JPS6122725B2 - - Google Patents
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- Publication number
- JPS6122725B2 JPS6122725B2 JP55141847A JP14184780A JPS6122725B2 JP S6122725 B2 JPS6122725 B2 JP S6122725B2 JP 55141847 A JP55141847 A JP 55141847A JP 14184780 A JP14184780 A JP 14184780A JP S6122725 B2 JPS6122725 B2 JP S6122725B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- fluid
- steam
- turbine
- low
- 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.)
- Expired
Links
Classifications
-
- 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
- F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
- F01K7/34—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being of extraction or non-condensing type; Use of steam for feed-water heating
- F01K7/44—Use of steam for feed-water heating and another purpose
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は蒸気動力サイクルに関し、特に、蒸気
サイクルのどんな運転状態に対しても所望の温度
と圧力の蒸気を給水ポンプタービンへ供給する装
置に関するものである。
サイクルのどんな運転状態に対しても所望の温度
と圧力の蒸気を給水ポンプタービンへ供給する装
置に関するものである。
大規模中央発電施設では、サイクルの膨張性流
体を循環させる給水ポンプはしばしば蒸気タービ
ンにより駆動される。サイクル内の流体が通過し
て発電機を駆動するようにこの流体が通常膨張さ
れる主蒸気タービンは少なくとも高圧部と低圧部
に分離される。サイクルの流体（普通には蒸気）
は高圧タービン部と低圧タービン部とを通つて順
次膨張する。タービン渡り導管は、サイクルの流
体を高圧タービン部の排出口から低圧タービン部
の入口まで通過させる手段を与える。
体を循環させる給水ポンプはしばしば蒸気タービ
ンにより駆動される。サイクル内の流体が通過し
て発電機を駆動するようにこの流体が通常膨張さ
れる主蒸気タービンは少なくとも高圧部と低圧部
に分離される。サイクルの流体（普通には蒸気）
は高圧タービン部と低圧タービン部とを通つて順
次膨張する。タービン渡り導管は、サイクルの流
体を高圧タービン部の排出口から低圧タービン部
の入口まで通過させる手段を与える。
主タービンに掛かる通常の負荷（大体35％かそ
れ以上）については、ボイラー給水ポンプタービ
ンは、タービン渡り導管あるいは同程度の圧力
〔約７Kg/cm2（1000psia）〕の他の場所から蒸気を
受けるのが典型的である。大体35％以下の主ター
ビン負荷レベル（起動、運転休止、緊急負荷ラン
バツク）に対しては、渡り導管蒸気圧がボイラー
給水ポンプタービンを運転するのに不十分とな
り、そして給水ポンプタービンには普通、高圧タ
ービン部へ入る前のタービン絞りから高温高圧蒸
気が供給されている。しかし、このような高圧、
高温絞り蒸気による運転は、ボイラー給水ポンプ
タービンの制御弁を通して蒸気圧を減少させるの
に要求される広範囲の不可逆的な絞りのため熱力
学的に非常に非効率である。化石燃料設備に対し
ては、主タービン絞りでの蒸気圧は通常141〜211
Kg/cm2（2000〜3000psi）の範囲内にあるが、ボイ
ラー給水ポンプタービンは典型的には5.6〜12.7
Kg/cm2（80〜180psi）の範囲内にある蒸気圧を利
用する。ボイラー給水ポンプタービン制御弁を通
じてのこのような極端な絞りは、固有の非効率に
より且つ化石燃料がどちらかと言えば高価で比較
的乏しいため非常に望ましくない。さらに、結果
として絞り蒸気温度が十分高いため、別々の高温
蒸気室とノズル室の使用を必要とし、それらは、
蒸気源が渡り導管（通常）源から主タービン絞り
源へ変えられる時に、ボイラー給水ポンプタービ
ンに普通誘発される熱応力を最小化する。
れ以上）については、ボイラー給水ポンプタービ
ンは、タービン渡り導管あるいは同程度の圧力
〔約７Kg/cm2（1000psia）〕の他の場所から蒸気を
受けるのが典型的である。大体35％以下の主ター
ビン負荷レベル（起動、運転休止、緊急負荷ラン
バツク）に対しては、渡り導管蒸気圧がボイラー
給水ポンプタービンを運転するのに不十分とな
り、そして給水ポンプタービンには普通、高圧タ
ービン部へ入る前のタービン絞りから高温高圧蒸
気が供給されている。しかし、このような高圧、
高温絞り蒸気による運転は、ボイラー給水ポンプ
タービンの制御弁を通して蒸気圧を減少させるの
に要求される広範囲の不可逆的な絞りのため熱力
学的に非常に非効率である。化石燃料設備に対し
ては、主タービン絞りでの蒸気圧は通常141〜211
Kg/cm2（2000〜3000psi）の範囲内にあるが、ボイ
ラー給水ポンプタービンは典型的には5.6〜12.7
Kg/cm2（80〜180psi）の範囲内にある蒸気圧を利
用する。ボイラー給水ポンプタービン制御弁を通
じてのこのような極端な絞りは、固有の非効率に
より且つ化石燃料がどちらかと言えば高価で比較
的乏しいため非常に望ましくない。さらに、結果
として絞り蒸気温度が十分高いため、別々の高温
蒸気室とノズル室の使用を必要とし、それらは、
蒸気源が渡り導管（通常）源から主タービン絞り
源へ変えられる時に、ボイラー給水ポンプタービ
ンに普通誘発される熱応力を最小化する。
蒸気ドラムボイラーを利用する蒸気動力サイク
ルに対しては、蒸気ドラムからの乾燥飽和蒸気を
使用し、大体35％以下の主タービン負荷のとき該
蒸気を給水ポンプタービンへ伝達することが提案
されていた。しかし、もし169Kg/cm2（2400psi：
蒸気ドラムに対して典型的な数値）の乾燥飽和蒸
気が７Kg/cm2（100psi：ボイラー給水ポンプター
ビンに対して典型的な数値）まで絞られるなら
ば、そのときボイラー給水ポンプタービン入口で
の蒸気は９から10％の水を含み、給水ポンプター
ビン排出口では17％を越える水を含むであろう。
このように大きな湿分は給水ポンプタービン内全
体にひどい侵食を引起こす。さらに、負荷レベル
が35％以下に落ちると、温度が過熱渡り蒸気〔典
型的には277〜388℃（530から730〓）〕から、７
Kg/cm2（100psi）まで絞られた164℃（328〓）の
ドラム蒸気に変わる。周知のように、111〜222℃
（200から400〓）の潜在的に大きな温度変化は給
水ポンプタービンに有害である。
ルに対しては、蒸気ドラムからの乾燥飽和蒸気を
使用し、大体35％以下の主タービン負荷のとき該
蒸気を給水ポンプタービンへ伝達することが提案
されていた。しかし、もし169Kg/cm2（2400psi：
蒸気ドラムに対して典型的な数値）の乾燥飽和蒸
気が７Kg/cm2（100psi：ボイラー給水ポンプター
ビンに対して典型的な数値）まで絞られるなら
ば、そのときボイラー給水ポンプタービン入口で
の蒸気は９から10％の水を含み、給水ポンプター
ビン排出口では17％を越える水を含むであろう。
このように大きな湿分は給水ポンプタービン内全
体にひどい侵食を引起こす。さらに、負荷レベル
が35％以下に落ちると、温度が過熱渡り蒸気〔典
型的には277〜388℃（530から730〓）〕から、７
Kg/cm2（100psi）まで絞られた164℃（328〓）の
ドラム蒸気に変わる。周知のように、111〜222℃
（200から400〓）の潜在的に大きな温度変化は給
水ポンプタービンに有害である。
液体金属高速増殖炉（LMFBR）システムで
は、給水ポンプタービンに対する通常（35％負荷
以上）の供給蒸気は温度が243と277℃（470と530
〓）の間の範囲にある渡り蒸気である。高温化石
燃料の慣行に従うならば、423〜510℃（800から
950〓）の絞り蒸気が、大体35％より低い
LMFBRシステム主タービンの負荷に対して前記
の欠点を全て伴なつて使用されるであろう。しか
し、ある緊急状態の下では、169Kg/cm2
（2400psi）値域の乾燥飽和ドラム蒸気を使用する
必要があるかも知れない。かくして、給水ポンプ
タービンは短時間に260℃（500〓）、427℃（800
〓）そして166℃（330〓）という一連の公称温度
を有する蒸気にさらされる。このような速い温度
変化はひどくタービンに熱的衝撃を与え、タービ
ンの低性能とあるいは重大な損傷を導く。
は、給水ポンプタービンに対する通常（35％負荷
以上）の供給蒸気は温度が243と277℃（470と530
〓）の間の範囲にある渡り蒸気である。高温化石
燃料の慣行に従うならば、423〜510℃（800から
950〓）の絞り蒸気が、大体35％より低い
LMFBRシステム主タービンの負荷に対して前記
の欠点を全て伴なつて使用されるであろう。しか
し、ある緊急状態の下では、169Kg/cm2
（2400psi）値域の乾燥飽和ドラム蒸気を使用する
必要があるかも知れない。かくして、給水ポンプ
タービンは短時間に260℃（500〓）、427℃（800
〓）そして166℃（330〓）という一連の公称温度
を有する蒸気にさらされる。このような速い温度
変化はひどくタービンに熱的衝撃を与え、タービ
ンの低性能とあるいは重大な損傷を導く。
設計外の運転状態に対してボイラー給水ポンプ
タービンへ蒸気を供給するのに用いられていた従
来の機構は非効率、異常に苛酷な仕事率、あるい
はその両方に悩まされていた。給水ポンプタービ
ンのための蒸気源は明らかに大体３５％以下の主
タービン負荷に対して必要とされ、そうすればそ
れにより供給される蒸気は過度（非効率を持ち込
むまで）に絞られないし、主タービン渡り蒸気か
らの事実上の温度差もない。
タービンへ蒸気を供給するのに用いられていた従
来の機構は非効率、異常に苛酷な仕事率、あるい
はその両方に悩まされていた。給水ポンプタービ
ンのための蒸気源は明らかに大体３５％以下の主
タービン負荷に対して必要とされ、そうすればそ
れにより供給される蒸気は過度（非効率を持ち込
むまで）に絞られないし、主タービン渡り蒸気か
らの事実上の温度差もない。
本発明に従うと、比較的高圧高温の弾性流体を
所定範囲内にある所望の圧力と温度を有する弾性
流体に変換する装置と方法が与えられる。この装
置は一般に、ボイラ蒸気ドラム内の高圧流体の圧
力を中間圧まで絞る調整手段と、熱を中間圧弾性
流体からボイラ給水ポンプを駆動するボイラ給水
ポンプタービン用の蒸気である低圧低温弾性流体
へ伝達する熱交換器手段と、中間圧流体の圧力を
絞るため、熱交換器手段と流体連絡していてそこ
から下流にある調整手段と、低圧流体の気相を熱
交換器手段に流体連絡させて低圧弾性流体の気相
と液相とを分離する手段とを備えている。
所定範囲内にある所望の圧力と温度を有する弾性
流体に変換する装置と方法が与えられる。この装
置は一般に、ボイラ蒸気ドラム内の高圧流体の圧
力を中間圧まで絞る調整手段と、熱を中間圧弾性
流体からボイラ給水ポンプを駆動するボイラ給水
ポンプタービン用の蒸気である低圧低温弾性流体
へ伝達する熱交換器手段と、中間圧流体の圧力を
絞るため、熱交換器手段と流体連絡していてそこ
から下流にある調整手段と、低圧流体の気相を熱
交換器手段に流体連絡させて低圧弾性流体の気相
と液相とを分離する手段とを備えている。
熱交換器手段は熱を低圧蒸気へ伝達し、所望の
温度と圧力でそれを排出する。
温度と圧力でそれを排出する。
所定範囲内に調整可能な温度と圧力を有する弾
性流体を供給する方法は一般に、高圧弾性流体の
圧力を中間圧に調整すること、中間圧弾性流体の
圧力を所望の低圧に調整すること、低圧弾性流体
蒸気を液体から分離すること、そして所望の低圧
弾性流体温度を与えるため熱交換器の熱を中間圧
弾性流体から低圧弾性流体蒸気に伝達することを
含んでいる。
性流体を供給する方法は一般に、高圧弾性流体の
圧力を中間圧に調整すること、中間圧弾性流体の
圧力を所望の低圧に調整すること、低圧弾性流体
蒸気を液体から分離すること、そして所望の低圧
弾性流体温度を与えるため熱交換器の熱を中間圧
弾性流体から低圧弾性流体蒸気に伝達することを
含んでいる。
高圧流体の圧力調整は、熱交換器を出る低圧流
体の温度に応答して、所望より大きい低圧弾性流
体温度に対して絞りを増大させ、所望より小さい
低圧弾性流体温度に対しては絞りを減少させて絞
ることが好ましい。本発明を実施するのに好まし
い方法では、中間圧調整は、熱交換器を出る低圧
流体の圧力に応答して、中間圧流体を絞ることを
含み、所望より大きい低圧流体圧力に対して絞り
を増大させ、所望より小さい低圧流体圧力に対し
ては絞りを減少させている。こうして、本発明の
装置と方法は、所望の圧力と温度より高い圧力と
温度とを有する蒸気源から抽出される弾性流体の
再生過熱をもたらしており、そこで、低圧流体は
蒸気動力サイクルにおける給水ポンプタービンの
ような何らかの利用装置に供給される。
体の温度に応答して、所望より大きい低圧弾性流
体温度に対して絞りを増大させ、所望より小さい
低圧弾性流体温度に対しては絞りを減少させて絞
ることが好ましい。本発明を実施するのに好まし
い方法では、中間圧調整は、熱交換器を出る低圧
流体の圧力に応答して、中間圧流体を絞ることを
含み、所望より大きい低圧流体圧力に対して絞り
を増大させ、所望より小さい低圧流体圧力に対し
ては絞りを減少させている。こうして、本発明の
装置と方法は、所望の圧力と温度より高い圧力と
温度とを有する蒸気源から抽出される弾性流体の
再生過熱をもたらしており、そこで、低圧流体は
蒸気動力サイクルにおける給水ポンプタービンの
ような何らかの利用装置に供給される。
本発明は次の適切な実施例の詳細な説明からも
つとよく理解されるであろう。
つとよく理解されるであろう。
本発明は、動力サイクルのボイラー給水ポンプ
タービンにおいて使用のため、比較的高圧高温の
蒸気を比較的低圧低温の蒸気に変換することに主
に関するものである。従つて以下の説明では、本
発明は蒸気動力サイクルに実施して示されてい
る。しかし、本発明はどんな過程においても蒸気
供給手段として利用されてよいものである。
タービンにおいて使用のため、比較的高圧高温の
蒸気を比較的低圧低温の蒸気に変換することに主
に関するものである。従つて以下の説明では、本
発明は蒸気動力サイクルに実施して示されてい
る。しかし、本発明はどんな過程においても蒸気
供給手段として利用されてよいものである。
第１図は蒸気動力サイクルの略図を示し、そこ
ではボイラー給水ポンプタービンに対する先行技
術の蒸気供給システムが用いられている。蒸気あ
るいは他の弾性流体は、蒸発器部１０ａ、蒸発ド
ラム又は分離器多岐管１０ｂ、そして過熱器部１
０ｃとを含むボイラー構造１０で生成される。本
発明のためのボイラー構造１０は通常の化石燃焼
熱交換器、原子力蒸気発生器、あるいはその他任
意の加熱エネルギー源でよい。過熱器部１０ｃか
ら出た殆どの蒸気は高圧タービン部１２に伝達さ
れ、そこを通つて蒸気が膨張しそのエネルギーを
回転力学的エネルギーに変換する。タービンの力
学的エネルギーは電気的エネルギーを生ずる発電
機（図示せず）を運転するのに用いられる。図面
全体を通じ、例示された矢印は動力サイクルに用
いられている流体の通常の流れ方向を示す。高圧
タービン部１２から排出する蒸気は再熱器１４に
入り、そこでは蒸気が中間圧タービン部１６に入
る前にそのエネルギーを引上げる。中間圧タービ
ン部１６を通り膨張する蒸気はそこから排出して
略図で示された複流低圧タービン部１８に入る。
タービン部１２，１６及び１８は本発明の目的の
ために共通軸又は別々の軸で連接していてもよ
い。さらに、蒸気再熱器１４は、高圧と中間圧タ
ービン部各々１２と１６との間にあるように示さ
れているが、熱源として核燃料を使用している蒸
気動力サイクルのためには、中間圧と低圧タービ
ン部各々１６と１８との間に普通配置される。
ではボイラー給水ポンプタービンに対する先行技
術の蒸気供給システムが用いられている。蒸気あ
るいは他の弾性流体は、蒸発器部１０ａ、蒸発ド
ラム又は分離器多岐管１０ｂ、そして過熱器部１
０ｃとを含むボイラー構造１０で生成される。本
発明のためのボイラー構造１０は通常の化石燃焼
熱交換器、原子力蒸気発生器、あるいはその他任
意の加熱エネルギー源でよい。過熱器部１０ｃか
ら出た殆どの蒸気は高圧タービン部１２に伝達さ
れ、そこを通つて蒸気が膨張しそのエネルギーを
回転力学的エネルギーに変換する。タービンの力
学的エネルギーは電気的エネルギーを生ずる発電
機（図示せず）を運転するのに用いられる。図面
全体を通じ、例示された矢印は動力サイクルに用
いられている流体の通常の流れ方向を示す。高圧
タービン部１２から排出する蒸気は再熱器１４に
入り、そこでは蒸気が中間圧タービン部１６に入
る前にそのエネルギーを引上げる。中間圧タービ
ン部１６を通り膨張する蒸気はそこから排出して
略図で示された複流低圧タービン部１８に入る。
タービン部１２，１６及び１８は本発明の目的の
ために共通軸又は別々の軸で連接していてもよ
い。さらに、蒸気再熱器１４は、高圧と中間圧タ
ービン部各々１２と１６との間にあるように示さ
れているが、熱源として核燃料を使用している蒸
気動力サイクルのためには、中間圧と低圧タービ
ン部各々１６と１８との間に普通配置される。
低圧タービン部１８に供給される蒸気はそこを
通り膨張し、排出して復水器２０に入る。復水器
はサイクル内に比較的低圧を維持し、そして水が
使用されている例示の場合には、蒸気を凝縮す
る。通路２２を通つて循環した冷却材は蒸気又は
他の弾性流体から熱を奪う。凝縮流体は給水ポン
プ２４により復水器２０から抽出され、連続的に
接続された給水加熱器２６と２８を通りボイラー
構造１０へ戻されるように伝達される。
通り膨張し、排出して復水器２０に入る。復水器
はサイクル内に比較的低圧を維持し、そして水が
使用されている例示の場合には、蒸気を凝縮す
る。通路２２を通つて循環した冷却材は蒸気又は
他の弾性流体から熱を奪う。凝縮流体は給水ポン
プ２４により復水器２０から抽出され、連続的に
接続された給水加熱器２６と２８を通りボイラー
構造１０へ戻されるように伝達される。
給水ポンプ２４は給水ポンプタービン３０によ
り駆動される。通常運転の間、蒸気は、中間圧と
低圧タービン部各々１６と１８の間を延びる蒸気
渡り導管３４から弁装置３２を通り給水ポンプタ
ービン３０へ供給されるのが典型的である。渡り
導管３４から抽出された蒸気は導管３６を通り弁
装置３２に向かう。原子力による蒸気供給の場
合、導管３６は、タービン部１６と１８の間に典
型的に配置される再熱器１４から下流に位置して
いる。渡り導管３４における蒸気圧は普通5.6〜
12.7Kg/cm2（80〜180psi）の範囲内にあり、過熱
されている。通常運転ではタービン部１２，１６
及び１８に普通35％かそれ以上の負荷が掛かる。
しかし、大体35％以下の負荷に対しては、タービ
ン絞りからの蒸気は普通は導管３８を通り弁装置
３２へ送られる。このような高圧高温絞り蒸気を
使用すると、5.6〜12.7Kg/cm2（80〜180psi）の範
囲で運転するのが典型的な給水ポンプタービン３
０に蒸気が入る前にその大規模な絞りが必要とな
る。主タービンの絞り蒸気の絞りは不可逆で、非
効率な過程であり、実質的に蒸気サイクルの熱消
費率を増大させ効率を低下させる。さらに、主タ
ービン絞り蒸気の温度は渡り導管の蒸気よりはる
かに高温であり、通常運転状態の間渡り蒸気を送
る蒸気室とノズル室とに熱応力を加える。その結
果、35％以下の負荷については別々の蒸気室とノ
ズル室が使用されている。給水ポンプタービン３
０に関してこのように別々のノズル室と蒸気室と
を使うことは給水ポンプタービンのコストをはる
かに増加させまたその制御を複雑にした。
り駆動される。通常運転の間、蒸気は、中間圧と
低圧タービン部各々１６と１８の間を延びる蒸気
渡り導管３４から弁装置３２を通り給水ポンプタ
ービン３０へ供給されるのが典型的である。渡り
導管３４から抽出された蒸気は導管３６を通り弁
装置３２に向かう。原子力による蒸気供給の場
合、導管３６は、タービン部１６と１８の間に典
型的に配置される再熱器１４から下流に位置して
いる。渡り導管３４における蒸気圧は普通5.6〜
12.7Kg/cm2（80〜180psi）の範囲内にあり、過熱
されている。通常運転ではタービン部１２，１６
及び１８に普通35％かそれ以上の負荷が掛かる。
しかし、大体35％以下の負荷に対しては、タービ
ン絞りからの蒸気は普通は導管３８を通り弁装置
３２へ送られる。このような高圧高温絞り蒸気を
使用すると、5.6〜12.7Kg/cm2（80〜180psi）の範
囲で運転するのが典型的な給水ポンプタービン３
０に蒸気が入る前にその大規模な絞りが必要とな
る。主タービンの絞り蒸気の絞りは不可逆で、非
効率な過程であり、実質的に蒸気サイクルの熱消
費率を増大させ効率を低下させる。さらに、主タ
ービン絞り蒸気の温度は渡り導管の蒸気よりはる
かに高温であり、通常運転状態の間渡り蒸気を送
る蒸気室とノズル室とに熱応力を加える。その結
果、35％以下の負荷については別々の蒸気室とノ
ズル室が使用されている。給水ポンプタービン３
０に関してこのように別々のノズル室と蒸気室と
を使うことは給水ポンプタービンのコストをはる
かに増加させまたその制御を複雑にした。
給水ポンプタービン３０へ供給する別の案も第
１図に示されている。大体35％以下の容量の主タ
ービン負荷に対しては、蒸気ドラム１０ｂからの
乾燥飽和蒸気を導管４０を通して給水ポンプター
ビン弁装置３２へ送つてもよい。ドラム蒸気の温
度はタービン絞りでのものより低いが、その圧力
はタービン絞りでの蒸気圧に非常に近く、従つ
て、ボイラー給水ポンプタービン３０へ入る前に
ドラム蒸気を実質的に絞ることが必要となる。し
かし、７Kg/cm2（100psi）までの乾燥飽和ドラム
蒸気〔典型的には大体169Kg/cm2（2400psi）〕の前
絞りの結果、給水ポンプタービンの入口で水が９
から10％となり、給水ポンプタービンの排気で湿
分が17％以上となる。このような湿分は給水ポン
プタービンをひどく侵食し、修理又は取替のため
運転休止となる。さらに、給水ポンプタービン３
０のための蒸気源が過熱渡り蒸気〔典型的には
278〜378℃（532〜730〓）〕から絞りドラム蒸気
〔７Kg/cm2（100psi）まで絞られるのなら164℃
（328〓）〕に切替えられるときは、熱衝撃や熱応
力がひどくなるかも知れない。このような切替の
間に起こりうる温度差は大体111〜222℃（200〜
400〓）である。通常のドラム１０ｂを図示した
が、１０ｂは蒸気ドラムを有してない貫通ボイラ
ー用の中間管寄せをを表わすものである。
１図に示されている。大体35％以下の容量の主タ
ービン負荷に対しては、蒸気ドラム１０ｂからの
乾燥飽和蒸気を導管４０を通して給水ポンプター
ビン弁装置３２へ送つてもよい。ドラム蒸気の温
度はタービン絞りでのものより低いが、その圧力
はタービン絞りでの蒸気圧に非常に近く、従つ
て、ボイラー給水ポンプタービン３０へ入る前に
ドラム蒸気を実質的に絞ることが必要となる。し
かし、７Kg/cm2（100psi）までの乾燥飽和ドラム
蒸気〔典型的には大体169Kg/cm2（2400psi）〕の前
絞りの結果、給水ポンプタービンの入口で水が９
から10％となり、給水ポンプタービンの排気で湿
分が17％以上となる。このような湿分は給水ポン
プタービンをひどく侵食し、修理又は取替のため
運転休止となる。さらに、給水ポンプタービン３
０のための蒸気源が過熱渡り蒸気〔典型的には
278〜378℃（532〜730〓）〕から絞りドラム蒸気
〔７Kg/cm2（100psi）まで絞られるのなら164℃
（328〓）〕に切替えられるときは、熱衝撃や熱応
力がひどくなるかも知れない。このような切替の
間に起こりうる温度差は大体111〜222℃（200〜
400〓）である。通常のドラム１０ｂを図示した
が、１０ｂは蒸気ドラムを有してない貫通ボイラ
ー用の中間管寄せをを表わすものである。
液体金属高速増殖炉（LMFBR）設備に対して
は前記の諸問題がからみ合う。通常の動力サイク
ルに対しては、主タービン絞り蒸気又はボイラー
ドラム蒸気のどちらか一方が、二者択一用に両方
を備えているものよりよく用いられる。しかし、
LMFBRのものに対しては、運転制限は（第１図
で）例示された冗長系の使用を必要とする。すな
わち、大体35％以下の負荷に対して、主タービン
からの絞り蒸気〔約427〜516℃（800〜950〓）〕
が使用されている。LMFBRのシステムでは渡り
蒸気は、通常の（35％の負荷以上）給水ポンプタ
ービン蒸気源として使用されており、そして大体
243〜278℃（470〜530〓）の範囲にある温度を有
する。しかし、緊急状態の下では、７Kg/cm2
（100psi）まで絞られたとき大体166℃（330〓）
の温度を有する169Kg/cm2（2400psi）の範囲にあ
る乾燥飽和ドラム蒸気を用いる必要があるかも知
れない。このようにして、ある状態の下では、給
水ポンプタービンは渡り蒸気から260℃（500〓）
で、主タービン絞りから427℃（800〓）で、そし
てボイラードラムから絞られたとき166℃（330
〓）で蒸気を連続的に受ける。短時間にわたるこ
のような温度変化は高い熱応力と温度衝撃を誘発
し、それが給水ポンプタービン３０の寿命と性能
に悪影響を及ぼす。例示された蒸気サイクルは２
つの給水加熱器２６と２８とを有しているが、本
発明では給水加熱器がいくつ利用されてもよい。
は前記の諸問題がからみ合う。通常の動力サイク
ルに対しては、主タービン絞り蒸気又はボイラー
ドラム蒸気のどちらか一方が、二者択一用に両方
を備えているものよりよく用いられる。しかし、
LMFBRのものに対しては、運転制限は（第１図
で）例示された冗長系の使用を必要とする。すな
わち、大体35％以下の負荷に対して、主タービン
からの絞り蒸気〔約427〜516℃（800〜950〓）〕
が使用されている。LMFBRのシステムでは渡り
蒸気は、通常の（35％の負荷以上）給水ポンプタ
ービン蒸気源として使用されており、そして大体
243〜278℃（470〜530〓）の範囲にある温度を有
する。しかし、緊急状態の下では、７Kg/cm2
（100psi）まで絞られたとき大体166℃（330〓）
の温度を有する169Kg/cm2（2400psi）の範囲にあ
る乾燥飽和ドラム蒸気を用いる必要があるかも知
れない。このようにして、ある状態の下では、給
水ポンプタービンは渡り蒸気から260℃（500〓）
で、主タービン絞りから427℃（800〓）で、そし
てボイラードラムから絞られたとき166℃（330
〓）で蒸気を連続的に受ける。短時間にわたるこ
のような温度変化は高い熱応力と温度衝撃を誘発
し、それが給水ポンプタービン３０の寿命と性能
に悪影響を及ぼす。例示された蒸気サイクルは２
つの給水加熱器２６と２８とを有しているが、本
発明では給水加熱器がいくつ利用されてもよい。
第２図は、第１図に似た蒸気動力サイクルに組
み入れられた本発明を例示している。通常運転
（主タービンの負荷容量の35％以上）の間、ボイ
ラー給水ポンプタービン３０は渡り導管３４から
弁装置３２を介して蒸気を供給される。しかし、
起動、運転休止、低負荷、そして緊急運転状態の
間、蒸気は蒸気ドラム又は中間管寄せ１０ｂから
ボイラー給水ポンプタービン３０へ供給される。
蒸気ドラム１０ｂから供給導管４２を通つて抽気
された蒸気は高圧調整手段である制御弁４４によ
り所定量を中間圧力と温度まで絞られる。中間圧
蒸気は中間圧（流体）入口開口４６を通つて熱交
換器再熱器）４５に入り、中間圧（流体）出口開
口４７を通つて熱交換器４５を出て、そして続い
てさらに中間圧流体調整手段である絞り弁４８に
より比較的低温低圧まで絞られる。低圧の気相及
び液相は、入口部５０を通つて分離器４９に入
り、分離され、分離器４９から管路５３と５４に
各々接続された出口部５１と５２を通つて送られ
る。分離器４９を出て管路５４を通る液体は、液
体中に残つているエネルギーを利用し、循環され
た給水（この場合には２６）を再生加熱するため
給水加熱器の１つにカスケードされている。分離
器４９を出て管路５３を通る比較的低圧の蒸気は
低圧（流体）入口開口５５を通り熱交換器４５へ
送られ、そこで中間圧力温度流体からの熱がそれ
に伝達される。熱伝達の結果、低圧（流体）出口
開口５６を通り、導管５７を通つて弁装置３２へ
向かう低圧流体の給送に先行して低圧流体の温度
が上昇する。導管５７を通過する低圧流体の温度
は制御弁４４の絞りを減少させることにより上昇
させてもよく、そして導管５７を通過する流体の
圧力は絞り弁４８の絞りを減少させることにより
増大させてもよい。従つて、弁４４と４８の適切
な操作により、導管５７を通過する流体を所望の
圧力、温度、そして流量にしうることがわかる。
み入れられた本発明を例示している。通常運転
（主タービンの負荷容量の35％以上）の間、ボイ
ラー給水ポンプタービン３０は渡り導管３４から
弁装置３２を介して蒸気を供給される。しかし、
起動、運転休止、低負荷、そして緊急運転状態の
間、蒸気は蒸気ドラム又は中間管寄せ１０ｂから
ボイラー給水ポンプタービン３０へ供給される。
蒸気ドラム１０ｂから供給導管４２を通つて抽気
された蒸気は高圧調整手段である制御弁４４によ
り所定量を中間圧力と温度まで絞られる。中間圧
蒸気は中間圧（流体）入口開口４６を通つて熱交
換器再熱器）４５に入り、中間圧（流体）出口開
口４７を通つて熱交換器４５を出て、そして続い
てさらに中間圧流体調整手段である絞り弁４８に
より比較的低温低圧まで絞られる。低圧の気相及
び液相は、入口部５０を通つて分離器４９に入
り、分離され、分離器４９から管路５３と５４に
各々接続された出口部５１と５２を通つて送られ
る。分離器４９を出て管路５４を通る液体は、液
体中に残つているエネルギーを利用し、循環され
た給水（この場合には２６）を再生加熱するため
給水加熱器の１つにカスケードされている。分離
器４９を出て管路５３を通る比較的低圧の蒸気は
低圧（流体）入口開口５５を通り熱交換器４５へ
送られ、そこで中間圧力温度流体からの熱がそれ
に伝達される。熱伝達の結果、低圧（流体）出口
開口５６を通り、導管５７を通つて弁装置３２へ
向かう低圧流体の給送に先行して低圧流体の温度
が上昇する。導管５７を通過する低圧流体の温度
は制御弁４４の絞りを減少させることにより上昇
させてもよく、そして導管５７を通過する流体の
圧力は絞り弁４８の絞りを減少させることにより
増大させてもよい。従つて、弁４４と４８の適切
な操作により、導管５７を通過する流体を所望の
圧力、温度、そして流量にしうることがわかる。
中間管寄せ１０ｂからの乾燥飽和蒸気は熱交換
器４５に給送するものとして例示されているが、
本発明は、超臨界領域での状態点を有する蒸気で
同じく簡単に動作することができる。例えば、
246Kg/cm2（3500psi）で410℃（770〓）の蒸気は
169Kg/cm2（2400psi）まで絞られ、ほんの14℃
（25〓）位の過熱を有している。
器４５に給送するものとして例示されているが、
本発明は、超臨界領域での状態点を有する蒸気で
同じく簡単に動作することができる。例えば、
246Kg/cm2（3500psi）で410℃（770〓）の蒸気は
169Kg/cm2（2400psi）まで絞られ、ほんの14℃
（25〓）位の過熱を有している。
弁４４と４８の適切な調整により、169Kg/cm2
（2400psi）で347℃（662〓）のドラム蒸気が得ら
れ、所望の圧力〔絶対圧力約７Kg/cm2
（100psia）〕と所望の温度〔201〜329℃（400〜
625〓）の範囲内〕の蒸気を給水ポンプタービン
３０へ送るのに利用される。給水ポンプタービン
へ送られる蒸気の温度を調整できるので、起動中
にときどき起こる給水ポンプタービンへの熱衝撃
が最小化される。絶対圧力７Kg/cm2（100psia）の
蒸気はこうして過熱されボイラー給水ポンプター
ビン３０によりすぐに使用できる。熱交換器４５
と分離器４９は分離した装置として略示されてい
るが、装置が単一の装置に結合されてもよい。前
記の方法により例示された装置を運転することに
より、主タービン絞り蒸気の絞り過ぎや、絞られ
たドラム蒸気の高湿分による以前経験した欠点が
解消される。さらに、先行技術のボイラー給水ポ
ンプタービンに関して、高温の主タービン絞り蒸
気を通過させるために必要な余分の蒸気室とノズ
ル室が除去され、それに付随した高いコストも避
けられる。
（2400psi）で347℃（662〓）のドラム蒸気が得ら
れ、所望の圧力〔絶対圧力約７Kg/cm2
（100psia）〕と所望の温度〔201〜329℃（400〜
625〓）の範囲内〕の蒸気を給水ポンプタービン
３０へ送るのに利用される。給水ポンプタービン
へ送られる蒸気の温度を調整できるので、起動中
にときどき起こる給水ポンプタービンへの熱衝撃
が最小化される。絶対圧力７Kg/cm2（100psia）の
蒸気はこうして過熱されボイラー給水ポンプター
ビン３０によりすぐに使用できる。熱交換器４５
と分離器４９は分離した装置として略示されてい
るが、装置が単一の装置に結合されてもよい。前
記の方法により例示された装置を運転することに
より、主タービン絞り蒸気の絞り過ぎや、絞られ
たドラム蒸気の高湿分による以前経験した欠点が
解消される。さらに、先行技術のボイラー給水ポ
ンプタービンに関して、高温の主タービン絞り蒸
気を通過させるために必要な余分の蒸気室とノズ
ル室が除去され、それに付随した高いコストも避
けられる。
第１図は関連した主タービンの低負荷中のボイ
ラー給水ポンプタービン運転のための先行技術の
蒸気源を含む蒸気動力サイクルの略図であり、第
２図は本発明の装置を含み且つその運転方法を例
示している蒸気動力サイクルの略図である。 １０……ボイラ構造、１０ｂ……蒸気ドラム
（中間管寄せ）、２４……給水ポンプ、３０……給
水ポンプタービン、４４：高圧調整手段（制御
弁）、４５：熱交換器、４６：中間圧流体入口開
口、４７：中間圧流体出口開口、４８：中間圧流
体調整手段（絞り弁）、４９：分離手段（分離
器）、５０：入口部、５１：蒸気出口部、５２：
液体出口部、５５：低圧流体入口開口、５６：低
圧流体出口開口。
ラー給水ポンプタービン運転のための先行技術の
蒸気源を含む蒸気動力サイクルの略図であり、第
２図は本発明の装置を含み且つその運転方法を例
示している蒸気動力サイクルの略図である。 １０……ボイラ構造、１０ｂ……蒸気ドラム
（中間管寄せ）、２４……給水ポンプ、３０……給
水ポンプタービン、４４：高圧調整手段（制御
弁）、４５：熱交換器、４６：中間圧流体入口開
口、４７：中間圧流体出口開口、４８：中間圧流
体調整手段（絞り弁）、４９：分離手段（分離
器）、５０：入口部、５１：蒸気出口部、５２：
液体出口部、５５：低圧流体入口開口、５６：低
圧流体出口開口。
Claims (1)
- １ 所定の範囲内に調整可能な圧力と温度を有す
る弾性流体を供給するために、ボイラ蒸気ドラム
内の高圧弾性流体の圧力を中間圧まで調整する高
圧調整手段と、熱を中間圧弾性流体からボイラ給
水ポンプを駆動するボイラ給水ポンプタービン用
の蒸気である低圧低温の低圧弾性流体蒸気へ伝達
する熱交換器手段とを備え、該熱交換器手段は中
間圧弾性流体入口開口、中間圧弾性流体出口開
口、低圧弾性流体入口開口、そして低圧弾性流体
出口開口を有しており、前記中間圧弾性流体入口
開口は前記高圧調整手段と流体連絡しており、前
記低圧弾性流体出口開口を出る前記低圧弾性流体
蒸気は所望の圧力と温度を有しており、更に、前
記中間圧弾性流体出口開口に流体連通していて、
中間圧弾性流体の圧力を前記低圧弾性流体圧力に
調整する中間圧流体調整手段と、前記低圧弾性流
体の気相及び液相を分離する手段とを備えてお
り、該分離手段は前記中間圧流体調整手段と流体
連絡されている入口部と、分離した前記低圧弾性
流体液を排出するための液体出口部と、前記熱交
換器手段の低圧弾性流体入口開口と流体連絡して
いてそこに前記低圧弾性流体蒸気を送る蒸気出口
部とを有する弾性流体の供給装置。
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US06/083,436 US4277944A (en) | 1979-10-10 | 1979-10-10 | Method and apparatus for regeneratively superheating auxiliary steam |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5664105A JPS5664105A (en) | 1981-06-01 |
| JPS6122725B2 true JPS6122725B2 (ja) | 1986-06-02 |
Family
ID=22178317
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP14184780A Granted JPS5664105A (en) | 1979-10-10 | 1980-10-09 | Feeder for elastic fluid |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4277944A (ja) |
| JP (1) | JPS5664105A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH03120435U (ja) * | 1990-03-22 | 1991-12-11 | ||
| JPH03120434U (ja) * | 1990-03-22 | 1991-12-11 |
Families Citing this family (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4621556A (en) * | 1984-05-08 | 1986-11-11 | Moore Business Forms, Inc. | Relieved serrated dies for rotary punching units |
| US4847039A (en) * | 1987-10-13 | 1989-07-11 | Westinghouse Electric Corp. | Steam chest crossties for improved turbine operations |
| US6196000B1 (en) | 2000-01-14 | 2001-03-06 | Thermo Energy Power Systems, Llc | Power system with enhanced thermodynamic efficiency and pollution control |
| US20100018216A1 (en) * | 2008-03-17 | 2010-01-28 | Fassbender Alexander G | Carbon capture compliant polygeneration |
| US20140060053A1 (en) * | 2012-08-28 | 2014-03-06 | Thorsten Wolf | Steam power plant and method of operating a steam power plant |
| EP3026230A1 (de) * | 2014-11-26 | 2016-06-01 | Siemens Aktiengesellschaft | Verfahren zum Betreiben einer Turbineneinheit, Dampfkraftwerk oder kombiniertes Gas- und Dampfkraftwerk sowie Verwendung einer Drosseleinrichtung |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US3523421A (en) * | 1968-07-24 | 1970-08-11 | Combustion Eng | Peaking load steam cycle |
| US3972196A (en) * | 1974-05-10 | 1976-08-03 | Westinghouse Electric Corporation | Steam pressure increasing device for drive turbines |
-
1979
- 1979-10-10 US US06/083,436 patent/US4277944A/en not_active Expired - Lifetime
-
1980
- 1980-10-09 JP JP14184780A patent/JPS5664105A/ja active Granted
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH03120435U (ja) * | 1990-03-22 | 1991-12-11 | ||
| JPH03120434U (ja) * | 1990-03-22 | 1991-12-11 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5664105A (en) | 1981-06-01 |
| US4277944A (en) | 1981-07-14 |
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