 114 is pressurized and supplied to the combustor 112.
  • the combustor 112 high-temperature combustion gas is generated by the supplied air and fuel 115 and supplied to the turbine 113.
  • the combustion gas passing through the turbine 113 is discharged as exhaust gas after the turbine 113 is driven to rotate.
  • the combined cycle plant 100 includes a boiler (exhaust heat recovery boiler) 1 that generates superheated steam from water using the exhaust gas discharged from the turbine 113 in the gas turbine 110 as a heating source.
  • the superheated steam generated by the boiler 1 drives the high-pressure steam turbine 120, the intermediate-pressure steam turbine 130, and the low-pressure steam turbine 140.
  • Electric power is generated by the generator 150 by driving the gas turbine 110, the high pressure steam turbine 120, the intermediate pressure steam turbine 130, and the low pressure steam turbine 140.
  • the steam used in the low-pressure steam turbine 140 is converted into condensate by a condenser 160 connected to the low-pressure steam turbine 140 and sent to the boiler 1 as water for generating superheated steam.
  • the boiler 1 is connected to a flue 113a provided on the exhaust side of the turbine 113 in the gas turbine 110.
  • the boiler 1 includes a low-pressure economizer 10, a low-pressure drum 11, a low-pressure evaporator 12, a medium-pressure economizer 13, a high-pressure primary economizer 14, an intermediate-pressure drum 15, and an intermediate-pressure evaporator from the downstream side of the exhaust gas flow.
  • the boiler 1 includes a low-pressure system that generates low-pressure superheated steam for driving the low-pressure steam turbine 140, a medium-pressure system that generates medium-pressure superheated steam for driving the intermediate-pressure steam turbine 130, and high-pressure steam. And a high-pressure system that generates high-pressure superheated steam for driving the turbine 120.
  • the low pressure system includes a low pressure economizer 10, a low pressure drum 11, a low pressure evaporator 12, a low pressure superheater 17, and a condensate pump 26.
  • the intermediate pressure system includes an intermediate pressure economizer 13, an intermediate pressure drum 15, an intermediate pressure evaporator 16, an intermediate pressure superheater 19, a primary reheater 23, a secondary reheater 24, and an intermediate pressure feed water pump 27.
  • the high-pressure system includes a high-pressure primary economizer 14, a high-pressure secondary economizer 18, a high-pressure drum 20, a high-pressure evaporator 21, a high-pressure primary superheater 22, a high-pressure secondary superheater 25, and a high-pressure feed water pump 28.
  • the low pressure economizer 10 is connected to the condenser 160 through the connection line 30.
  • a condensate pump 26 is provided in the connection line 30.
  • the low-pressure economizer 10 is connected to the low-pressure drum 11 through a low-pressure branch line 31a among the connection lines 31 branched into three.
  • the low pressure drum 11 is connected to the low pressure evaporator 12.
  • the low-pressure drum 11 is connected to the low-pressure superheater 17 through a connection line 32.
  • the low pressure superheater 17 is connected to the inlet side of the low pressure steam turbine 140 through the connection line 33.
  • the outlet side of the low-pressure steam turbine 140 is connected to the condenser 160 through the connection line 34.
  • the water (condensate) of the condenser 160 flows into the low-pressure economizer 10 through the connection line 30 and is heated by the condensate pump 26 and is heated through the low-pressure branch line 31 a of the connection line 31. It flows into the drum 11.
  • the water supplied to the low-pressure drum 11 is evaporated by the low-pressure evaporator 12 to become saturated steam, returned to the low-pressure drum 11, and sent to the low-pressure superheater 17 through the connection line 32.
  • the saturated steam is superheated in the low-pressure superheater 17, and this superheated steam is supplied to the low-pressure steam turbine 140 through the connection line 33.
  • the steam discharged by driving the low-pressure steam turbine 140 is guided to the condenser 160 through the connection line 34 to become water (condensate), and is supplied to the low-pressure economizer 10 through the connection line 30 by the condensate pump 26. Sent out.
  • the medium pressure economizer 13 is connected to the low pressure economizer 10 by an intermediate pressure branch line 31b among the connection lines 31 that branch into three.
  • An intermediate pressure feed water pump 27 is provided in the intermediate pressure branch line 31b.
  • the intermediate pressure economizer 13 is connected to the intermediate pressure drum 15 through a connection line 35.
  • the connection line 35 is provided with a flow rate adjusting valve 36 on the way.
  • the intermediate pressure drum 15 is connected to the intermediate pressure evaporator 16. Further, the intermediate pressure drum 15 is connected to the intermediate pressure superheater 19 through a connection line 37.
  • the intermediate pressure superheater 19 is connected to the inlet side of the primary reheater 23 by a connection line 38.
  • the primary reheater 23 is connected to the outlet side of the high-pressure steam turbine 120 through the connection line 40. Further, the primary reheater 23 is connected to the secondary reheater 24 by a connection line 41. The secondary reheater 24 is connected to the inlet side of the intermediate pressure steam turbine 130 through the connection line 42. The outlet side of the intermediate pressure steam turbine 130 is connected to the inlet side of the low pressure steam turbine 140 through a connection line 39.
  • the water heated by the low pressure economizer 10 is further heated by flowing into the intermediate pressure economizer 13 via the intermediate pressure branch line 31b of the connection line 31 by the intermediate pressure feed water pump 27. It flows into the intermediate pressure drum 15 via the line 35.
  • the water supplied to the intermediate pressure drum 15 is evaporated by the intermediate pressure evaporator 16 to become saturated vapor, returned to the intermediate pressure drum 15, and sent to the intermediate pressure superheater 19 through the connection line 37.
  • the saturated steam is superheated in the intermediate pressure superheater 19, and this superheated steam is supplied to the primary reheater 23 via the connection line 38.
  • the steam discharged by driving the high-pressure steam turbine 120 is sent to the primary reheater 23 through the connection line 40.
  • the steam is superheated in the primary reheater 23, and this superheated steam is sent to the secondary reheater 24 through the connection line 41.
  • the steam is further superheated in the secondary reheater 24, and this superheated steam is supplied to the intermediate pressure steam turbine 130 via the connection line 42.
  • the steam discharged by driving the intermediate pressure steam turbine 130 is supplied to the low pressure steam turbine 140 through the connection line 39.
  • the primary reheater 23 and the secondary reheater 24 superheat steam, they have the same function as the superheater and are included in the superheater in this embodiment. That is, the primary reheater 23 is also referred to as a first superheater, and the secondary reheater 24 is also referred to as a second superheater.
  • the high-pressure primary economizer 14 is connected to the low-pressure economizer 10 by a high-pressure branch line 31c among the connection lines 31 that branch into three.
  • a high-pressure feed water pump 28 is provided in the high-pressure branch line 31c.
  • the high-pressure primary economizer 14 is connected to the high-pressure secondary economizer 18 through a connection line 43.
  • the high pressure secondary economizer 18 is connected to the high pressure drum 20 via a connection line 44.
  • the connection line 44 is provided with a flow rate adjustment valve 45 in the middle.
  • the high pressure drum 20 is connected to a high pressure evaporator 21.
  • the high-pressure drum 20 is connected to the high-pressure primary superheater 22 through a connection line 46.
  • the high-pressure primary superheater 22 is connected to the high-pressure secondary superheater 25 by a connection line 47.
  • the high pressure secondary superheater 25 is connected to the inlet side of the high pressure steam turbine 120 by a connection line 48.
  • the outlet side of the high-pressure steam turbine 120 is connected to the intermediate pressure primary reheater 23 through the connection line 40 as described above.
  • the water heated in the low-pressure economizer 10 is further heated by flowing into the high-pressure primary economizer 14 via the high-pressure branch line 31 c of the connection line 31 by the high-pressure feed water pump 28. Then, it flows into the high-pressure secondary economizer 18 and is further heated and flows into the high-pressure drum 20 through the connection line 44.
  • the water supplied to the high-pressure drum 20 is evaporated by the high-pressure evaporator 21 to become saturated steam, returned to the high-pressure drum 20, and sent to the high-pressure primary superheater 22 through the connection line 46.
  • the saturated steam is superheated in the high-pressure primary superheater 22, and this superheated steam is sent to the high-pressure secondary superheater 25 through the connection line 47.
  • the superheated steam is further superheated in the high pressure secondary superheater 25, and this superheated steam is supplied to the high pressure steam turbine 120 via the connection line 48.
  • FIG 2 and 3 are schematic configuration diagrams showing an example of the steam turbine cooling device according to the present embodiment.
  • the steam turbines 120, 130, and 140 include a rotor 61, a casing 62, a steam passage 63, a steam nozzle portion 64 ⁇ / b> A, stationary blades 66 ⁇ / b> A and 66 ⁇ / b> B, and a moving blade 67. And a superheated steam supply pipe 69A.
  • the rotor 61 is provided so as to extend along the axis S of its own rotation.
  • the vehicle compartment 62 houses the rotor 61 and supports the rotor 61 so as to be rotatable around the axis S.
  • the vehicle compartment 62 includes an outer vehicle compartment 62A and an inner vehicle compartment 62B.
  • the outer casing 62A covers the periphery of the inner casing 62B and stores the inner casing 62B.
  • the inner casing 62B houses the rotor 61 and supports the rotor 61 so as to be rotatable around the axis S.
  • a vehicle interior space 62C is formed between the outer vehicle compartment 62A and the inner vehicle compartment 62B.
  • a clearance 65A is formed between the inner casing 62B and the outer peripheral surface of the rotor 61.
  • the gap 65A is provided with a plurality of fins 68 extending from the inner casing 62B toward the rotor 61 and arranged in the extending direction of the rotor 61.
  • the fin 68 is applied to a labyrinth seal, a brush seal, or a leaf-like seal, and prevents fluid from leaking out in the gap 65A.
  • the steam passage 63 is an annular space provided between the rotor 61 and the inner casing 62B along the extending direction of the rotor 61.
  • the steam nozzle portion 64A is formed in an annular shape so as to surround the outer periphery of the rotor 61, and is partitioned by the outer peripheral surface of the steam nozzle portion 64A, the outer peripheral surface of the rotor 61, and the inner peripheral surface of the inner casing 62B.
  • a gap 65B communicating with the passage 63 and the gap 65A is attached to the inner casing 62B.
  • the steam nozzle portion 64 ⁇ / b> A includes a steam nozzle chamber 64 ⁇ / b> Aa formed in an annular shape therein, and an opening 64 ⁇ / b> Ab that leads from the steam nozzle chamber 64 ⁇ / b> Aa in the extending direction of the rotor 61 to the steam passage 63.
  • a plurality of nozzle portion stationary blades 66A are attached to the opening 64Ab of the steam nozzle chamber 64Aa along an annular shape.
  • a plurality of steam passage vanes 66B are attached to the inner casing 62B along an annular shape.
  • a plurality of moving blades 67 are attached to the outer periphery of the rotor 61 along the annular shape adjacent to the stationary blades 66A and 66B.
  • the superheated steam supply pipe 69A is provided to communicate with the steam nozzle chamber 64Aa of the steam nozzle portion 64A from the outside of the outer casing 62A and the inner casing 62B through the casings 62A and 62B, and is overheated.
  • the superheated steam G is supplied to the steam passage 63 through the steam nozzle portion 64A.
  • the superheated steam supply pipe 69 ⁇ / b> A is connected to the connection line 48 shown in FIG. 1, and is supplied with the superheated steam G that has been superheated by the high-pressure secondary superheater 25.
  • the superheated steam supply pipe 69 ⁇ / b> A is connected to the connection line 42 shown in FIG. 1 in the case of the intermediate pressure steam turbine 130, and is supplied with the superheated steam G superheated by the secondary reheater 24. Further, in the case of the low pressure steam turbine 140, the superheated steam supply pipe 69A is connected to the connection line 33 shown in FIG. 1 and supplied with the superheated steam G that has been superheated by the low pressure superheater 17.
  • the superheated steam G heated to the steam nozzle chamber 64Aa is supplied to the steam turbines 120, 130, and 140, and is discharged from the opening 64Ab to the steam passage 63, and the rotor 61 is rotated by the stationary blades 66A and 66B and the moving blade 67. To do.
  • the steam turbine cooling device of the present embodiment is configured in the form shown in FIGS.
  • FIG. 2 includes a cooling steam passage 69Ba and a cooling steam supply unit 70.
  • the cooling steam passage 69Ba passes through the vehicle compartment 62 (the outer vehicle compartment 62A and the inner vehicle compartment 62B) along the superheated steam supply pipe 69A and reaches the clearance 65B on the outer periphery of the steam nozzle portion 64A. Further, the cooling steam supply unit 70 has a higher pressure than the superheated steam G supplied from the superheated steam supply pipe 69A to the clearance 65B on the outer periphery of the steam nozzle part 64A from the superheated steam supply pipe 69A side with respect to the cooling steam passage 69Ba. To supply low-temperature cooling steam C.
  • the cooling steam passage 69Ba is formed between a cylindrical outer pipe 69B that surrounds the outer periphery of the superheated steam supply pipe 69A and attached to the vehicle compartment 62, and an outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A. It is a space part.
  • the outer pipe 69B is closed by connecting a base end portion located outside the outer casing 62A to the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A, and a connection port 69C through which the cooling steam supply section 70 communicates is formed at this position. ing.
  • the outer pipe 69B has a distal end disposed inside the inner casing 62B, and a cooling steam passage 69Ba is provided outside the steam nozzle section 64A and opened inside the inner casing 62B.
  • the cooling steam passage 69Ba is configured as a double pipe 69 with a superheated steam supply pipe 69A and an outer pipe 69B surrounding the outer periphery of the superheated steam supply pipe 69A.
  • the interior of the inner casing 62B is communicated from the outside of the chamber 62A to the clearance 65B on the outer periphery of the steam nozzle portion 64A.
  • the cooling steam supply unit 70 extends from the outlet of the high-pressure evaporator 21 (high-pressure drum 20) in the combined cycle plant 100 to the inside of the high-pressure secondary superheater 25 through the high-pressure primary superheater 22. It becomes a supply source, and the supply source is connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the superheated steam G supplied to the high-pressure steam turbine 120 passes through the connection line 48 from the high-pressure secondary superheater 25, but the pressure decreases in the process of passing through the connection line 48.
  • the steam from the outlet of the high pressure evaporator 21 to the inside of the high pressure secondary superheater 25 through the high pressure primary superheater 22 has a higher pressure and a lower temperature than the superheated steam G supplied to the high pressure steam turbine 120. is there. Accordingly, it is possible to supply the cooling steam C having a higher pressure and lower temperature than the superheated steam G supplied to the high-pressure steam turbine 120 into the high-pressure steam turbine 120.
  • the cooling steam supply unit 70 passes through the intermediate pressure superheater 19 and the primary reheater 23 from the outlet of the intermediate pressure evaporator 16 (intermediate pressure drum 15) in the combined cycle plant 100.
  • the space up to the inside of the next reheater 24 is a supply source, and the supply source is connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130 passes through the connection line 42 from the secondary reheater 24, but the pressure decreases in the process of passing through the connection line 42.
  • the steam from the outlet of the intermediate pressure evaporator 16 to the inside of the secondary reheater 24 through the intermediate pressure superheater 19 and the primary reheater 23 is superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130. Higher pressure and lower temperature. Accordingly, it is possible to supply the cooling steam C having a pressure higher than that of the superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130 and a low temperature into the intermediate pressure steam turbine 130.
  • the cooling steam supply unit 70 is a supply source from the outlet of the low pressure evaporator 12 (low pressure drum 11) in the combined cycle plant 100 to the inside of the low pressure superheater 17. Is connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the superheated steam G supplied to the low-pressure steam turbine 140 passes through the connection line 33 from the low-pressure superheater 17, but the pressure decreases in the process of passing through the connection line 33. Therefore, the steam between the outlet of the low-pressure evaporator 12 and the inside of the low-pressure superheater 17 is higher in pressure and lower in temperature than the superheated steam G supplied to the low-pressure steam turbine 140. Therefore, it is possible to supply the cooling steam C having a pressure higher than that of the superheated steam G supplied to the low-pressure steam turbine 140 and a low temperature into the low-pressure steam turbine 140.
  • the steam turbine cooling device shown in FIG. 2 is superheated via the cooling steam passage 69Ba provided through the vehicle compartment 62 along the superheated steam supply pipe 69A and reaching the gap 65B, and the cooling steam passage 69Ba.
  • the superheated steam G supplied from the superheated steam supply pipe 69A reaches the steam passage 63 from the steam nozzle chamber 64Aa of the steam nozzle portion 64A through the opening 64Ab.
  • the superheated steam G gradually decreases in temperature and pressure from the upstream side to the downstream side of the flow.
  • the cooling steam C reaches the gap 65B along the superheated steam supply pipe 69A via the cooling steam passage 69Ba, and flows along the portion where the temperature is higher from the higher temperature with the temperature of the superheated steam G. For this reason, the high temperature part can be reliably cooled by the cooling steam C.
  • the cooling steam C reaching the steam passage 63 from the gap 65B becomes a temperature close to the superheated steam G and merges with the superheated steam G, the performance degradation of the steam turbines 120, 130, and 140 can be suppressed.
  • the cooling steam C does not disperse into a plurality of paths and follows a series of paths, so that the flow rate can be easily controlled during cooling.
  • the cooling steam passage 69Ba includes an outer pipe 69B that surrounds the outer periphery of the superheated steam supply pipe 69A and is attached to the vehicle compartment 62, and an outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A. It is a space portion formed between the interior of the compartment 62 (outer compartment 62A) and the interior of the compartment 62 (inner compartment 62B) and communicates with the gap 65B. A path that passes through the vehicle compartment 62 and reaches the gap 65B along the steam supply pipe 69A can be realized.
  • the steam turbine cooling apparatus shown in FIG. 3 includes a cooling steam passage 69Ba and a cooling steam supply unit 70.
  • the cooling steam passage 69Ba passes through the vehicle compartment 62 (the outer vehicle compartment 62A and the inner vehicle compartment 62B) along the superheated steam supply pipe 69A and reaches the clearance 65B on the outer periphery of the steam nozzle portion 64A. Further, the cooling steam supply unit 70 has a higher pressure than the superheated steam G supplied from the superheated steam supply pipe 69A to the clearance 65B on the outer periphery of the steam nozzle part 64A from the superheated steam supply pipe 69A side with respect to the cooling steam passage 69Ba. To supply low-temperature cooling steam C.
  • the cooling steam passage 69Ba communicates with a space portion formed between the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A and the compartment 62 (the outer compartment 62A and the inner compartment 62B), and the space portion.
  • a hollow portion in the wall of the provided steam nozzle portion 64A and a through hole 69Bb penetrating from the hollow portion to the gap 65B are included.
  • the cooling steam passage 69Ba as a space is formed between the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A and the vehicle compartment 62 at a portion where the superheated steam supply pipe 69A penetrates the vehicle compartment 62, and In this portion, the outer casing 62A and the inner casing 62B are connected without a gap.
  • the cooling steam passage 69Ba which is a space, is closed at the base end located outside the outer casing 62A, and a connection port 69C through which the cooling steam supply unit 70 communicates is formed at this position. Further, the cooling steam passage 69Ba that is a hollow portion communicates with the space portion.
  • the cooling steam passage 69Ba which is a hollow portion, is provided with a plurality of through holes 69Bb penetrating the outer peripheral surface existing in the gap 65B in the steam nozzle part 64A, and the outside of the steam nozzle part 64A via the through hole 69Bb. In this case, the opening is provided inside the inner casing 62B. That is, in the steam turbine cooling device shown in FIG.
  • the cooling steam passage 69Ba is configured along the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A and in communication with the inside of the wall of the steam nozzle portion 64A, and is located outside the outer casing 62A. To the inside of the inner casing 62B, and communicated with a gap 65B on the outer periphery of the steam nozzle portion 64A through a through hole 69Bb.
  • each supply source in the combined cycle plant 100 is connected to a cooling steam passage 69Ba (not shown). Connected).
  • the steam turbine cooling device shown in FIG. 3 is superheated via the cooling steam passage 69Ba provided through the vehicle interior 62 along the superheated steam supply pipe 69A and reaching the gap 65B, and the cooling steam passage 69Ba.
  • the superheated steam G supplied from the superheated steam supply pipe 69A reaches the steam passage 63 from the steam nozzle chamber 64Aa of the steam nozzle portion 64A through the opening 64Ab.
  • the superheated steam G gradually decreases in temperature and pressure from the upstream side to the downstream side of the flow.
  • the cooling steam C reaches the gap 65B along the superheated steam supply pipe 69A via the cooling steam passage 69Ba, and flows along the portion where the temperature is higher from the higher temperature with the temperature of the superheated steam G. For this reason, the high temperature part can be reliably cooled by the cooling steam C.
  • the cooling steam C reaching the steam passage 63 from the gap 65B becomes a temperature close to the superheated steam G and merges with the superheated steam G, the performance degradation of the steam turbines 120, 130, and 140 can be suppressed.
  • the cooling steam C does not disperse into a plurality of paths and follows a series of paths, so that the flow rate can be easily controlled during cooling.
  • the cooling steam passage 69Ba is formed in the space between the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A and the vehicle compartment 62 (the outer compartment 62A and the inner compartment 62B). It includes a hollow portion in the wall of the steam nozzle portion 64A provided in communication and a through hole 69Bb penetrating from the hollow portion to the gap 65B, and is provided from the outside of the vehicle compartment 62 (outer vehicle compartment 62A) to the vehicle compartment 62 ( The inner casing 62B) is provided in communication with the gap 65B.
  • tube 69A and reaches the clearance gap 65B is realizable.
  • the cooling steam passage 69Ba is constituted by the space between the outer peripheral surface of the superheated steam supply pipe 69A and the vehicle compartment 62 (the outer compartment 62A and the inner compartment 62B). Therefore, unlike the steam turbine cooling device shown in FIG. 2, the double pipe 69 in which the outer pipe 69B is provided outside the superheated steam supply pipe 69A becomes unnecessary. Moreover, cooling efficiency can be improved compared with cooling from the surface by cooling the steam nozzle part 64A from the inside by the hollow part. Further, the through hole 69Bb has a nozzle shape, and the cooling effect of the rotor 61 can be expected by blowing the cooling steam C onto the rotor 61.
  • the steam turbine cooling device of the present embodiment is configured so that, in the combined cycle plant 100, the steam turbine 120, 130 supplies the cooling steam C having a pressure higher than that of the superheated steam G supplied to the steam turbines 120, 130, 140 and a low temperature. , 140 can be supplied. As a result, a separate power source is not required, and the high temperature part inside the steam turbine 120, 130, 140 can be cooled. Further, since the steam generated in the combined cycle plant 100 is used and the fluid inside the steam turbines 120, 130, 140 is not used, the operating efficiency of the steam turbines 120, 130, 140 is prevented from being lowered, and as a result, the cycle efficiency is lowered. Can be prevented.
  • the cooling steam supply unit 70 that supplies the cooling steam C is from the outlet of the high pressure primary superheater 22 to the inlet of the high pressure secondary superheater 25 in the case of the high pressure steam turbine 120. It is preferable that the gap be a supply source, and the supply source is connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the cooling steam C is supplied to the inside of the high-pressure steam turbine 120 from the connection line 47 between the outlet of the high-pressure primary superheater 22 and the inlet of the high-pressure secondary superheater 25, the steam supplied to the high-pressure secondary superheater 25 is supplied.
  • the superheat efficiency in the high pressure secondary superheater 25 is improved, and the temperature of the superheated steam G supplied to the high pressure steam turbine 120 is increased.
  • the operating efficiency of the high-pressure steam turbine 120 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam C is supplied into the high-pressure steam turbine 120 from the connection line 47 between the outlet of the high-pressure primary superheater 22 and the inlet of the high-pressure secondary superheater 25, the superheated steam supplied to the high-pressure steam turbine 120 is supplied.
  • the temperature of G is made constant, the amount of steam obtained from the high-pressure evaporator 21 can be increased, so that the amount of superheated steam G supplied to the high-pressure steam turbine 120 can be increased.
  • the operating efficiency of the high-pressure steam turbine 120 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam supply unit 70 that supplies the cooling steam C is from the outlet of the intermediate pressure superheater 19 to the inlet of the primary reheater 23 in the case of the intermediate pressure steam turbine 130.
  • the gap be a supply source, and the supply source is connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the superheat efficiency in the primary reheater 23 and the secondary reheater 24 is improved, and the temperature of the superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130. Rises. As a result, the operation efficiency of the intermediate pressure steam turbine 130 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam C is supplied to the inside of the intermediate pressure steam turbine 130 from the connection line 38 (and a part of the connection line 40) between the outlet of the intermediate pressure superheater 19 and the inlet of the primary reheater 23
  • the temperature of the superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130 is constant, the amount of steam obtained from the intermediate pressure evaporator 16 can be increased. Can be increased. As a result, the operation efficiency of the intermediate pressure steam turbine 130 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam supply unit 70 that supplies the cooling steam C is from the outlet of the primary reheater 23 to the inlet of the secondary reheater 24 in the case of the intermediate pressure steam turbine 130.
  • the supply source is preferably connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the operation efficiency of the intermediate pressure steam turbine 130 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam C is supplied to the inside of the intermediate pressure steam turbine 130 from the connection line 41 between the outlet of the primary reheater 23 and the inlet of the secondary reheater 24, the cooling steam C is supplied to the intermediate pressure steam turbine 130.
  • the temperature of the superheated steam G is kept constant, the amount of steam obtained from the intermediate pressure evaporator 16 can be increased, so that the amount of superheated steam G supplied to the intermediate pressure steam turbine 130 can be increased.
  • the operation efficiency of the intermediate pressure steam turbine 130 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam supply unit 70 that supplies the cooling steam C supplies the space from the outlet of the low-pressure evaporator 12 to the inlet of the low-pressure superheater 17 in the case of the low-pressure steam turbine 140.
  • the supply source is preferably connected to the cooling steam passage 69Ba by a connection line (not shown).
  • the operating efficiency of the low-pressure steam turbine 140 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.
  • the cooling steam C is supplied into the low-pressure steam turbine 140 from the connection line 32 between the outlet of the low-pressure evaporator 12 and the inlet of the low-pressure superheater 17, the temperature of the superheated steam G supplied to the low-pressure steam turbine 140.
  • the amount of steam obtained from the low pressure evaporator 12 can be increased, so that the amount of superheated steam G supplied to the low pressure steam turbine 140 can be increased.
  • the operating efficiency of the low-pressure steam turbine 140 can be improved, and the cycle efficiency can be improved.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
  • Turbine Rotor Nozzle Sealing (AREA)

Abstract

蒸気タービン（１２０，１３０，１４０）に対し、過熱蒸気供給管（６９Ａ）に沿って車室（６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ））を貫通し隙間（６５Ｂ）に到り設けられた冷却蒸気通路（６９Ｂａ）と、冷却蒸気通路（６９Ｂａ）を介して過熱蒸気供給管（６９Ａ）に沿って隙間（６５Ｂ）に到り、過熱蒸気供給管（６９Ａ）により供給される過熱蒸気（Ｇ）よりも高い圧力で低温の冷却蒸気（Ｃ）を供給する冷却蒸気供給部（７０）と、を備える。これにより、冷却効率を向上する。

Description

蒸気タービン冷却装置
　本発明は、蒸気タービン冷却装置に関する。
　従来、例えば、特許文献１に記載の蒸気タービンは、蒸気温度を超高温化させてプラント熱効率をより一層向上させるとともに、蒸気の超高温化に対処させてタービン構成部品に高い強度保証を維持させることを目的としている。この蒸気タービンは、二重ケーシングに収容されたタービンロータにタービン段落を設け、このタービン段落に蒸気供給管からの作動蒸気を前記タービン段落に案内するノズルボックスを備えた蒸気タービンにおいて、タービンロータとノズルボックスとの間に二重ケーシングを介して設けた冷却蒸気入口部と、この冷却蒸気入口部から供給された冷却蒸気を分配し、分配した冷却蒸気の一方をノズルボックスの外側を冷却させた後、タービン段落、タービンロータおよび二重ケーシングのそれぞれに供給する手段と、分配した冷却蒸気の他方を二重ケーシングとタービンロータとの間に設けたグランド部を介して二重ケーシングを冷却させた冷却蒸気と合流させて蒸気供給管に供給する手段とを備える。
特開２００６－１０４９５１号公報
　上述した特許文献１に記載の蒸気タービンは、蒸気供給管を外管と内管との二重管構造に構成し内管と外管との間に冷却通路が形成されている。すなわち、蒸気供給管は、内管の内部の通路と、内管と外管との間の冷却通路とが形成されている。内管の内部は、二重ケーシングにおける内部ケーシングに格納されたノズルボックスに接続され、冷却通路は、二重ケーシングの外部ケーシング内に接続されている。そして、超高温化させた蒸気は、内管からノズルボックス内に供給されノズルボックスにより内部ケーシング内のタービン段落に案内される。一方、冷却蒸気は、タービンロータとノズルボックスとの間に冷却蒸気入口部から供給され、その後に一方がノズルボックスの外側を経て、タービン段落、タービンロータおよび内部ケーシング内のそれぞれに供給され、他方が内部ケーシングとタービンロータとの間に設けたグランド部を介して外部ケーシング内で合流されて蒸気供給管の冷却通路に供給される。
　この特許文献１に記載の蒸気タービンは、冷却蒸気が一方と他方とに分配されて各所に分散されているため各部へ供給する流量をコントロールすることが難しい。この結果、各所に十分な冷却効果が得られず、冷却効率が低下するおそれがある。
　ところで、蒸気タービンの冷却においては、蒸気タービンの駆動に供給される蒸気よりも低温の蒸気を供給する必要があり、かつ蒸気タービンの駆動に供給される蒸気よりも高圧の蒸気を供給する必要があるが、蒸気タービンのロータの最高温度部は、蒸気タービンの内部において最も圧力が高く、この圧力よりも高圧であって温度の低い冷却蒸気を供給することは容易ではない。これは、蒸気タービン内の蒸気が温度の低下と圧力の低下を同時に伴うためである。
　本発明は上述した課題を解決するものであり、冷却効率を向上することのできる蒸気タービン冷却装置を提供することを目的とする。
　上述の目的を達成するために、本発明の蒸気タービン冷却装置は、自身の回転の軸心に沿って延在する回転体としてのロータと、前記ロータを格納する車室と、前記ロータの延在方向に沿って前記ロータと前記車室との間に設けられた蒸気通路と、前記ロータの外周を囲む環状に形成されてその外面と前記ロータの外周面との間に前記蒸気通路に連通する隙間を有して前記車室内に取り付けられ、その内部に環状に沿って形成された蒸気ノズル室、および前記蒸気ノズル室から前記ロータの延在方向に向いて前記蒸気通路に連通する開口を有する蒸気ノズル部と、前記車室の外部から前記車室を貫通して前記蒸気ノズル部の前記蒸気ノズル室に連通して設けられ過熱された蒸気が供給される過熱蒸気供給管と、を含む蒸気タービンに対し、前記過熱蒸気供給管に沿って前記車室を貫通し前記隙間に到り設けられた冷却蒸気通路と、前記冷却蒸気通路を介して前記過熱蒸気供給管に沿って前記隙間に到り、前記過熱蒸気供給管により供給される蒸気よりも高い圧力で低温の冷却蒸気を供給する冷却蒸気供給部と、を備えることを特徴とする。
　この蒸気タービン冷却装置によれば、過熱蒸気供給管により供給される過熱蒸気は、蒸気ノズル部の蒸気ノズル室から開口を経て蒸気通路に到る。この過熱蒸気は、温度および圧力がその流動の上流側から下流側に向かって徐々に低下する。一方、冷却蒸気は、冷却蒸気通路を介して過熱蒸気供給管に沿って隙間に到り、過熱蒸気の温度に伴い温度が高い部分から低い部分に沿って流動する。このため、高温部を冷却蒸気により確実に冷却することができる。しかも、隙間から蒸気通路に到る冷却蒸気は、過熱蒸気に近い温度となって過熱蒸気に合流するため、蒸気タービンの性能低下を抑えることができる。しかも、冷却蒸気は、複数に分散せず、一連の経路を辿るため、冷却に際して流量のコントロールが容易である。
　また、本発明の蒸気タービン冷却装置では、前記冷却蒸気通路は、前記過熱蒸気供給管の外周を囲み前記車室に取り付けられた外管と、前記過熱蒸気供給管の外周面と、の間に形成された空間部であり、前記車室の外部から前記車室の内部に到り前記隙間に連通して設けられていることを特徴とする。
　この蒸気タービン冷却装置によれば、過熱蒸気供給管に沿って車室を貫通し隙間に到る経路を実現することができる。
　また、本発明の蒸気タービン冷却装置では、前記冷却蒸気通路は、前記過熱蒸気供給管の外周面と前記車室との空間部と、前記空間部に連通して設けられた前記蒸気ノズル部の壁内の空洞部と、前記空洞部から前記隙間に貫通する貫通孔と、を含み、前記車室の外部から前記車室の内部に到り前記隙間に連通して設けられていることを特徴とする。
　この蒸気タービン冷却装置によれば、過熱蒸気供給管に沿って車室を貫通し隙間に到る経路を実現することができる。
　本発明によれば、冷却効率を向上することができる。
図１は、コンバインドサイクルプラントの一例を示す概略構成図である。 図２は、本発明の実施形態に係る蒸気タービン冷却装置の一例を示す概略構成図である。 図３は、本発明の実施形態に係る蒸気タービン冷却装置の一例を示す概略構成図である。
　以下に、本発明に係る実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が置換可能かつ容易なもの、あるいは実質的に同一のものが含まれる。
　本実施形態の蒸気タービン冷却装置は、回転機械として、例えば、ガスタービンや蒸気タービンに適用される。図１は、これらガスタービンおよび蒸気タービンが適用されるコンバインドサイクルプラントの一例を示す概略構成図である。図１に示すコンバインドサイクルプラント１００は、ガスタービン１１０、高圧蒸気タービン１２０、中圧蒸気タービン１３０、低圧蒸気タービン１４０で構成され、これらガスタービン１１０、高圧蒸気タービン１２０、中圧蒸気タービン１３０、低圧蒸気タービン１４０は、発電機１５０と同軸上に配置されている。
　ガスタービン１１０は、圧縮機１１１、燃焼器１１２、タービン１１３で構成されている。圧縮機１１１において、圧縮機入口空気１１４が昇圧され燃焼器１１２に供給される。燃焼器１１２において、供給された空気と燃料１１５により高温の燃焼ガスが生成されタービン１１３に供給される。タービン１１３を通過する燃焼ガスはタービン１１３を回転駆動した後に排ガスとなって排出される。
　コンバインドサイクルプラント１００は、ガスタービン１１０におけるタービン１１３から排出される排ガスを加熱源として水から過熱蒸気を生成するボイラ（排熱回収ボイラ）１を備える。このボイラ１により生成される過熱蒸気により高圧蒸気タービン１２０、中圧蒸気タービン１３０、低圧蒸気タービン１４０が駆動される。そして、これらガスタービン１１０、高圧蒸気タービン１２０、中圧蒸気タービン１３０、低圧蒸気タービン１４０の駆動により発電機１５０で発電される。また、低圧蒸気タービン１４０に利用された蒸気は、当該低圧蒸気タービン１４０に接続された復水器１６０により復水とされ、過熱蒸気を生成するための水としてボイラ１に送られる。
　ボイラ１は、ガスタービン１１０におけるタービン１１３の排気側に設けられた煙道１１３ａに接続される。ボイラ１は、排ガスの流れの下流側から、低圧節炭器１０、低圧ドラム１１、低圧蒸発器１２、中圧節炭器１３、高圧一次節炭器１４、中圧ドラム１５、中圧蒸発器１６、低圧過熱器１７、高圧二次節炭器１８、中圧過熱器１９、高圧ドラム２０、高圧蒸発器２１、高圧一次過熱器２２、一次再熱器２３、二次再熱器２４、高圧二次過熱器２５が設けられ、かつ復水ポンプ２６、中圧給水ポンプ２７、高圧給水ポンプ２８が設けられている。
　このボイラ１は、低圧蒸気タービン１４０を駆動するための低圧の過熱蒸気を生成する低圧系と、中圧蒸気タービン１３０を駆動するための中圧の過熱蒸気を生成する中圧系と、高圧蒸気タービン１２０を駆動するための高圧の過熱蒸気を生成する高圧系と、を有している。低圧系は、低圧節炭器１０、低圧ドラム１１、低圧蒸発器１２、低圧過熱器１７、復水ポンプ２６で構成される。中圧系は、中圧節炭器１３、中圧ドラム１５、中圧蒸発器１６、中圧過熱器１９、一次再熱器２３、二次再熱器２４、中圧給水ポンプ２７で構成される。高圧系は、高圧一次節炭器１４、高圧二次節炭器１８、高圧ドラム２０、高圧蒸発器２１、高圧一次過熱器２２、高圧二次過熱器２５、高圧給水ポンプ２８で構成される。
　低圧系において、低圧節炭器１０は、接続ライン３０で復水器１６０と接続されている。この接続ライン３０に復水ポンプ２６が設けられる。また、低圧節炭器１０は、３つに分岐する接続ライン３１のうちの低圧分岐ライン３１ａで低圧ドラム１１と接続される。低圧ドラム１１は、低圧蒸発器１２に接続される。さらに、低圧ドラム１１は、接続ライン３２で低圧過熱器１７に接続される。低圧過熱器１７は、接続ライン３３で低圧蒸気タービン１４０の入口側に接続される。低圧蒸気タービン１４０の出口側は、接続ライン３４で復水器１６０に接続される。
　すなわち、低圧系は、復水器１６０の水（復水）が復水ポンプ２６により接続ライン３０を経て低圧節炭器１０に流入して加熱され、接続ライン３１の低圧分岐ライン３１ａを経て低圧ドラム１１に流れ込む。低圧ドラム１１に供給された水は、低圧蒸発器１２で蒸発して飽和蒸気となって低圧ドラム１１に戻され、接続ライン３２を経て低圧過熱器１７に送出される。低圧過熱器１７にて飽和蒸気が過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン３３を経て低圧蒸気タービン１４０に供給される。低圧蒸気タービン１４０を駆動して排出された蒸気は、接続ライン３４を経て復水器１６０に導かれて水（復水）となり、復水ポンプ２６により接続ライン３０を経て低圧節炭器１０に送り出される。
　中圧系において、中圧節炭器１３は、低圧節炭器１０に対して３つに分岐する接続ライン３１のうちの中圧分岐ライン３１ｂで接続される。この中圧分岐ライン３１ｂに中圧給水ポンプ２７が設けられる。また、中圧節炭器１３は、接続ライン３５で中圧ドラム１５に接続される。この接続ライン３５は、途中に流量調整弁３６が設けられる。中圧ドラム１５は、中圧蒸発器１６に接続される。また、中圧ドラム１５は、接続ライン３７で中圧過熱器１９に接続される。中圧過熱器１９は、接続ライン３８で一次再熱器２３の入口側に接続される。また、中圧系において、一次再熱器２３は、接続ライン４０で高圧蒸気タービン１２０の出口側に接続される。また、一次再熱器２３は、接続ライン４１で二次再熱器２４に接続される。そして、二次再熱器２４は、接続ライン４２で中圧蒸気タービン１３０の入口側に接続される。中圧蒸気タービン１３０の出口側は、接続ライン３９で低圧蒸気タービン１４０の入口側に接続される。
　すなわち、中圧系は、低圧節炭器１０で加熱された水が中圧給水ポンプ２７により接続ライン３１の中圧分岐ライン３１ｂを経て中圧節炭器１３に流入してさらに加熱され、接続ライン３５を経て中圧ドラム１５に流れ込む。中圧ドラム１５に供給された水は、中圧蒸発器１６で蒸発して飽和蒸気となって中圧ドラム１５に戻され、接続ライン３７を経て中圧過熱器１９に送出される。中圧過熱器１９にて飽和蒸気が過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン３８を経て一次再熱器２３に供給される。また、中圧系では、高圧蒸気タービン１２０を駆動して排出された蒸気は、接続ライン４０を経て一次再熱器２３に送出される。一次再熱器２３にて蒸気が過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン４１を経て二次再熱器２４に送出される。二次再熱器２４にて蒸気がさらに過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン４２を経て中圧蒸気タービン１３０に供給される。なお、中圧蒸気タービン１３０を駆動して排出された蒸気は、接続ライン３９を経て低圧蒸気タービン１４０に供給される。
　なお、一次再熱器２３および二次再熱器２４は、蒸気を過熱するものであることから、過熱器と同様の機能を有し、本実施形態において過熱器に含まれる。つまり、一次再熱器２３を第一過熱器ともいい、二次再熱器２４を第二過熱器ともいう。
　高圧系において、高圧一次節炭器１４は、低圧節炭器１０に対して３つに分岐する接続ライン３１のうちの高圧分岐ライン３１ｃで接続される。この高圧分岐ライン３１ｃに高圧給水ポンプ２８が設けられる。また、高圧一次節炭器１４は、接続ライン４３で高圧二次節炭器１８に接続される。高圧二次節炭器１８は、接続ライン４４で高圧ドラム２０に接続される。この接続ライン４４は、途中に流量調整弁４５が設けられる。高圧ドラム２０は、高圧蒸発器２１に接続される。また、高圧ドラム２０は、接続ライン４６で高圧一次過熱器２２に接続される。高圧一次過熱器２２は、接続ライン４７で高圧二次過熱器２５に接続される。高圧二次過熱器２５は、接続ライン４８で高圧蒸気タービン１２０の入口側に接続される。高圧蒸気タービン１２０の出口側は、上述したように接続ライン４０で中圧系の一次再熱器２３に接続される。
　すなわち、高圧系は、低圧節炭器１０で加熱された水が高圧給水ポンプ２８により接続ライン３１の高圧分岐ライン３１ｃを経て高圧一次節炭器１４に流入してさらに加熱され、さらに接続ライン４３を経て高圧二次節炭器１８に流入してさらに加熱されて接続ライン４４を経て高圧ドラム２０に流れ込む。高圧ドラム２０に供給された水は、高圧蒸発器２１で蒸発して飽和蒸気となって高圧ドラム２０に戻され、接続ライン４６を経て高圧一次過熱器２２に送出される。高圧一次過熱器２２にて飽和蒸気が過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン４７を経て高圧二次過熱器２５に送出される。高圧二次過熱器２５にて過熱蒸気がさらに過熱され、この過熱蒸気は、接続ライン４８を経て高圧蒸気タービン１２０に供給される。
　図２および図３は、本実施形態に係る蒸気タービン冷却装置の一例を示す概略構成図である。
　蒸気タービン１２０，１３０，１４０は、図２および図３に示すように、ロータ６１と、車室６２と、蒸気通路６３と、蒸気ノズル部６４Ａと、静翼６６Ａ，６６Ｂと、動翼６７と、過熱蒸気供給管６９Ａと、を含む。
　ロータ６１は、自身の回転の軸心Ｓに沿って延在して設けられている。
　車室６２は、ロータ６１を格納し、かつロータ６１を軸心Ｓ廻りに回転可能に支持する。車室６２は、外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂを含む。外側車室６２Ａは、内側車室６２Ｂの周囲を覆い、内側車室６２Ｂを格納する。内側車室６２Ｂは、ロータ６１を格納し、かつロータ６１を軸心Ｓ廻りに回転可能に支持する。外側車室６２Ａと内側車室６２Ｂとの間は、車室空間部６２Ｃが形成されている。また、内側車室６２Ｂとロータ６１の外周面とは隙間６５Ａが形成されている。この隙間６５Ａには、内側車室６２Ｂからロータ６１に向かって延在し、ロータ６１の延在方向に複数配置されたフィン６８が設けられている。フィン６８は、ラビリンスシールやブラシシールやリーフ状シールに適用され、隙間６５Ａにおいて流体が漏れ出ることを抑止する。
　蒸気通路６３は、ロータ６１の延在方向に沿ってロータ６１と内側車室６２Ｂとの間に設けられた環状の空間である。
　蒸気ノズル部６４Ａは、ロータ６１の外周を囲んで環状に形成されてその外周に、蒸気ノズル部６４Ａの外周面とロータ６１の外周面と内側車室６２Ｂの内周面とで区画され、蒸気通路６３および隙間６５Ａに連通する隙間６５Ｂを有して内側車室６２Ｂに取り付けられている。そして、蒸気ノズル部６４Ａは、その内部に環状に沿って形成された蒸気ノズル室６４Ａａと、蒸気ノズル室６４Ａａからロータ６１の延在方向に向いて蒸気通路６３に通じる開口６４Ａｂとを有する。
　また、蒸気ノズル部６４Ａは、蒸気ノズル室６４Ａａの開口６４Ａｂにノズル部静翼６６Ａが環状に沿って複数取り付けられている。また、蒸気通路６３内において、内側車室６２Ｂに蒸気通路静翼６６Ｂが環状に沿って複数取り付けられている。また、蒸気通路６３内において、ロータ６１の外周に静翼６６Ａ，６６Ｂに隣接して動翼６７が環状に沿って複数取り付けられている。
　過熱蒸気供給管６９Ａは、外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂの外部から各車室６２Ａ，６２Ｂを貫通して蒸気ノズル部６４Ａの蒸気ノズル室６４Ａａに到り連通して設けられ、過熱された過熱蒸気Ｇが供給されることで、当該過熱蒸気Ｇを蒸気ノズル部６４Ａを介して蒸気通路６３に供給する。過熱蒸気供給管６９Ａは、高圧蒸気タービン１２０の場合、図１に示す接続ライン４８に接続され、高圧二次過熱器２５で過熱された過熱蒸気Ｇが供給される。また、過熱蒸気供給管６９Ａは、中圧蒸気タービン１３０の場合、図１に示す接続ライン４２に接続され、二次再熱器２４で過熱された過熱蒸気Ｇが供給される。また、過熱蒸気供給管６９Ａは、低圧蒸気タービン１４０の場合、図１に示す接続ライン３３に接続され、低圧過熱器１７で過熱された過熱蒸気Ｇが供給される。
　従って、蒸気タービン１２０，１３０，１４０は、蒸気ノズル室６４Ａａに過熱された過熱蒸気Ｇが供給され、開口６４Ａｂから蒸気通路６３に吐出され、静翼６６Ａ，６６Ｂおよび動翼６７によりロータ６１が回転する。
　このような蒸気タービン１２０，１３０，１４０に対し、本実施形態の蒸気タービン冷却装置は、図２および図３に示す形態にて構成されている。
　図２に示す蒸気タービン冷却装置は、冷却蒸気通路６９Ｂａと、冷却蒸気供給部７０と、を備える。
　冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ）を貫通し蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに到り設けられている。また、冷却蒸気供給部７０は、冷却蒸気通路６９Ｂａに対して過熱蒸気供給管６９Ａ側から蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに、過熱蒸気供給管６９Ａで供給される過熱蒸気Ｇよりも高い圧力で低温の冷却蒸気Ｃを供給する。
　具体的に、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａの外周を囲み車室６２に取り付けられた筒状の外管６９Ｂと、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と、の間に形成された空間部である。外管６９Ｂは、外側車室６２Ａの外部に位置する基端部が過熱蒸気供給管６９Ａの外周面に接続されて閉塞され、この位置に冷却蒸気供給部７０が連通する接続口６９Ｃが形成されている。また、外管６９Ｂは、内側車室６２Ｂの内部に先端部が配置され、冷却蒸気通路６９Ｂａが蒸気ノズル部６４Ａの外側であって内側車室６２Ｂの内部に開口して設けられている。すなわち、図２に示す蒸気タービン冷却装置では、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａと、過熱蒸気供給管６９Ａの外周を囲む外管６９Ｂと、で二重管６９として構成され、外側車室６２Ａの外部から内側車室６２Ｂの内部に通じて蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに連通して設けられている。
　冷却蒸気供給部７０は、高圧蒸気タービン１２０の場合、コンバインドサイクルプラント１００における高圧蒸発器２１（高圧ドラム２０）の出口から高圧一次過熱器２２を経て高圧二次過熱器２５の内部までの間が供給源となり、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続される。高圧蒸気タービン１２０に供給される過熱蒸気Ｇは、高圧二次過熱器２５から接続ライン４８を経るが、接続ライン４８を経る過程で圧力が低下する。従って、高圧蒸発器２１の出口から高圧一次過熱器２２を経て高圧二次過熱器２５の内部までの間の蒸気は、高圧蒸気タービン１２０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温である。従って、高圧蒸気タービン１２０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温の冷却蒸気Ｃとして高圧蒸気タービン１２０の内部に供給することが可能である。
　また、冷却蒸気供給部７０は、中圧蒸気タービン１３０の場合、コンバインドサイクルプラント１００における中圧蒸発器１６（中圧ドラム１５）の出口から中圧過熱器１９および一次再熱器２３を経て二次再熱器２４の内部までの間が供給源となり、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続される。中圧蒸気タービン１３０に供給される過熱蒸気Ｇは、二次再熱器２４から接続ライン４２を経るが、接続ライン４２を経る過程で圧力が低下する。従って、中圧蒸発器１６の出口から中圧過熱器１９および一次再熱器２３を経て二次再熱器２４の内部までの間の蒸気は、中圧蒸気タービン１３０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温である。従って、中圧蒸気タービン１３０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温の冷却蒸気Ｃを中圧蒸気タービン１３０の内部に供給することが可能である。
　また、冷却蒸気供給部７０は、低圧蒸気タービン１４０の場合、コンバインドサイクルプラント１００における低圧蒸発器１２（低圧ドラム１１）の出口から低圧過熱器１７の内部までの間が供給源となり、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続される。低圧蒸気タービン１４０に供給される過熱蒸気Ｇは、低圧過熱器１７から接続ライン３３を経るが、接続ライン３３を経る過程で圧力が低下する。従って、低圧蒸発器１２の出口から低圧過熱器１７の内部までの間の蒸気は、低圧蒸気タービン１４０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温である。従って、低圧蒸気タービン１４０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温の冷却蒸気Ｃを低圧蒸気タービン１４０の内部に供給することが可能である。
　このように、図２に示す蒸気タービン冷却装置は、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２を貫通し隙間６５Ｂに到り設けられた冷却蒸気通路６９Ｂａと、冷却蒸気通路６９Ｂａを介して過熱蒸気供給管６９Ａに沿って隙間６５Ｂに到り、過熱蒸気供給管６９Ａにより供給される過熱蒸気Ｇよりも高い圧力で低温の冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０と、を備える。
　過熱蒸気供給管６９Ａにより供給される過熱蒸気Ｇは、蒸気ノズル部６４Ａの蒸気ノズル室６４Ａａから開口６４Ａｂを経て蒸気通路６３に到る。この過熱蒸気Ｇは、温度および圧力がその流動の上流側から下流側に向かって徐々に低下する。一方、冷却蒸気Ｃは、冷却蒸気通路６９Ｂａを介して過熱蒸気供給管６９Ａに沿って隙間６５Ｂに到り、過熱蒸気Ｇの温度に伴い温度が高い部分から低い部分に沿って流動する。このため、高温部を冷却蒸気Ｃにより確実に冷却することができる。しかも、隙間６５Ｂから蒸気通路６３に到る冷却蒸気Ｃは、過熱蒸気Ｇに近い温度となって過熱蒸気Ｇに合流するため、蒸気タービン１２０，１３０，１４０の性能低下を抑えることができる。しかも、冷却蒸気Ｃは、複数に分散せず、一連の経路を辿るため、冷却に際して流量のコントロールが容易である。
　また、図２に示す蒸気タービン冷却装置では、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａの外周を囲み車室６２に取り付けられた外管６９Ｂと、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と、の間に形成された空間部であり、車室６２（外側車室６２Ａ）の外部から車室６２（内側車室６２Ｂ）の内部に到り隙間６５Ｂに連通して設けられていることで、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２を貫通し隙間６５Ｂに到る経路を実現することができる。
　図３に示す蒸気タービン冷却装置は、冷却蒸気通路６９Ｂａと、冷却蒸気供給部７０と、を備える。
　冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ）を貫通し蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに到り設けられている。また、冷却蒸気供給部７０は、冷却蒸気通路６９Ｂａに対して過熱蒸気供給管６９Ａ側から蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに、過熱蒸気供給管６９Ａで供給される過熱蒸気Ｇよりも高い圧力で低温の冷却蒸気Ｃを供給する。
　具体的に、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と車室６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ）との間に形成された空間部と、空間部に連通して設けられた蒸気ノズル部６４Ａの壁内の空洞部と、空洞部から隙間６５Ｂに貫通する貫通孔６９Ｂｂと、を含む。この場合、空間部である冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａが車室６２に貫通する部分において、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と車室６２との間に形成されており、かつこの部分において外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂは隙間無く連結されている。また、空間部である冷却蒸気通路６９Ｂａは、外側車室６２Ａの外部に位置する基端部が閉塞され、この位置に冷却蒸気供給部７０が連通する接続口６９Ｃが形成されている。また、空洞部である冷却蒸気通路６９Ｂａは、空間部に連通している。そして、空洞部である冷却蒸気通路６９Ｂａは、蒸気ノズル部６４Ａにおいて隙間６５Ｂ内に存在する外周面を貫通する複数の貫通孔６９Ｂｂが設けられ、当該貫通孔６９Ｂｂを介して蒸気ノズル部６４Ａの外側であって内側車室６２Ｂの内部に開口して設けられている。すなわち、図３に示す蒸気タービン冷却装置では、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面に沿い、かつ蒸気ノズル部６４Ａの壁内を連通して構成され、外側車室６２Ａの外部から内側車室６２Ｂの内部に通じ、貫通孔６９Ｂｂを介して蒸気ノズル部６４Ａの外周の隙間６５Ｂに連通して設けられている。
　冷却蒸気供給部７０は、上述したように、それぞれ高圧蒸気タービン１２０、中圧蒸気タービン１３０、低圧蒸気タービン１４０において、コンバインドサイクルプラント１００内の各供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続される。
　このように、図３に示す蒸気タービン冷却装置は、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２を貫通し隙間６５Ｂに到り設けられた冷却蒸気通路６９Ｂａと、冷却蒸気通路６９Ｂａを介して過熱蒸気供給管６９Ａに沿って隙間６５Ｂに到り、過熱蒸気供給管６９Ａにより供給される過熱蒸気Ｇよりも高い圧力で低温の冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０と、を備える。
　過熱蒸気供給管６９Ａにより供給される過熱蒸気Ｇは、蒸気ノズル部６４Ａの蒸気ノズル室６４Ａａから開口６４Ａｂを経て蒸気通路６３に到る。この過熱蒸気Ｇは、温度および圧力がその流動の上流側から下流側に向かって徐々に低下する。一方、冷却蒸気Ｃは、冷却蒸気通路６９Ｂａを介して過熱蒸気供給管６９Ａに沿って隙間６５Ｂに到り、過熱蒸気Ｇの温度に伴い温度が高い部分から低い部分に沿って流動する。このため、高温部を冷却蒸気Ｃにより確実に冷却することができる。しかも、隙間６５Ｂから蒸気通路６３に到る冷却蒸気Ｃは、過熱蒸気Ｇに近い温度となって過熱蒸気Ｇに合流するため、蒸気タービン１２０，１３０，１４０の性能低下を抑えることができる。しかも、冷却蒸気Ｃは、複数に分散せず、一連の経路を辿るため、冷却に際して流量のコントロールが容易である。
　また、図３に示す蒸気タービン冷却装置では、冷却蒸気通路６９Ｂａは、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と車室６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ）との空間部と、空間部に連通して設けられた蒸気ノズル部６４Ａの壁内の空洞部と、空洞部から隙間６５Ｂに貫通する貫通孔６９Ｂｂと、を含み、車室６２（外側車室６２Ａ）の外部から車室６２（内側車室６２Ｂ）の内部に到り隙間６５Ｂに連通して設けられている。これにより、過熱蒸気供給管６９Ａに沿って車室６２を貫通し隙間６５Ｂに到る経路を実現することができる。しかも、図３に示す蒸気タービン冷却装置によれば、過熱蒸気供給管６９Ａの外周面と車室６２（外側車室６２Ａおよび内側車室６２Ｂ）との空間部により冷却蒸気通路６９Ｂａを構成することから、図２に示す蒸気タービン冷却装置のように、過熱蒸気供給管６９Ａの外側に外管６９Ｂを設ける二重管６９が不要となる。また、蒸気ノズル部６４Ａを空洞部により内部から冷却することで表面から冷却することと比較して冷却効率を向上することができる。また、貫通孔６９Ｂｂは、ノズル形状とすることにより、ロータ６１へ冷却蒸気Ｃを吹き付けることによって、ロータ６１の冷却効果も期待できる。
　ところで、本実施形態の蒸気タービン冷却装置は、コンバインドサイクルプラント１００内において、蒸気タービン１２０，１３０，１４０に供給される過熱蒸気Ｇよりも高圧で、かつ低温の冷却蒸気Ｃを蒸気タービン１２０，１３０，１４０の内部に供給することができる。この結果、別の動力源を必要とせず、蒸気タービン１２０，１３０，１４０の内部の高温部を冷却することができる。また、コンバインドサイクルプラント１００内の発生蒸気を用い、蒸気タービン１２０，１３０，１４０の内部の流体を用いないため、蒸気タービン１２０，１３０，１４０の稼働効率の低下を防ぎ、その結果サイクル効率の低下を防ぐことができる。
　なお、本実施形態の蒸気タービン冷却装置において、冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０は、高圧蒸気タービン１２０の場合、高圧一次過熱器２２の出口から高圧二次過熱器２５の入口までの間を供給源とし、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続されることが好ましい。高圧一次過熱器２２の出口から高圧二次過熱器２５の入口までの間の接続ライン４７から、高圧蒸気タービン１２０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、高圧二次過熱器２５へ供給する蒸気が減るため、高圧二次過熱器２５での過熱効率が向上し高圧蒸気タービン１２０に供給する過熱蒸気Ｇの温度が上昇する。この結果、高圧蒸気タービン１２０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。一方、高圧一次過熱器２２の出口から高圧二次過熱器２５の入口までの間の接続ライン４７から、高圧蒸気タービン１２０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、高圧蒸気タービン１２０に供給する過熱蒸気Ｇの温度を一定とする場合に、高圧蒸発器２１から得る蒸気量を増すことができるため、高圧蒸気タービン１２０への過熱蒸気Ｇの供給量を増加できる。この結果、高圧蒸気タービン１２０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。
　また、本実施形態の蒸気タービン冷却装置において、冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０は、中圧蒸気タービン１３０の場合、中圧過熱器１９の出口から一次再熱器２３の入口までの間を供給源とし、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続されることが好ましい。中圧過熱器１９の出口から一次再熱器２３の入口までの間の接続ライン３８（および接続ライン４０の一部）から、中圧蒸気タービン１３０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、一次再熱器２３および二次再熱器２４へ供給する蒸気が減るため、一次再熱器２３および二次再熱器２４での過熱効率が向上し中圧蒸気タービン１３０に供給する過熱蒸気Ｇの温度が上昇する。この結果、中圧蒸気タービン１３０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。一方、中圧過熱器１９の出口から一次再熱器２３の入口までの間の接続ライン３８（および接続ライン４０の一部）から、中圧蒸気タービン１３０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、中圧蒸気タービン１３０に供給する過熱蒸気Ｇの温度を一定とする場合に、中圧蒸発器１６から得る蒸気量を増すことができるため、中圧蒸気タービン１３０への過熱蒸気Ｇの供給量を増加できる。この結果、中圧蒸気タービン１３０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。
　また、本実施形態の蒸気タービン冷却装置において、冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０は、中圧蒸気タービン１３０の場合、一次再熱器２３の出口から二次再熱器２４の入口までの間を供給源とし、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続されることが好ましい。一次再熱器２３の出口から二次再熱器２４の入口までの間の接続ライン４１から、中圧蒸気タービン１３０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、二次再熱器２４へ供給する蒸気が減るため、二次再熱器２４での過熱効率が向上し中圧蒸気タービン１３０に供給する過熱蒸気Ｇの温度が上昇する。この結果、中圧蒸気タービン１３０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。一方、一次再熱器２３の出口から二次再熱器２４の入口までの間の接続ライン４１から、中圧蒸気タービン１３０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、中圧蒸気タービン１３０に供給する過熱蒸気Ｇの温度を一定とする場合に、中圧蒸発器１６から得る蒸気量を増すことができるため、中圧蒸気タービン１３０への過熱蒸気Ｇの供給量を増加できる。この結果、中圧蒸気タービン１３０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。
　また、本実施形態の蒸気タービン冷却装置において、冷却蒸気Ｃを供給する冷却蒸気供給部７０は、低圧蒸気タービン１４０の場合、低圧蒸発器１２の出口から低圧過熱器１７の入口までの間を供給源とし、当該供給源が冷却蒸気通路６９Ｂａに接続ライン（図示せず）により接続されることが好ましい。低圧蒸発器１２の出口から低圧過熱器１７の入口までの間の接続ライン３２から、低圧蒸気タービン１４０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、低圧過熱器１７へ供給する蒸気が減るため、低圧過熱器１７での過熱効率が向上し低圧蒸気タービン１４０に供給する過熱蒸気Ｇの温度が上昇する。この結果、低圧蒸気タービン１４０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。一方、低圧蒸発器１２の出口から低圧過熱器１７の入口までの間の接続ライン３２から、低圧蒸気タービン１４０の内部に冷却蒸気Ｃを供給すると、低圧蒸気タービン１４０に供給する過熱蒸気Ｇの温度を一定とする場合に、低圧蒸発器１２から得る蒸気量を増すことができるため、低圧蒸気タービン１４０への過熱蒸気Ｇの供給量を増加できる。この結果、低圧蒸気タービン１４０の稼働効率を向上することができ、サイクル効率を向上することができる。
　１　ボイラ
　１０　低圧節炭器
　１１　低圧ドラム
　１２　低圧蒸発器
　１３　中圧節炭器
　１４　高圧一次節炭器
　１５　中圧ドラム
　１６　中圧蒸発器
　１７　低圧過熱器
　１８　高圧二次節炭器
　１９　中圧過熱器
　２０　高圧ドラム
　２１　高圧蒸発器
　２２　高圧一次過熱器
　２３　一次再熱器
　２４　二次再熱器
　２５　高圧二次過熱器
　２６　復水ポンプ
　２７　中圧給水ポンプ
　２８　高圧給水ポンプ
　３０　接続ライン
　３１　接続ライン
　３１ａ　低圧分岐ライン
　３１ｂ　中圧分岐ライン
　３１ｃ　高圧分岐ライン
　３２　接続ライン
　３３　接続ライン
　３４　接続ライン
　３５　接続ライン
　３６　流量調整弁
　３７　接続ライン
　３８　接続ライン
　３９　接続ライン
　４０　接続ライン
　４１　接続ライン
　４２　接続ライン
　４３　接続ライン
　４４　接続ライン
　４５　流量調整弁
　４６　接続ライン
　４７　接続ライン
　４８　接続ライン
　６１　ロータ
　６２　車室
　６２Ａ　外側車室
　６２Ｂ　内側車室
　６２Ｃ　車室空間部
　６３　蒸気通路
　６４Ａ　蒸気ノズル部
　６４Ａａ　蒸気ノズル室
　６４Ａｂ　開口
　６５Ａ　隙間
　６５Ｂ　隙間
　６６Ａ　ノズル部静翼
　６６Ｂ　蒸気通路静翼
　６７　動翼
　６８　フィン
　６９　二重管
　６９Ａ　過熱蒸気供給管
　６９Ｂ　外管
　６９Ｂａ　冷却蒸気通路
　６９Ｂｂ　貫通孔
　６９Ｃ　接続口
　７０　冷却蒸気供給部
　１００　コンバインドサイクルプラント
　１１０　ガスタービン
　１１１　圧縮機
　１１２　燃焼器
　１１３　タービン
　１１３ａ　煙道
　１１４　圧縮機入口空気
　１１５　燃料
　１２０　高圧蒸気タービン
　１３０　中圧蒸気タービン
　１４０　低圧蒸気タービン
　１５０　発電機
　１６０　復水器
　Ｃ　冷却蒸気
　Ｇ　過熱蒸気
　Ｓ　軸心

Claims (3)

  1. 　自身の回転の軸心に沿って延在する回転体としてのロータと、
    　前記ロータを格納する車室と、
    　前記ロータの延在方向に沿って前記ロータと前記車室との間に設けられた蒸気通路と、
    　前記ロータの外周を囲む環状に形成されてその外面と前記ロータの外周面との間に前記蒸気通路に連通する隙間を有して前記車室内に取り付けられ、その内部に環状に沿って形成された蒸気ノズル室、および前記蒸気ノズル室から前記ロータの延在方向に向いて前記蒸気通路に連通する開口を有する蒸気ノズル部と、
    　前記車室の外部から前記車室を貫通して前記蒸気ノズル部の前記蒸気ノズル室に連通して設けられ過熱された蒸気が供給される過熱蒸気供給管と、
    　を含む蒸気タービンに対し、
    　前記過熱蒸気供給管に沿って前記車室を貫通し前記隙間に到り設けられた冷却蒸気通路と、
    　前記冷却蒸気通路を介して前記過熱蒸気供給管に沿って前記隙間に到り、前記過熱蒸気供給管により供給される蒸気よりも高い圧力で低温の冷却蒸気を供給する冷却蒸気供給部と、
    　を備えることを特徴とする蒸気タービン冷却装置。
  2. 　前記冷却蒸気通路は、前記過熱蒸気供給管の外周を囲み前記車室に取り付けられた外管と、前記過熱蒸気供給管の外周面と、の間に形成された空間部であり、前記車室の外部から前記車室の内部に到り前記隙間に連通して設けられていることを特徴とする請求項１に記載の蒸気タービン冷却装置。
  3. 　前記冷却蒸気通路は、前記過熱蒸気供給管の外周面と前記車室との空間部と、前記空間部に連通して設けられた前記蒸気ノズル部の壁内の空洞部と、前記空洞部から前記隙間に貫通する貫通孔と、を含み、前記車室の外部から前記車室の内部に到り前記隙間に連通して設けられていることを特徴とする請求項１に記載の蒸気タービン冷却装置。
PCT/JP2016/084085 2015-12-24 2016-11-17 蒸気タービン冷却装置 Ceased WO2017110322A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201680075171.8A CN108431375B (zh) 2015-12-24 2016-11-17 蒸汽涡轮冷却装置
US16/063,436 US10989069B2 (en) 2015-12-24 2016-11-17 Steam turbine cooling unit
DE112016005958.2T DE112016005958B4 (de) 2015-12-24 2016-11-17 Dampfturbinenkühleinheit
KR1020187017172A KR102026040B1 (ko) 2015-12-24 2016-11-17 증기 터빈 냉각 장치

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2015-252488 2015-12-24
JP2015252488A JP6578203B2 (ja) 2015-12-24 2015-12-24 蒸気タービン冷却装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2017110322A1 true WO2017110322A1 (ja) 2017-06-29

Family

ID=59090087

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2016/084085 Ceased WO2017110322A1 (ja) 2015-12-24 2016-11-17 蒸気タービン冷却装置

Country Status (6)

Country Link
US (1) US10989069B2 (ja)
JP (1) JP6578203B2 (ja)
KR (1) KR102026040B1 (ja)
CN (1) CN108431375B (ja)
DE (1) DE112016005958B4 (ja)
WO (1) WO2017110322A1 (ja)

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58174106A (ja) * 1982-04-07 1983-10-13 Hitachi Ltd 蒸気タ−ビン装置
JP2014037825A (ja) * 2012-07-20 2014-02-27 Toshiba Corp タービン、及び発電システム

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5444110A (en) * 1977-09-14 1979-04-07 Hitachi Ltd Double flow type nozzle box
JPS58113501A (ja) * 1981-12-28 1983-07-06 Toshiba Corp 蒸気タ−ビンの冷却装置
EP1152125A1 (de) 2000-05-05 2001-11-07 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren und Vorrichtung zur Kühlung eines Einström-Wellenbereichs einer Dampfturbine
DE10032454A1 (de) * 2000-07-04 2002-01-17 Man Turbomasch Ag Ghh Borsig Vorrichtung zum Kühlen eines ungleichmäßig stark temperaturbelasteten Bauteiles
JP4460943B2 (ja) * 2003-05-20 2010-05-12 株式会社東芝 蒸気タービン
JP4455254B2 (ja) 2004-09-30 2010-04-21 株式会社東芝 蒸気タービンおよびこれを備える蒸気タービンプラント
JP5395574B2 (ja) 2008-11-27 2014-01-22 株式会社東芝 蒸気機器
EP3054111B1 (en) * 2009-02-25 2017-08-23 Mitsubishi Hitachi Power Systems, Ltd. Method and device for cooling steam turbine generating equipment
US8376687B2 (en) * 2009-10-13 2013-02-19 General Electric Company System and method for cooling steam turbine rotors

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58174106A (ja) * 1982-04-07 1983-10-13 Hitachi Ltd 蒸気タ−ビン装置
JP2014037825A (ja) * 2012-07-20 2014-02-27 Toshiba Corp タービン、及び発電システム

Also Published As

Publication number Publication date
US20190003334A1 (en) 2019-01-03
CN108431375B (zh) 2020-08-07
KR102026040B1 (ko) 2019-09-26
DE112016005958T5 (de) 2018-09-20
US10989069B2 (en) 2021-04-27
CN108431375A (zh) 2018-08-21
JP2017115713A (ja) 2017-06-29
JP6578203B2 (ja) 2019-09-18
KR20180081804A (ko) 2018-07-17
DE112016005958B4 (de) 2024-10-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US7003956B2 (en) Steam turbine, steam turbine plant and method of operating a steam turbine in a steam turbine plant
JP5524248B2 (ja) ガスタービン
US9903276B2 (en) Preheating device for gas turbine fuel, gas turbine plant provided therewith, and preheating method for gas turbine fuel
RU2498090C2 (ru) Система для охлаждения компонента паровой трубы
US20060254280A1 (en) Combined cycle power plant using compressor air extraction
JP2010031867A (ja) 複合サイクル発電プラント用排熱回収ボイラ
JP6188777B2 (ja) シール装置
JP5756886B2 (ja) スラストバランスピストンを備えている蒸気タービン
JP7016753B2 (ja) ガスタービンプラント
JP6416382B2 (ja) 蒸気タービン及び蒸気タービンの運転方法
WO2018151259A1 (ja) 蒸気タービンプラント
JP6578203B2 (ja) 蒸気タービン冷却装置
JP2022161839A (ja) 直列熱交換器を有する複合サイクル発電プラント
CN108431369B (zh) 蒸汽涡轮
JP4488787B2 (ja) 蒸気タービンプラントおよびその中圧タービンの冷却方法
JP6204967B2 (ja) 蒸気タービン
JP6204966B2 (ja) 蒸気タービン
JP4586552B2 (ja) 蒸気タービン

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16878218

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20187017172

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1020187017172

Country of ref document: KR

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 112016005958

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 16878218

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1