WO2001059264A1 - Steam turbine and power generating equipment - Google Patents

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stage
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Morikazu Kitazawa
Masataka Kikuchi
Kazuo Aoyagi
Nobuo Okita
Hiroyuki Oohira
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    • F01D25/14—Casings modified therefor
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    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • F01D25/26—Double casings; Measures against temperature strain in casings

Definitions

  • the present invention relates to a steam cabin structure used for thermal power generation equipment such as a compound power generation plant, and a power generation facility using the steam power bin.
  • a number of combined cycle power plants combining gas evening bins and steam turbines have been constructed.
  • improvement in steam conditions generally leads directly to improvement in power plant efficiency.
  • the steam conditions of the steam bins be high pressure and high temperature.
  • the casing 110 of the high-pressure section 5 of the conventional combined cycle power generation steam bin usually has a single casing structure.
  • the wall thickness required for pressure resistance increases in a single-chamber structure.
  • the steam turbine that follows the conventional single cabin structure mainly increases the thickness of the cabin.
  • the pressure stress and thermal stress in the steam turbine cabin increase, causing damage due to thermal fatigue or high-temperature low-cycle fatigue during the operation of the steam bin, which hinders the operation of the turbine.
  • the 12Cr steel and 9Cr steel have a smaller linear expansion coefficient than the low alloy steel represented by the conventional CrMoV steel
  • the 12Cr steel and 9Cr steel are The thermal expansion of the cabin, which is made up of the airbag, becomes smaller than before, and the expansion difference is larger than before (the difference in the amount of thermal expansion between the cabin and the mouth when the thrust bearing position is the reference position in the turbine axial direction). ) Occurs.
  • a so-called axial rubbing phenomenon occurs in which there is insufficient clearance in the axial direction of the turbine between the rotating body, the mouth part and the stationary part, and the casing attached part. This causes a problem that large shaft vibrations that cause trouble occur.
  • the temperature difference between the inner and outer surfaces of the cabin is changed to T1 in the single-chamber structure by 0.7T1 in the outer cabin, for example, by changing the temperature difference between the inner and outer surfaces of the single cabin structure to T1 in the single-chamber structure. It can be shared in the interior cabin at a rate of about 0.3T1. Therefore, the steady thermal stress of the inner cabin of the double cabin structure is about 0.7 times the thermal stress of the single cabin, and the thermal stress of the external cabin of the double cabin structure is 0% of the thermal stress of the single cabin. It will be about three times. In this way, by forming the high-pressure section in a double casing structure, it is possible to greatly reduce the steady thermal stress in the casing.
  • the evening bin is assumed to be a thin cylinder for simplicity
  • the radius of the inner cabin of the double cabin is approximately 0.9a, and the radius of the outer cabin is approximately 1.5a, where a is the radius of the single cabin.
  • the pressure stress in the circumferential direction of the cabin 1 and the pressure stress in the circumferential direction of the outer case of the double case 2, and the circumferential direction of the inner case of the double case Assuming that the pressure stress is 3, the wall thickness in a single cabin is ax P 1/1, the outer cabin thickness of a double cabin is approximately 0.45XP 1/2, and the double cabin.
  • the thickness of the interior cabin is approximately 0.63a xP1 / 3.
  • the thickness of the inner cabin of the double cabin structure is about 0.63 times the thickness of the single cabin, This means that the outer casing of the heavy cabin structure should have a thickness of about 0.45 times the thickness of the single cabin.
  • the thickness of the internal cabin is 0.9 times the thickness of the single cabin.
  • the thickness of the outer cabin of the double cabin structure may be about 0.65 times the thickness of the single cabin. That is, it is possible to reduce the pressure stress while reducing the thickness.
  • the double casing structure has an effect that the steady thermal stress can be reduced and the pressure stress can also be reduced as compared with the single casing structure.
  • the interior surface of the cabin is directly exposed to main steam and the exterior surface of the cabin is exposed to the atmosphere via a heat insulating material.
  • the interior temperature is divided into two stages, the inner compartment and the outer compartment,
  • the temperature of the steam acting on the surface is also divided into two stages, the inner case and the outer case, so the temperature difference between the inner and outer surfaces of the inner case and the outer case of the double case is different from the inner and outer surfaces of the single case. It will be much smaller than the temperature difference.
  • the magnitude of the unsteady thermal stress and unsteady thermal deformation in the cabin is generally proportional to the temperature difference between the outside and the inside of the cabin.Therefore, the double cabin structure has unsteady thermal stress and unsteady heat compared to the single cabin structure. Thermal deformation can be kept small.
  • the thermal conductivity of the steel material used for the cabin material of the steam turbine is small, if the cabin thickness is large, it takes time for the temperature (calorific value) of the cabin surface to be transmitted to the cabin outer surface. Although the temperature difference between the inside and outside of the cabin becomes large, the double cabin structure, in which the thickness of each cabin can be made thinner than that of a single cabin, causes excessive transient thermal stress and transient thermal deformation. It is effective in suppressing.
  • the dual cabin structure can reduce the difference in ambient temperature inside and outside the cabin and the wall thickness of the cabin at the same time as the single cabin structure. This makes it possible to suppress the occurrence of excessive unsteady thermal stress and unsteady thermal deformation when the bin is started up.
  • the double casing structure can reduce the pressure stress, the steady thermal stress, the transient thermal stress, and the transient thermal deformation compared to the single casing structure. It has the effect of preventing problems such as creep damage, thermal fatigue damage or high-temperature low-cycle fatigue damage, and steam leakage from the horizontal joint of the vehicle compartment.
  • the high-pressure complete double cabin structure which is the same as the conventional high-capacity steam one-bottle bin, which has a double cabin from the first high-pressure stage 7 to the high-pressure exhaust stage 8, is an external cabin. Is greatly increased, resulting in a disadvantage of increased costs.
  • the high-pressure part full double cabin structure is complex for regular inspections and other maintenance of steam bins, and the cabin water that connects the upper and lower compartments Because the number of flat joint fastening bolts increases significantly, the disassembly and assembly of the turbine is complicated, and the work takes a long time. Therefore, the cost of periodic inspections is increased, and the period of the periodic inspections is prolonged, resulting in a disadvantage that the operability of the power generation equipment is deteriorated and the power generation cost is increased.
  • the difference in axial extension between the rotatable shaft 10 as a rotating body and the vehicle interior accessory 11 as a stationary component is a single-cabin structure.
  • the clearance in the axial direction of the turbine becomes extremely large and the gap in the axial direction of the turbine becomes insufficient.
  • axial vibration called rubbing vibration occurs due to axial contact in the axial direction. The risk of inconvenience that the reliability of the turbine is significantly reduced due to excessive vibration and impairing the operation of the turbine is greatly increased.
  • the gap in the axial direction of the shaft sealing part must be considerably larger than in the single-chamber structure due to the large difference in elongation.
  • the performance of the evening bin deteriorates due to an increase in the amount of leaked steam in the section.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a high-temperature and high-temperature strength problem which is a problem in advancing the high-pressure and high-temperature steam conditions in a steam bin and to prevent steam leakage. At the same time as overcoming the challenges of An object of the present invention is to simultaneously solve the problems of preventing the occurrence of a rubbing phenomenon and minimizing the amount of steam leaking from a shaft sealing portion.
  • the present invention provides a double cabin comprising an internal cabin and an external cabin, corresponding to a range from a high pressure first stage of a high pressure section to a predetermined paragraph before a high pressure final stage.
  • the present invention provides an axial flow steam pin having a single-chamber structure for a vehicle room corresponding to a range from the paragraph after the predetermined paragraph to the final high-pressure stage.
  • the main steam pressure 1 2 Okgf / cm 2 or more, the main steam temperature is 5 5 0 ° C or more, and the rated output of the steam evening one bin 1 2 0 MW or more It can be suitably applied to steam evening bins.
  • the steam pressure of the steam passage is to be at least 9 O kg cm 2 or more ranges or the steam temperature of the steam passage is at least 4 8 0 ° C over a range of double casing structure, Is preferred.
  • the present invention also provides an axial flow type steam bin in which steam discharged from the high-pressure section is reheated in a reheater and supplied to the medium-pressure section.
  • the cabin corresponding to the range up to the predetermined paragraph before the high-pressure final stage has a double cabin structure including the internal compartment and the external compartment, and the range from the paragraph after the predetermined stage to the high-pressure final stage is set.
  • the corresponding cabin has a single-chamber structure, and the cabin corresponding to the range from the first stage of the intermediate pressure to the predetermined paragraph before the final stage of the intermediate pressure is composed of the inner compartment and the outer compartment.
  • the double-cabin structure is used, and the cabin corresponding to the range from the paragraph after the predetermined stage to the intermediate-pressure final stage has a single-chamber structure, and the high-pressure section and the internal compartment of the intermediate-pressure section are A steam bin is provided which is integrally formed.
  • Application of such a high pressure section and a partial double casing structure to the intermediate pressure, the main steam pressure 1 2 O kgf / cm 2 or more, the main steam temperature 5 5 0 ° C or higher, steam evening one bottle It is preferable to apply the present invention to a steam bin having an output of 120 MW or more and a reheat steam temperature of 550 ° C or more.
  • the compartments of the high-pressure section and the medium-pressure section in which the steam temperature of the steam passage section is at least 480 ° C. or more have a double compartment structure.
  • a low alloy steel such as a Cr M0V steel containing 1 to 3% of Cr is used as a material of the outer casing, and a material of the inner casing is used.
  • a Cr steel containing 8 to 10% of Cr or a Cr steel containing 9.5 to 12.5% of Cr is preferable to use.
  • a low alloy steel such as a rMoV steel containing 1 to 3% of 0.
  • the ratio Dr / Dt between the blade root diameter Dr of the moving blade and the blade tip diameter Dt of the moving blade It is preferable that 0.85 ⁇ Dr / Dt ⁇ 0.95.
  • the steam bin with partial double cabin structure described above is suitable as a steam turbine for combined cycle power generation equipment, or as a steam turbine for thermal power plants not combined with gas turbines or for industrial power generation equipment. It can be used for BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES
  • FIG. 1 is a view showing a first embodiment of a steam turbine according to the present invention, and is a longitudinal sectional view of main parts of a high-pressure part and an intermediate-pressure part.
  • Figure 2 is a graph showing the temperature dependence of the yield strength and 10 5 hours rupture strength of the steam evening one bottle casing material.
  • Fig. 3 is an explanatory diagram showing the configuration of a steam turbine and a generator in a conventional thermal power plant.
  • FIGS. 4A and 4B are explanatory diagrams showing the configuration of a gas bin, a steam bin, and a generator in a single-shaft combined cycle power plant.
  • Figure 5 is an illustration of the blade root of the bucket and the tip of the bucket.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing a change in stress of a rotating portion of a steam turbine due to Dr / Dt.
  • FIG. 7 is a view showing a second embodiment of the steam turbine according to the present invention, and is a longitudinal sectional view of a main part of a high-pressure part and an intermediate-pressure part.
  • Fig. 8 is a vertical cross-sectional view of the main parts of the high-pressure and medium-pressure sections of a conventional structure using a single cabin structure.
  • Fig. 9 is a conceptual vertical cross-sectional view of the main parts of the high-pressure part and the medium-pressure part of an extended steam turbine according to the prior art, in which a high-pressure part complete double cabin structure is applied following the conventional method. Description of the preferred embodiment
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a main part of a high-pressure part 5 and a medium-pressure part 6 of a first embodiment of a steam bin according to the present invention.
  • the illustration of the low-pressure section of the steam turbine is omitted.
  • Each of the high-pressure section 5 and the intermediate-pressure section 6 is composed of a plurality of paragraphs each including a combination of a stationary blade 3 and a moving blade 4.
  • the rotor blades 4 of the high-pressure section 5 and the medium-pressure section 6 are mounted on a common port shaft 10.
  • the main steam flows into the high-pressure section 5 from the inflow section 5a, enters the high-pressure first stage 7, passes through the stages, sequentially exits the high-pressure exhaust section 8, and flows out of the outflow section 5b.
  • the steam flowing out of the outflow section 5b flows into the medium pressure section 6 from the inflow section 6a, enters the first stage 12 of the medium pressure, sequentially passes through the stages, exits the middle pressure exhaust stage 13 and flows out. Spills from part 6b.
  • reference numeral 9 denotes a shaft sealing portion
  • reference numeral 11 denotes a vehicle compartment accessory part.
  • the cabin of the high-pressure section 5 of the steam bin is from the first high-pressure stage 7 to a predetermined paragraph before the high-pressure exhaust stage 8 (in the case of FIG.
  • the area corresponding to the range (from 7 to the 4th stage) has a double cabin structure composed of an internal cabin 1 and an external cabin 2.
  • the sections following the above-mentioned predetermined paragraph comprises only the outer casing 2. It has a single cabin structure. As described above, the cabin of the high-pressure unit 5 has a “partial double cabin structure”. As shown in FIG. 1, the outer casing 2 is integrally formed in a range from a first high-pressure stage 7 to a high-pressure exhaust stage 8.
  • the steam turbine with the high-pressure section 5 having a “partial double-cabin structure” has a main steam pressure of 12 Okgf / cm 2 or more, a main steam temperature of 550 ° C or more, and a rated steam turbine. It is suitably applied to those having an output of 120 MW or more.
  • Cabin of the high pressure section 5, or the steam pressure in the steam passage is duplicated at least 9 O kgf / cm 2 or more ranges, or, the steam temperature of the steam passage is at least 4 8 0 ° C or more ranges It is preferable to duplicate.
  • the reason for setting the duplication range as described above is as follows. Generally, the material used for the cabin of the steam jar will become severely creeping when the temperature exceeds approximately 480 ° C, and a design that takes into account the decrease in high-temperature strength due to creep will be required. Stresses Sunawa Chi vertical axis S, when showing the yield strength and 1 0 5 hour rupture strength of the material with the temperature T on the horizontal axis, as shown in FIG. 2, ⁇ Ka is as dashed B- B 'by temperature change (indicating intersection at P) 1 0 5 hour rupture strength changes as a solid line A- a 'with temperature, these lines which approximately intersects at around 4 8 0 ° C.
  • the Prandtl number of water vapor has a large effect on the heat transfer coefficient.
  • the number of Brauntl in the steam passage is one.
  • the pressure at a steam temperature of about 480 ° C is about 9 O kgf / cm 2 .
  • duplication steam pressure of the steam passage is either duplicating the cabin of at least 9 O kgf / cm 2 or more ranges, or the passenger compartment of the steam temperature of the steam passage is at least 4 8 0 ° C or more ranges
  • the thermal stress of the cabin in the high temperature part and the difference in the axial expansion in the evening bin with sufficient margin within the design allowable range, and to reduce the thermal deformation of the cabin sufficiently. Therefore, it is possible to provide a safe and highly reliable steam bin which is free from damage and steam leak that may hinder the continuation of operation.
  • the interior of the steam turbine high-pressure section which is exposed to high-pressure and high-temperature steam, is duplicated to suppress excessive thermal stress and excessive thermal deformation, and at the same time, to prevent excessive turbine axial elongation difference from occurring.
  • the steam conditions of the steam turbine were raised to high pressure and high temperature.
  • Overcoming the issues of ensuring high-temperature strength and reducing the amount of leaked steam, which are problems in the process furthermore, prevents the occurrence of rubbing phenomenon by suppressing the occurrence of excessive expansion difference, and impedes operation due to vibration problems. It is possible to provide a safe and efficient steam bin and to suppress the increase in production cost and operation cost.
  • the material of the external cabin 2 is represented by a CrMo steel containing 1 to 3% Cr. 9 Cr steel containing Cr from 8 to 10% or 12 Cr containing 9.5 to 12.5% Cr as the material of the inner casing 1 using low alloy steel It is preferable to use
  • the use of a partially double cabin structure enables the thermal stress and thermal deformation of the cabin to be significantly reduced as compared with a single cabin structure, so Cr is contained at 1-3%.
  • the outer casing 2 and the inner casing 1 may be formed by using a low alloy steel typified by CrMoV steel. In this case, it is necessary to give due consideration to the design, but it is possible to minimize the cost of tapping and minimize the increase in the axial elongation difference, thus reducing the amount of steam leaking from the shaft seal. It can be minimized and axial rubbing can be prevented more effectively.
  • the ratio Dr / Dt of t is preferably 0.85, Dr / Dt, 0.95.
  • the diameter of the rotor shaft 14 in the high-pressure section of a steam turbine bin for a combined cycle plant is larger than that of a conventional steam turbine for thermal power generation having the same capacity. It is for the following reasons.
  • the steam turbine 15 and the generator 16 shown in Fig. 3 are generally used, and the rotor shaft 14 of the high pressure section of the steam turbine is connected to the high pressure section of the steam bin. Since only the generated shaft torque cp is transmitted, it is not necessary to increase the diameter of the rotor shaft 14 in the high-pressure section.
  • the high pressure section of the steam turbine is exposed to high temperatures.
  • the paragraphs within the double structure of the high-pressure section are often high-temperature sections of approximately 480 ° C or higher, the same phenomenon as that shown in Fig. 2 also appears for blades and rotor materials.
  • the problem of reduced strength becomes prominent, and if the blade length is increased unnecessarily, the probability of causing damage to the blade or mouth-to-wheel during operation of the steam bin due to cleave damage etc. It is getting higher rapidly.
  • the steam bin is designed so that the local stress at the rotor blade implanted portion 411 is almost the same as the stress at the central portion of the mouth-shaft shaft 114. Since the blade root diameter Dr of the rotor blade of the steam bin is determined by matching the performance of the bin with manufacturing technology, a relatively large output of 120 MW or more as the object of the present invention is obtained. In a steam turbine of the shape, the value does not change significantly from turbine to turbine.
  • both the local stress at the blade implant and the circumferential stress at the center of the mouth shaft decrease as Dr ZDt increases.
  • the local stress at the rotor blade implant decreases sharply, the circumferential stress at the center of the Rhosha shaft decreases gradually, and at high Dr / Dt, the change is almost flat.
  • a carp 62 showing the relationship between Dr ZD t and the local stress at the blade implanted portion shows the relationship between Dr / D t and the circumferential stress at the center of the rotor shaft.
  • the position at which the curve 61 intersects is, from experience, where Dr / Dt is approximately 0.85, and when Dr / Dt is less than this, the stress exceeds the strength limit, making it difficult to achieve. You. Therefore, it is necessary that Dr / Dt be at least 0.85 and satisfy Dr / Dt. This is important because of the high temperature strength of the evening bin rotating part.
  • the ratio between the blade root diameter D r of the moving blade and the blade tip diameter D t of the moving blade at the step where the high-pressure section has a partial double cabin structure is described.
  • D r / D t so as to satisfy 0.85 ⁇ D rZD t ⁇ 0.95
  • the performance of the turbine can be maintained at a high level, and the stress in the high-temperature portion of the rotating portion of the bottle in the evening exceeds the strength limit, causing damage to the rotor blade or rotor wheel during turbine operation, resulting in breakage.
  • the effect is that it is possible to provide safe and reliable steam bottles that never reach.
  • FIG. 7 is a longitudinal sectional view of a main part of the high-pressure unit 5 and the intermediate-pressure unit 6 of the second embodiment of the steam bin according to the present invention.
  • the illustration of the low-pressure section of the steam bin is omitted.
  • the same parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and overlapping description will be omitted.
  • the steam turbine of the present embodiment has a reheating cycle in which steam discharged from the outlet 5b of the high-pressure section 5 is reheated by a reheater (not shown) and then introduced into the inlet 6a of the medium-pressure section 6. It is a bottle in the evening.
  • main steam pressure is 1 2 O kg cm 2 or more, the main steam temperature 5 5 0 ° C or higher, the rated output of the steam evening one bin 1 2 0 MW or more, the reheat steam temperature Is suitably applied to those having a temperature of 550 ° C. or higher.
  • the cabin of the high-pressure section 5 of the steam bin is provided with an arbitrary part before the high-pressure first stage 7 to the high-pressure exhaust stage 8.
  • the section up to the paragraph (in this case, the first stage of high pressure to the fourth stage of high pressure) has a double cabin structure consisting of the inner casing 101 and the outer casing 102, and thereafter.
  • the range corresponding to the paragraph (1) is a single cabin structure consisting of only the external cabin 102.
  • the cabin of the intermediate pressure section 6 also extends from the first stage 12 of the intermediate pressure to any paragraph before the final stage 13 of the intermediate pressure (in this case, the first stage of the intermediate pressure 1).
  • From medium pressure (Up to the second stage) has a double cabin structure
  • the subsequent paragraphs, that is, the range from the second stage of medium pressure to the last stage 13 of medium pressure have a single cabin structure.
  • both the high-pressure section 5 and the intermediate-pressure section 6 have a partial cabin structure.
  • the internal casing 101 is integrally formed in a range from a high-pressure fourth stage to an intermediate-pressure second stage, that is, the entirety thereof. That is, the internal casing 102 is a high / medium pressure integrated internal casing that covers both the high-pressure section 5 and the medium-pressure section 6. Similarly, the outer casing 102 is a high-medium pressure integrated outer casing that covers both the high-pressure section 5 and the medium-pressure section 6.
  • the steam introduced into the intermediate pressure section 6 also has a high temperature and a high pressure, and therefore, the intermediate pressure section also employs a partial double cabin structure. Therefore, the present embodiment also has substantially the same operation and effect as the first embodiment.
  • the range of the medium pressure section 6 to be duplicated may be determined based on the same concept as described in the first embodiment, and the steam pressure in the steam passage section is at least 9 O kgf / It is preferable to double the range of cm 2 or more, or to double the range where the steam temperature of the steam passage is at least 480 ° C. or more.
  • the materials of the inner casing 101 and the outer casing 102 may be determined based on the same concept as described in the first embodiment.
  • 9 Cr containing 8 to 10% Cr as the material of the inner casing 101 using a low alloy steel typified by Cr MoV steel containing 1 to 3% of Cr r Base steel or 12 Cr base steel containing 9.5 to 12.5% of Cr may be used, or Cr in both the inner casing 101 and the outer casing 102 may be 1 to 1.
  • a low alloy steel typified by a 3% CrMoV steel may be used.
  • the steam turbine having the above-described partial double cabin structure (which may be any of the structures of the first embodiment and the second embodiment) is used for a combined-cycle power generation facility including a gas turbine and a steam bin. It can be suitably used as a steam turbine.
  • the combined cycle power generation system can also be applied to a steam cooling system that uses steam for cooling the gas turbine.
  • a steam turbine with a partial double cabin structure can also be applied as a steam turbine for thermal power generation plants that are not combined with a gas turbine or for industrial thermal power generation equipment.

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Description

明 細 書 蒸気夕一ビンおよび発電設備 技術分野
本発明は、 コンパインド発鼋ブラントなどの火力発電設備に使用される蒸気夕 一ビンの車室構造、 およびこの蒸気夕一ビンを適用した発電設備に関する。 発明の背景
ガス夕一ビンと蒸気タービンを組み合わせたコンバインドサイクル発電プラン 卜が数多く建設されてきている。.蒸気夕一ビンを適用した発電プラントでは蒸気 条件の向上が一般的には直接的に発電プラント効率向上に結びつくことから、 発 電設備の効率向上と高出力化の目的で、 近年、 コンバインドサイクル発電設備に おいても蒸気夕一ビンの蒸気条件の高圧高温化が要求されてきている。
ところで、 図 8に示すように、 従来のコンバインドサイクル発電用蒸気夕ービ ンの高圧部 5の車室 1 1 0は、 通常、 一重の車室構造をとつている。 通常、 入口 蒸気圧力が高くなると、 一重車室構造では耐圧強度上必要な肉厚が増大する。 こ のため、 主蒸気を高圧化、 高温化して、 蒸気夕一ビンを高効率化 ·高出力化しよ うとした場合、 従来の一重車室構造を踏襲した蒸気タービンでは、 主として車室 肉厚増大の影響により、 蒸気タービン車室の圧力応力、 熱応力が増大して蒸気夕 一ビンの運用期間中に熱疲労または高温低サイクル疲労による損傷が発生し、 タ 一ビンの運転に支障をきたす。
また、 熱変形が増大して車室水平継手からの蒸気漏れの不具合が発生する危険 度が高くなつて蒸気夕一ビンの信頼性が著しく低下するという不都合な状況を生 み出す。 蒸気漏れは蒸気夕一ビンの運転にとっては致命的な高温高圧蒸気の大気 への直接放出となることから火災や人身事故の危険度を有する。
また、 車室の肉厚が厚くなると起動時の熱応力が過大になり、 その緩和のため に起動時間を延ばす必要が生じるが、 コンバインドサイクル発電プラントのよう に急速起動が要求される場合にはその要求に応えられずに渋滞をきたし、 発電設 備運用コストの上昇を招くという不都合な状況を併発する。
更に、 主蒸気を高圧化、 高温化して、 蒸気夕一ビンを高出力化した場合、 従来 の一重車室構造を踏襲した蒸気夕一ビンでは、 車室の高温強度を確保する必要が あることから、 車室には従来の低合金鋼に替えて高温高強度ではあるけれども高 価な 1 2 C r鋼または 9 C r鋼を適用せざるを得ず、 このことは蒸気夕一ビンの コストを大きく増加させる要因となる。
しかも、 1 2 C r鋼や 9 C r鋼は線膨張係数が従来材である C r M o V鋼に代 表される低合金鋼よりも小さいため、 1 2 C r鋼や 9 C r鋼からなる車室の熱伸 びは従来に増して小さくなり、 従来に比べて大きな伸び差 （スラスト軸受位置を タービン軸方向の基準位置とした際の車室と口一夕の熱膨張量の差） が発生する。 その結果、 回転体である口一夕と静止部品であるケ一シング附属部品との間のタ ―ビン軸方向の間隙が不足して接触するいわゆる軸方向ラビング現象を誘発し、 運転の継続に支障をきたすような大きな軸振動が発生するという不具合を生じる。 これらの問題を解決する目的で、 例えば図 9に示すような、 高圧部 5の高圧第 1段 7から高圧排気段落 8までの全域を内部車室 1 1 1および外部車室 1 1 2か らなる二重車室構造 （以後、 簡単のため、 「完全二重車室構造」 と称することに する） が従来型コンバインドサイクルの蒸気夕一ビンにおいて近年採用されるこ とがあった。
車室の熱応力は基本的には車室の内外面の温度差に比例する。 タービン車室を 簡単のために薄肉円筒と仮定した場合、 内外面温度差による円周方向の定常熱応 力び 3 tは内外面温度差 Tを用いて cr S t = 0.714ひ X E X Tで表される。 は材料 の線膨張係数である。
車室の内外面の温度差は一重搆造だった車室を二重構造とすることにより、 一 重車室構造では T 1であった内外面温度差を例えば外部車室で 0.7T 1、 内部車室 で 0.3T 1程度の割合で分担させることができる。 従って、 二重車室構造の内部車 室の定常熱応力は一重車室の熱応力の 0 . 7倍程度、 二重車室構造の外部車室の 熱応力は一重車室の熱応力の 0 . 3倍程度となる。 このように高圧部を二重車室 構造とすることにより車室の定常熱応力を大幅に低減することが可能となる。 また、 夕一ビン車室を簡単のために薄肉円筒と仮定した場合、 内圧による円周 応力び 0pは肉厚 tを用いて cr< p=axp/tで表される。 内圧が作用している 一重構造車室を二重構造とすることにより、 一重車室構造では P 1であった内外圧 力差を例えば外部車室で 0.3P1、 内部車室で 0.7P1程度の割合で分担させること ができる。
夕一ビン車室を薄肉円筒と仮定した場合、 一重車室の場合の半径を aとしたと き二重車室の内部車室の半径はおおよそ 0.9a、 外部車室の半径はおおよそ 1.5a 程度であることから、 車室の円周方向の圧力応力をび 1、 二重車室の外部車室の 円周方向の圧力応力をび 2、 二重車室の内部車室の円周方向の圧力応力をび 3と したとき、 一重車室の場合の肉厚は ax P 1/び 1、 二重車室の外部車室の肉厚 はおおよそ 0.45XP 1/び 2、 二重車室の内部車室の肉厚はおおよそ 0.63a xP 1/び 3と表わされる。
例えば圧力応力が同一すなわちび1=び 2 =び3で構わないとした場合には、 二重車室構造の内部車室の肉厚は一重車室の肉厚の 0. 63倍程度、 二重車室構 造の外部車室の肉厚は一重車室の肉厚の 0. 45倍程度の肉厚で良いということ になる。
• 逆の観点から言うと二重車室の場合、 圧力応力を一重車室の 0. 7倍に抑えよ うとしたとき、 内部車室の肉厚は一重車室の肉厚の 0. 9倍程度、 二重車室構造 の外部車室の肉厚は一重車室の肉厚の 0. 65倍程度の肉厚で良いということに なる。 すなわち、 肉厚を薄くしながら圧力応力を小さくすることが可能となる。 このように二重車室構造は一重車室構造に比べて定常熱応力を低減しかつ圧力 応力をも低減できるという効果を有する。
他方、 タービンの起動時などのように夕一ビンの車室温度が急激に変化する際 には車室に大きな非定常熱応力と非定常熱変形が発生する。 これら非定常熱応力 や非定常熱変形の大きさは車室内外面温度差に基本的に比例し、 タービンの起動 時などのように蒸気温度と熱伝達率が急激に変化していくような場合の車室内外 面温度差は車室の肉厚に大きく左右される。
一重車室では車室内面は主蒸気に直接さらされ車室外面は保温材を介して大気 にさらされるために車室内外面温度差が大きいのに対して、 二重車室構造では車 室内外面の温度が内部車室と外部車室の二段階に区分されるために各車室の内外 面に作用する蒸気の温度も内部車室と外部車室の二段階に分割されることから二 重車室の内部車室、 外部車室ともその内外面温度差は一重車室の車室内外面温度 差に比べて大幅に小さくて済むことになる。
車室の非定常熱応力や非定常熱変形の大きさは一般的に車室内外面の温度差に 比例することから二重車室構造は一重車室構造に比べて非定常熱応力や非定常熱 変形を小さく抑えることができる。
また、 蒸気タービンの車室材料に使用される鉄鋼材料の熱伝導率は小さいので、 車室の肉厚が厚いと車室内面の温度 （熱量） が車室外面まで伝わるのに時間がか かって車室内外面温度差が大きくなるが、 この点からも、 各車室の肉厚を一重車 室の場合よりも薄くできる二重車室構造は過大な非定常熱応力や非定常熱変形の 発生を抑制する上で有効である。
すなわち、 二重車室構造は一重車室構造に比べて車室内外の雰囲気温度の差を 小さくできると同時に車室肉厚を薄くできることから、 車室内外面の温度差を大 幅に小さくすることが可能となり、 夕一ビン起動時などにおける過大な非定常熱 応力や非定常熱変形の発生を抑制することができる。
このように二重車室構造は一重車室構造に比べて圧力応力の低減、 定常熱応力 の低減、 非定常熱応力の低減、 非定常熱変形の低減を可能ならしめることから、 車室のクリープ損傷、 熱疲労損傷または高温低サイクル疲労損傷、 車室水平継手 からの蒸気漏洩などの不具合の発生を防止できるという効果を有する。
しかしながら、 従来の事業用大容量蒸気夕一ビンに適用されているような高圧 第 1段 7から高圧排気段落 8までを二重車室とした高圧部完全二重車室構造は外 部車室が大幅に大きくなることから、 コストアップという不利益をもたらす。 ま た、 高圧部完全二重車室構造は、 蒸気夕一ビンの定期検査その他のメンテナンス に際し、 構造が複雑であること、 かつ、 上半車室と下半車室とを締結する車室水 平継手締結ボルトの数が大幅に増加することからタービンの分解 ·組立が煩雑で あり、 その作業に長期間を要す。 故に定期検査等の費用がかさみ定期検査期間が 長期化して発電設備の運用性が悪化し発電コストの増加を引き起こすという不利 益をもたらす。
更に大きな問題点としては、 高圧部完全二重車室構造の採用によりタービン軸 方向ラビング現象の発生の危険度が高くなることが挙げられる。 高圧部完全二重 車室構造は外部車室の内面の蒸気温度が、 高圧部では一番温度の低い高圧排気の 蒸気温度とほぽ等しくなることから外部車室の熱伸びが小さくなる。
このため、 特に、 高圧排気側の軸封部 9で回転体であるロー夕シャフト 1 0と 静止部品である車室附属部品 1 1との間の夕一ビン軸方向伸び差が一重車室構造 に比べて非常に大きくなつてタービン軸方向の間隙が不足し、 その結果、 高圧部 完全二重車室構造では軸方向で接触してラビング振動と呼ばれる軸振動を生じる ことになり、 ひいては、 軸振動が過大になってタービンの運転に支障をきたすな どしてタービンの信頼性が著しく低下するという不都合をきたす危険度が大幅に 増大する。
この危険度を低減する目的で軸方向間隙を大きくすると軸封部 9の漏洩蒸気量 が増大して夕ービン性能の悪化をもたらすことになり、 今度は性能の観点から好 ましくなくなる。 事実上、 高圧部完全二重車室構造では、 伸び差が大きくなるこ とにより軸封部の軸方向の間隙も一重車室構造の場合よりも相当に大きく取らざ るを得ず、 軸封部における漏れ蒸気量が増大して夕一ビンの性能が低下するとい う問題が発生する。
尚、 これらはコンバインドサイクル発電用蒸気タービンと同様に、 高圧高温化 が要求されてきている産業用の蒸気ターピンに関しても言えることである。 また、 コンバインドサイクル用の蒸気タービンは、 蒸気タービンとしては小容 量機または中容量機であることから主蒸気流量が少なく、 したがつて翼長が短く なりがちでありタービン性能の低下をもたらすという問題があった。 従って、 夕 —ビン性能を確保するにはコンパインドサイクル用蒸気夕一ビンとして動翼翼部 根元直径と動翼翼部先端部直径に関し構造強度と性能の観点から好ましい相対的 大小関係を明確にして性能悪化を防止しなければならないという課題もある。 発明の要約
本発明は、 上記実状に鑑みてなされたものであり、 本発明の目的は、 蒸気夕一 ビンの蒸気条件の高圧高温化を進めていく上で問題となる高温強度確保の課題と 蒸気漏れ防止の課題を克服すると同時に、 過大伸び差の発生を抑制することによ りラビング現象の発生予防と軸封部からの漏洩蒸気量の最小化という課題を同時 に解決することにある。
上記目的を達成するため、 本発明は、 高圧部の高圧第 1段から高圧最終段より 前の所定の段落までの範囲に対応する車室を内部車室および外部車室からなる二 重車室構造とし、 前記所定の段落以降の段落から前記高圧最終段までの範囲に対 応する車室を一重車室構造とした軸流型の蒸気夕一ピンを提供する。
このような部分二重車室構造は、 主蒸気圧力が 1 2 Okgf/cm2以上、 主蒸気温 度が 5 5 0 °C以上、 かつ蒸気夕一ビンの定格出力が 1 2 0 MW以上の蒸気夕一ビ ンに好適に適用することができる。
なお、 高圧部のうち、 蒸気通路部の蒸気圧力が少なくとも 9 O kg cm2以上の 範囲、 または蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲を二重車室 構造とすることが好適である。
また、 本発明は、 高圧部から排出される蒸気が再熱器において再熱されて中圧 部に供給される形式の軸流型の蒸気夕一ビンにおいて、 前記高圧部の高圧第 1段 から高圧最終段より前の所定の段落までの範囲に対応する車室を内部車室および 外部車室からなる二重車室構造とし、 前記所定の段以降の段落から前記高圧最終 段までの範囲に対応する車室を一重車室構造とし、 前記中圧部の中圧第 1段から 中圧最終段より前の所定の段落までの範囲に対応する車室を内部車室および外部 車室からなる二重車室構造とし、 前記所定の段以降の段落から前記中圧最終段ま での範囲に対応する車室を一重車室構造とし、 前記高圧部および前記中圧部の内 部車室が一体的に形成されていることを特徴とする蒸気夕一ビンを提供する。 このような高圧部および中圧部への部分二重車室構造の適用は、 主蒸気圧力が 1 2 O kgf/cm2以上、 主蒸気温度が 5 5 0 °C以上、 蒸気夕一ビンの出力が 1 2 0 MW以上であり、 かつ、 再熱蒸気温度が 5 5 0 °C以上である蒸気夕一ビンに適用 することが好適である。
なお、 蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲の高圧部および 中圧部の車室を二重車室構造とすることが好適である。
上記の部分二重車室構造をとつた場合、 前記外部車室の材料として、 C rを 1 〜 3 %含有する C r M 0 V鋼等の低合金鋼を用い、 前記内部車室の材料として、 Crを 8〜10%含有する Cr鋼または Crを 9. 5-12. 5%含有する Cr 鋼を用いることが好適である。 また、 これに代えて、 0 を1〜3%含有する〇 rMo V鋼等の低合金鋼を用いて外部車室および内部車室を形成することも可能 である。
また、 前記高圧部のうちの二重車室構造となっている範囲内にある段落におい て、 動翼の翼部根元直径 Drと動翼の翼部先端直径 Dtとの比 Dr/Dtを、 0. 85<Dr/Dt <0. 95とすることが好適である。
上記の部分二重車室構造を有する蒸気夕一ビンは、 コンバインドサイクル発電 設備用の蒸気タービンとして、 またはガスタービンと組み合わせない火力発電用 プラント用または産業用の発電設備のための蒸気タービンとして好適に用いるこ とができる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明による蒸気タービンの第 1の実施形態を示す図であって、 高圧 部および中圧部の主要部分の縦断面図。
図 2は、 蒸気夕一ビン車室材料の耐力と 105時間破断強度の温度依存性を示す グラフ。
図 3は、 従来型火力発電プラントにおける蒸気タービンと発電機の構成を示す 説明図。
図 4 Aおよぴ図 4 Bは、 一軸型コンバインドサイクル発電プラントにおけガス 夕一ビン、 蒸気夕一ビン、 および発電機の構成を示す説明図。
図 5は、 動翼の翼部根元と動翼の翼部先端の説明図。
図 6は、 D r/D tによる蒸気タービン回転部の応力の変化を示す説明図。
図 7は、 本発明による蒸気タービンの第 2の実施形態を示す図であって、 高圧 部および中圧部の主要部分の縦断面図。
図 8は、 一重車室構造を適用した従来構造の蒸気タービン高圧部および中圧部 の主要部分の縦断面図。
図 9は、 従来手法を踏襲して高圧部完全二重車室構造を適用した従来技術の延 長上の蒸気タービンの高圧部および中圧部の主要部分の概念的縦断面図。 好適な実施形態の説明
以下に図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。
[第 1の実施形態]
まず、 図 1を参照して第 1の実施形態について説明する。 図 1は本発明による 蒸気夕一ビンの第 1の実施形態の高圧部 5および中圧部 6の主要部分の縦断面図 である。 図 1において、 蒸気タービンの低圧部の記載は省略されている。
高圧部 5および中圧部 6は、 それそれ、 静翼 3および動翼 4を組み合わせてな る複数の段落から構成されている。 高圧部 5および中圧部 6の動翼 4は、 共通の 口—タシャフト 1 0に取り付けられている。
主蒸気は流入部 5 aから高圧部 5に流入し、 高圧第 1段 7に入り、 順次段落を 経て、 高圧排気段 8から出て、 流出部 5 bから流出する。 流出部 5 bから流出し た蒸気は、 流入部 6 aから中圧部 6に流入し、 中圧第 1段 1 2に入り、 順次段落 を経て、 中圧排気段 1 3から出て、 流出部 6 bから流出する。
なお、 図 1において、 符号 9は軸封部、 符号 1 1は車室付属部品を示している。 ここで、 図 1に示すように、 蒸気夕一ビンの高圧部 5の車室は、 高圧第 1段 7 から高圧排気段 8より前の所定の段落まで （図 1の場合は高圧第 1段 7から高圧 第 4段まで） の範囲に対応する領域が、 内部車室 1と外部車室 2とから構成され る二重車室構造となっている。
一方、 前記の所定の段落 （図 1の場合は高圧第 4段） 以降の段落、 すなわち高 圧第 5段から高圧排気段 8までの範囲に対応する領域は、 外部車室 2のみから成 る一重車室構造となっている。 このように、 高圧部 5の車室は、 「部分二重車室 構造」 をとる。 なお、 図 1に示すように、 外部車室 2は、 高圧第 1段 7から高圧 排気段 8までの範囲において一体的に形成されている。
この高圧部 5の車室を 「部分二重車室構造」 とした蒸気タービンは、 主蒸気圧 力が 1 2 Okgf/cm2以上、 主蒸気温度が 5 5 0 °C以上、 蒸気タービンの定格出力 が 1 2 0 MW以上であるものに対して好適に適用される。
高圧部 5の車室は、 蒸気通路部の蒸気圧力が少なくとも 9 O kgf/cm2以上の範 囲を二重化するか、 または、 蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の 範囲を二重化することが好ましい。 二重化する範囲を上記のようにする理由は、 以下の通りである。 蒸気夕一ビン の車室に使用する材料は一般的におおよそ 4 8 0 °Cを超えるとクリープ現象が著 しくなり、 クリープによる高温強度の低下を考慮した設計が必要となる。 すなわ ち縦軸に応力 S、 横軸に温度 Tを用いて材料の耐力と 1 0 5時間破断強度を示すと、 図 2に示すように、 耐カは温度によって破線 B— B ' の如く変化し、 1 0 5時間破 断強度は温度によって実線 A— A ' の如く変化し、 これらの線はおおよそ 4 8 0 °C付近で交差する （交点を Pで示す） 。
すなわち設計のクライテリアとしては、 おおよそ 4 8 0 °C以下では耐カを基準 とし、 おおよそ 4 8 0 °C以上では 1 0 5時間破断強度を基準とすることにより、 設 計の際の基準とすべき材料強度は、 図 2の基準曲線 B— P— A ' で表わされる。 従って、 材料の強度が急激に低下する温度範囲の段落、 すなわち設計上クリープ 強度を設計の基準としなければならなくなる 4 8 0 °C以上の段落の範囲の車室を 二重構造にすることによって、 高温における材料強度の急激な低下に効果的に対 処することができることになる。
尚、 水蒸気のプラントル数は熱伝達率に大きな影響を及ぼすが、 従来火力発電 プラントやコンパィンドサイクルプラントなどの一般的な火力発電用の蒸気タ一 ビンにおいては蒸気通路部のブラントル数は 1 . 0前後であり、 このとき蒸気温 度約 4 8 0 °Cでの圧力はおおよそ 9 O kgf/cm2程度である。
従って、 蒸気通路部の蒸気圧力が少なくとも 9 O kgf/cm2以上の範囲の車室を 二重化するか、 または、 蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲 の車室を二重化することにより、 高温部の車室の熱応力と夕一ビン軸方向伸び差 を十分な裕度をもって設計許容値の範囲内に納めることが可能となると共に車室 の熱変形をも十分に小さくすることができ、 運転の継続に支障をきたすような損 傷や蒸気漏洩がない安全で信頼度の高い蒸気夕一ビンを提供することが可能とな る。
すなわち、 蒸気タービン高圧部の高圧高温の蒸気に晒される範囲の車室を二重 化して過大な熱応力と過大な熱変形の発生を抑制すると同時に、 過大なタービン 軸方向伸び差が発生しないように高圧排気段まで車室を二重化することなく二重 化の範囲を制限することにより、 蒸気タービンの蒸気条件の高圧高温化を進めて いく上で問題となる高温強度確保の課題と漏洩蒸気量低減の課題を克服し、 更に、 過大伸び差の発生を抑制してラビング現象の発生を予防し、 振動問題で運転に支 障をきたすことの無い安全な蒸気夕一ビンを提供し、 かつ、 製作コスト、 運用コ ストの増大を抑制することが可能となる。
次に、 内部車室 1と外部車室 2の材料選定について説明する。
図 1に示すような部分二重車室構造をとる蒸気夕一ビンの高圧部 5においては、 外部車室 2の材料として C rを 1から 3 %含有する C r M o V鋼に代表される低 合金鋼を用い、 かつ、 内部車室 1の材料として C rを 8から 1 0 %含有する 9 C r鋼または C rを 9 . 5から 1 2 . 5 %含有する 1 2 C r鋼を用いることが好適 である。
このように特に高圧高温の蒸気に晒される内部車室 1だけに対して高温強度が 高い 1 2 C r鋼または 9 C r鋼を適用することにより、 コストアップを大幅に抑 制することができる。 また、 熱膨張係数の低い 1 2 C r鋼または 9 C r鋼の使用 範囲を制限することにより、 ロー夕軸方向伸び差の増大を抑制をすることが可能 となり、 軸方向間隙増大による軸封部 9からの漏洩蒸気量の増大を軽減し、 かつ、 軸方向ラビングによる軸振動発生の危険度を低減することができる。 これにより、 製作コスト、 運用コス卜の増大を抑制することが可能な蒸気タービンを提供する ことができるようになる。
なお、 部分二重車室構造をとつたことにより、 車室の熱応力ならびに熱変形を 一重車室構造の場合に比べて大幅に低減できるようになるため、 C rを 1〜 3 % 含有する C r M o V鋼に代表される低合金鋼を用いて外部車室 2および内部車室 1を形成してもよい。 この場合、 設計に十分な配慮が必要となるが、 コストアツ プを最小限に抑えることが可能となり、 またロー夕軸方向伸び差の増大も最小と なるため、 軸封部からの漏洩蒸気量を最小化することができ、 かつ軸方向ラビン グをより効果的に防止することができる。
また、 高圧部 5の段落のうち二重車室構造部分に対応する範囲の段落における、 動翼 4の翼部根元直径 D rと動翼 4の翼部先端直径！） tの比 D r/D tは、 0 . 8 5く D r/D tく 0 . 9 5とすることが好適である。 その理由について図 3乃 至図 6を参照して以下に説明する。 一般に、 コンバインドサイクルプラント用の蒸気夕一ビンは同容量の従来火力 発電用の蒸気タービンに比べて高圧部のロータシャフト 14の径が大きくなる。 それは次の理由による。
従来型の火力発電ブラン卜の場合は、 一般に、 図 3に示す蒸気タービン 15と 発電機 16との構成となっており、 蒸気タービン高圧部のロータシャフト 14は、 蒸気夕一ビンの高圧部で発生する軸トルク cpみを伝達するので高圧部のロータシ ャフト 14の直径を大きくする必要がない。
これに対してコンバインドサイクルプラントにおいては、 図 4に示すようなガ スタービン 17、 蒸気タービン 15、 発電機 16をひとつの軸上に配列する一軸 型と呼ばれる構成が近年一般的となってきている。 この図 4の配置の場合、 蒸気 夕一ビン 15の高圧部の口一タシャフト 14には、 蒸気タービン 15の高圧部で 発生した軸トルクのみならずガス夕一ビン 17で発生した軸トルクが重畳されて 作用することから、 蒸気夕一ビン高圧部の口一夕シャフト 14のねじり強度を確 保するにはロータシャフト径を大きくしなければならない。
ここで図 5を参照する。 上述のように蒸気タービンにおいて口一タシャフト径 が大きくなれば、 そのロータシャフトに取り付けられる動翼 4の根元直径も大き くなるが、 流量は変わらないので、 動翼出口面積をほぼ一定に保つには動翼翼長 43を短くせざるをえない。
動翼翼長 43を Hb、 動翼翼幅 44を Wbとするとき、 一般に Hb/Wb<l では翼列の流れにおける二次流れの影響が急激に大きくなつてきて動翼の流体性 能が急激に悪化する。 従って、 このような状況に陥ることを回避する必要がある すなわち翼長が短い高圧部の動翼の翼長は長くすることが望ましく、 タービン の性能確保の観点からは Dr/D t (Drは動翼の翼部根元直径、 Dtは翼部先 端直径） を小さく採ることが望まれる。
一軸型コンバインドサイクル用で出力が 120MW以上の蒸気タービンの高圧 部の動翼の翼幅 Wbの最小値は一般に 20 mm程度であり、 また、 動翼の翼部根 元径 D rは上述の理由から極端に小さくすることは困難であってその最小値はお よそ 800mmが限度であることから、 Dr/Dtく (D t - 2 Hb) /D t = 1― 2 Hb/D t = 1 - 2Wb/ (Dr + 2Wb) = 1-2 x20/ (800 + 2 2 0 ) = 0 . 9 5すなわち D r/D tく 0 . 9 5を満足することが蒸気ター ビン高圧部の性能を高く維持する上で重要となる。
他方、 蒸気タービンの高圧部は高温にさらされている。 特に高圧部の二重構造 の範囲内の段落はおおよそ 4 8 0 °C以上の高温部であることが多いことから、 動 翼やロー夕の材料においても図 2と同様の現象が現れ、 高温強度の低下の問題が 顕著になって、 むやみに動翼翼長を長くするとクリーブ損傷等により蒸気夕ービ ンの運用期間中に動翼あるいは口一夕ホイールに損傷を引き起こして破損に至る 確率が急激に高くなつてくる。
蒸気夕一ビンにおいては一般に動翼植え込み部 4 1 1の局所応力が口一タシャ フト中心部 1 1 4の応力とほぼ同レベルになるように設計されている。 蒸気夕一 ビンの動翼の翼部根元径 D rは夕一ビン性能と製造技術とのマッチングから決定 されるために本発明の対象となるような出力が 1 2 0 MW以上の比較的大形の蒸 気タービンにおいてはその値がタービン毎に大きく変わることはない。
従って例えば D rを一定と仮定した場合、 図 6に例示するように、 動翼植え込 み部の局所応力と口一タシャフト中心部の周方向応力は D r ZD tの増大につれ ていずれも減少するが、 動翼植え込み部の局所応力は急減するのに対してロー夕 シャフト中心部の周方向応力は漸減であり高 D r /D tでは平坦に近い変化とな つている。
このような蒸気夕一ビンでは高 D r /D tの領域においても口一タシャフト中 心部の周方向応力は通常、 強度的に限界値に近い値となっていることからそれを 大きく超えるような応力での設計製造は不可能である。 また、 低 D r /D tでは D r /D tの減少につれて動翼植え込み部の局所応力が口一タシャフト中心部の 周方向応力を超えて急激に増大することから、 この領域での設計製造は困難であ る。
ここで、 図 6を参照すると、 D r ZD tと動翼植え込み部の局所応力との関係 を示すカープ 6 2が、 D r/D tとロータシャフト中心部の周方向応力との関係 を示すカーブ 6 1と交差する位置は、 経験上 D r /D tがおおよそ 0 . 8 5の位 置であり、 D r /D tがこれ以下の場合は応力が強度限界を超えて実現困難とな る。 故に、 D r /D tが少なくとも 0 . 8 5く D r/D tを満足することが蒸気 夕ービン回転部分の高温強度上から重要な事項となる。
以上説明したように、 高圧部の部分二重車室構造を有している範囲内にある段 落において、 動翼の翼部根元直径 D rと動翼の翼部先端直径 D tとの比 D r /D tを、 0 . 8 5 < D rZD t < 0 . 9 5を満足するように設定することにより、 二次流れの影響による動翼の性能低下を予防して蒸気夕ービン高圧部の性能を高 く維持することが可能となると共に、 夕一ビン回転部分の高温部の応力が強度限 界を超えてタービン運用期間中に動翼あるいはロータホイールに損傷を引き起こ して破損に至ることの無いような安全で信頼性の高い蒸気夕一ビンを提供するこ とができるという効果が得られる。
[第 2の実施形態]
次に、 図 7を参照して第 2の実施形態について説明する。
図 7は、 本発明による蒸気夕一ビンの第 2の実施形態の高圧部 5および中圧部 6の主要部分の縦断面図である。 図 7において、 蒸気夕一ビンの低圧部の記載は 省略されている。 なお、 第 2の実施形態において、 第 1の実施形態と同一部分に ついては、 同一符号を付し重複する説明は省略する。
本実施形態の蒸気タービンは、 高圧部 5の流出部 5 bから排出される蒸気が、 図示しない再熱器により再熱された後に中圧部 6の流入部 6 aに導入される再熱 サイクル夕一ビンである。
本実施形態に係る蒸気タービンは、 主蒸気圧力が 1 2 O kg cm2以上、 主蒸気 温度が 5 5 0 °C以上、 蒸気夕一ビンの定格出力が 1 2 0 MW以上、 再熱蒸気温度 が 5 5 0 °C以上のものに対して好適に適用される。
図 7に示すように、 本実施形態においても、 第 1の実施形態と同様に、 蒸気夕 一ビンの高圧部 5の車室は、 高圧第 1段 7から高圧排気段 8より前の任意の段落 まで （この図の場合は高圧第 1段から高圧第 4段まで） の範囲が、 内部車室 1 0 1および外部車室 1 0 2からなる二重車室構造となっており、 それ以降の段落に 対応する範囲は外部車室 1 0 2のみからなる一重車室構造となっている。
しかしながら、 本実施形態においては、 中圧部 6の車室も、 中圧第 1段 1 2か ら中圧最終段 1 3より前の任意の段落まで （この図の場合は中圧第 1段から中圧 第 2段まで） の範囲が二重車室構造となっており、 それ以降の段落、 すなわち中 圧第 2段から中圧最終段 1 3までの範囲が、 一重車室構造となっている。 すなわ ち、 本実施形態においては、 高圧部 5および中圧部 6·の両方の車室が部分車室構 造をとつている。
図 7に示すように、 内部車室 1 0 1は、 高圧第 4段から中圧第 2段までの範囲 すなわちその全体が一体的に形成されている。 すなわち、 内部車室 1 0 2は高圧 部 5および中圧部 6の両方をカバ一する高中圧一体の内部車室となっている。 ま た、 同様に外部車室 1 0 2も高圧部 5および中圧部 6の両方をカバ一する高中圧 一体の外部車室となっている。
本実施形態においては、 再熱サイクルタービンにおいては中圧部 6に導入され る蒸気も高温高圧になることに鑑み、 中圧部においても部分二重車室構造を採用 したものである。 従って、 本実施形態においても、 第 1の実施形態と略同一の作 用効果を奏する。
なお、 中圧部 6のどの範囲を二重化するかについては、 第 1の実施形態で説明 したのと同様の考え方に基づいて定めればよく、 蒸気通路部の蒸気圧力が少なく とも 9 O kgf/cm2以上の範囲を二重化するか、 または、 蒸気通路部の蒸気温度が 少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲を二重化することが好ましい。
また、 内部車室 1 0 1および外部車室 1 0 2の材料についても、 第 1の実施形 態で説明したのと同様の考え方に基づいて定めればよく、 外部車室 1 0 2の材料 として C rを 1から 3 %含有する C r M o V鋼に代表される低合金鋼を用い、 か つ、 内部車室 1 0 1の材料として C rを 8から 1 0 %含有する 9 C r基鋼または C rを 9 . 5から 1 2 . 5 %含有する 1 2 C r基鋼を用いてもよいし、 内部車室 1 0 1および外部車室 1 0 2ともに C rを 1〜3 %含有する C r M o V鋼に代表 される低合金鋼を用いてもよい。
上述した部分二重車室構造 （第 1の実施形態、 第 2の実施形態のいずれの構造 でもよい） を有する蒸気タービンは、 ガスタービンと蒸気夕一ビンを含むコンパ' ィンドサイクル発電設備のための蒸気タービンとして好適に用いることができる。 この場合、 コンバインドサイクル発電設備の方式としては、 ガスタービンの冷却 に水蒸気を使用する蒸気冷却方式のものにも適用可能である。 さらに、 上述した 部分二重車室構造を有する蒸気タービンは、 ガスタービンと組み合わせない火力 発電ブラント用または産業用の火力発電設備用の蒸気タービンとしても適用が可 能である。
上述の蒸気夕一ビンを火力発電ブラントに適用することによつて蒸気条件が高 圧高温化された発電プラントの運用コストの増大を抑制して社会に貢献すること ができる。 コンバインドサイクル発電プラントのみならず、 ガスタービンと組み 合わせない火力発電プラント用または産業用の発電設備用の蒸気タービンの高圧 高温化に際しても同様の効果 ·作用を発揮できる。

Claims

請求の範囲 1 . 軸流型の蒸気夕一ビンにおいて、
高圧部の高圧第 1段から高圧最終段より前の所定の段落までの範囲に対応する 車室を内部車室および外部車室からなる二重車室構造とし、 前記所定の段落以降 の段落から前記高圧最終段までの範囲に対応する車室を一重車室構造としたこと を特徴とする蒸気タービン。
2 . 主蒸気圧力が 1 2 O kgf/cm2以上、 主蒸気温度が 5 5 0 °C以上、 かつ蒸 気タービンの定格出力が 1 2 0 MW以上であることを特徴とする、 請求項 1に記 載の蒸気タービン。
3 . 高圧部のうち、 蒸気通路部の蒸気圧力が少なくとも 9 O kgf/cm2以上の 範囲、 または蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲を二重車室 構造としたことを特徴とする、 請求項 1または 2に記載の蒸気夕一ビン。
4 . 高圧部から排出される蒸気が再熱器において再熱されて中圧部に供給さ れる形式の軸流型の蒸気夕一ビンにおいて、
前記高圧部の高圧第 1段から高圧最終段より前の所定の段落までの範囲に対応 する車室を内部車室および外部車室からなる二重車室構造とし、 前記所定の段以 降の段落から前記高圧最終段までの範囲に対応する車室を一重車室構造とし、 前記中圧部の中圧第 1段から中圧最終段より前の所定の段落までの範囲に対応 する車室を内部車室および外部車室からなる二重車室構造とし、 前記所定の段以 降の段落から前記中圧最終段までの範囲に対応する車室を一重車室構造とし、 前記高圧部および前記中圧部の内部車室が一体的に形成されていることを特徴 とする蒸気夕一ビン。
5 . 主蒸気圧力が 1 2 O kgf/cm2以上、 主蒸気温度が 5 5 0 °C以上、 蒸気夕 —ビンの出力が 1 2 0 MW以上であり、 かつ、 再熱蒸気温度が 5 5 0。C以上であ ることを特徴とする、 請求項 4に記載の蒸気夕一ビン。
6 . 蒸気通路部の蒸気温度が少なくとも 4 8 0 °C以上の範囲の高圧部および 中圧部の車室を二重車室構造としたことを特徴とする、 請求項 4または 5に記載 の蒸気タービン。
7. 前記外部車室の材料として、 0]?を1〜3%含有する〇 1^ 0¥鋼等の 低合金鋼を用い、 前記内部車室の材料として、 Crを 8〜10%含有する Cr鋼 または Crを 9. 5〜12. 5%含有する Cr鋼を用いたことを特徴とする、 請 求項 1乃至 6のいずれか一項に記載の蒸気夕一ビン。
8. Crを 1〜3%含有する CrMoV鋼等の低合金鋼を用いて前記外部車 室および前記内部車室を形成したことを特徴とする、 請求項 1乃至 6のいずれか 一項に記載の蒸気夕一ビン。
9. 前記高圧部のうちの二重車室構造となっている範囲内にある段落におい て、 動翼の翼部根元直径 Drと動翼の翼部先端直径 D tとの比 Dr/Dtを、 0. 85<Dr/D t<0. 95としたことを特徴とする、 請求項 1乃至 8のいずれ か一項に記載の蒸気夕一ビン。
10. ガス夕一ビンと、 請求項 1乃至 9のいずれか一項に記載の蒸気タ一ビ ンとを組み合わせて構成きれたコンパ'ィンドサイクル発電設備。
11. 前記ガス夕一ビンの冷却に水蒸気を使用する蒸気冷却方式をとること を特徴とする、 請求項 10に記載のコンバインドサイクル発電設備。
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