JP3063298B2 - Steam turbine valve controller - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明は、タービンに流入する
蒸気の通流，遮断または流量の制御を行う弁、例えば主
蒸気止め弁，蒸気加減弁，再熱蒸気止め弁，インタセプ
ト弁などの弁制御装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a valve for controlling the flow, cutoff or flow rate of steam flowing into a turbine, for example, a valve such as a main steam stop valve, a steam control valve, a reheat steam stop valve, an intercept valve and the like. It relates to a control device.

【０００２】[0002]

【従来の技術】蒸気タービンはタービン内に流入する蒸
気の通流、遮断を行う蒸気止め弁や蒸気の流量を制御す
る蒸気加減弁などの蒸気弁を有している。例えば図９に
示す再熱タービンにおいてはボイラ１０からの主蒸気が
管路１を経て高圧タービン１５に流入する箇所には主蒸
気止め弁１３，蒸気加減弁１４が、また、高圧タービン
１５からの排気が逆止め弁１６を有する管路２を経てボ
イラ１０の再熱器１１に流入し、再熱器１１からの再熱
蒸気が管路３を経て中圧タービン１９に流入する箇所に
再熱蒸気止め弁１７、インタセプト弁１８が設けられて
主蒸気と再熱蒸気との通流，遮断や流量の制御を行って
いる。また管路１と２とを接続して高圧タービン１５を
バイパスする高圧バイパス管路４には高圧バイパス弁１
２が、また管路３から再熱蒸気を中圧タービン１９と低
圧タービン２０とをバイパスして復水器２２に流入させ
る管路５に低圧バイパス止め弁２３、低圧バイパス制御
弁２４とが設けられてタービンの起動，停止時や急激な
負荷低下時、これらの弁を開にして蒸気を高圧，中圧，
低圧タービンをバイパスして復水器２２に流入するよう
にしている。なお２１は発電機である。2. Description of the Related Art A steam turbine has a steam valve such as a steam stop valve for controlling the flow of steam flowing into the turbine and a shutoff valve for controlling a flow rate of steam . For example, in the reheat turbine shown in FIG. 9, a main steam stop valve 13 and a steam control valve 14 are provided at a location where the main steam from the boiler 10 flows into the high-pressure turbine 15 via the pipeline 1. The exhaust gas flows into the reheater 11 of the boiler 10 via the pipe 2 having the check valve 16, and reheats to a location where the reheated steam from the reheater 11 flows into the medium pressure turbine 19 via the pipe 3. A steam stop valve 17 and an intercept valve 18 are provided to control the flow, cutoff, and flow of main steam and reheat steam. A high-pressure bypass valve 1 is connected to a high-pressure bypass pipe 4 for bypassing the high-pressure turbine 15.
A low-pressure bypass stop valve 23 and a low-pressure bypass control valve 24 are provided in the line 5 that allows the reheat steam to flow from the line 3 into the condenser 22 by bypassing the medium-pressure turbine 19 and the low-pressure turbine 20. When the turbine is started or stopped or when the load suddenly drops, these valves are opened to increase the steam pressure to medium or high pressure.
The low-pressure turbine is bypassed and flows into the condenser 22. In addition, 21 is a generator.

【０００３】上記のような蒸気止め弁，蒸気加減弁，バ
イパス弁などの蒸気弁は蒸気タービンの起動，停止や出
力制御に応じて円滑に弁の開閉や弁開度の制御がおこな
われる必要がある。このような機能を持つものとして従
来図１０の系統図に示す主蒸気加減弁などの制御系統を
有する弁制御装置が知られている。これらの装置は、本
出願人から出願されており、特開昭６３−２２３３０７
号公報により公知である。図１１は図１０の弁制御装置
用の主サーボ配圧弁の断面図である。図１０，図１１に
おいて、主サーボ配圧弁３７はばね３７ａを備えたスプ
ール３７ｂを有し、スプール３７ｂが主サーボ配圧弁３
７から突出する端部に低値選択機構３６のレバー６９の
ピン７０にピン結合されている。また主サーボ配圧弁３
７には圧油が管路４２を経て供給され、この圧油は出力
ポート３７ｃと油圧サーボシリンダ３８の入力ポート３
８ｃに接続する管路７２を経て油圧サーボシリンダ３８
に供給される。スプール３７ｂのランド部分（大径部）
は図１１に示すごとく幅が出 力ポート３７ｃと等しい円
筒状をなしている。従って従来の主サーボ配圧弁のスプ
ールの変位に対する弁開方向および弁閉方向のポートの
開口面積の特性は、線形となっている。[0003] The above-described steam stop valve, steam control valve, a steam valve, such as the bypass valve is activated the steam turbine, requires that the smooth control of the opening and closing valve opening degree of the valve is performed in response to stop and the output control is there. As a device having such a function, a valve control device having a control system such as a main steam control valve shown in the system diagram of FIG. 10 is conventionally known. These devices have been filed by the present applicant and are disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 63-223307.
It is publicly known from Japanese Patent Publication No. FIG. 11 is a sectional view of the main servo pressure distribution valve for the valve control device of FIG. 10 and 11, the main servo pressure distribution valve 37 has a spool 37b provided with a spring 37a.
The end protruding from 7 is pin-connected to a pin 70 of a lever 69 of the low value selection mechanism 36. The main servo pressure distribution valve 3
7 is supplied with pressure oil via a line 42, and this pressure oil is supplied to an output port 37c and an input port 3 of the hydraulic servo cylinder 38.
Hydraulic servo cylinder 38 via line 72 connected to 8c
Supplied to Land part (large diameter part) of spool 37b
Width as shown in FIG. 1 1 forms an output port 37c equal cylindrical shape. Therefore, the characteristic of the opening area of the port in the valve opening direction and the valve closing direction with respect to the displacement of the spool of the conventional main servo pressure distribution valve is linear.

【０００４】[0004]

【発明が解決しようとする課題】制御装置に要求される
機能の中でも特に重要なものは、即応性と安定性である
が、この二者はしばしば背反の関係にある。たとえば、
弁制御装置の時定数を小さくすれば制御装置全体の即応
性は向上するが、安定性は悪化する傾向となる。反対に
時定数を大きくすれば、制御装置全体の傾向は逆とな
る。従来の弁制御装置では単一の時定数を持つため、即
応性と安定性のいずれか一方が不十分なまま忍ぶことに
するか、または不十分な機能を補うような別の装置を付
加しなければならないという問題がある。系統動揺に対
しても安定な同期運転を可能にするために過渡安定度対
策として従来よりいろいろな対策がなされてきた。火力
プラントとして効果の期待できる技術に高速バルブ制御
がある。系統不安定に至る直接の原因は、いわゆる系統
事故時にタービンの機械出力と電気出力のアンバランス
により、加速を生じ内部相差角が大きくなり脱調に至る
ためであるが、機械出力を制限して加速エネルギーを小
さくする手段が高速バルブ制御である。たとえば電力系
統に故障が発生したときの過渡安定度向上に役立つとさ
れる高速バルブ制御を行わせようとする場合などでは、
閉方向のみならず開方向でも動作速度が速いことが好ま
しいが、動作速度が速いと一方では安定性が低下する恐
れがあり、従来のような単一の時定数の弁制御装置で
は、とのような状態においても十分な満足の得られるよ
うな対応を得ることが難しい。The most important functions required of the control device are responsiveness and stability, but the two are often in conflict. For example,
If the time constant of the valve control device is reduced, the responsiveness of the entire control device is improved, but the stability tends to deteriorate. Conversely, if the time constant is increased, the tendency of the entire control device is reversed. Because conventional valve controllers have a single time constant, either responsiveness or stability may be inadequate, or another device may be provided to compensate for the inadequate function .
There is a problem that must be added . Various countermeasures have been taken as a countermeasure for transient stability in order to enable stable synchronous operation even for system fluctuations. One of the technologies that can be expected to be effective as a thermal power plant is high-speed valve control. The direct cause of system instability is that during a so-called system failure, the imbalance between the mechanical output and the electrical output of the turbine causes acceleration and increases the internal phase difference angle, leading to step-out. A means for reducing the acceleration energy is high-speed valve control. For example, when trying to perform high-speed valve control that is considered to be useful for improving transient stability when a failure occurs in the power system,
It is preferable that the operation speed is high not only in the closing direction but also in the opening direction.However, when the operation speed is high, there is a possibility that the stability may be reduced, and in a conventional valve control device having a single time constant, In such a situation, it is difficult to obtain a response that satisfies the user sufficiently.

【０００５】この発明の課題は、蒸気タービンの通常の
運転においては安定性を有し、系統故障または高速バル
ブ制御などにおいては即応性を有する弁制御装置を提供
することにある。An object of the invention is, in the normal operation of the steam turbine has a stability, in such system fault or high speed valve control is to provide a valve control apparatus having a readiness.

【０００６】[0006]

【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため
に、この発明は、油圧サーボシリンダのピストン軸に接
続され、タービンに流入する蒸気の通流，遮断または流
量制御を行う蒸気弁の開度を制御し、または前記蒸気弁
を閉じるために、電気油圧サーボ弁と電磁弁、または複
数の電磁弁からの出力油量がそれぞれ入力される補助サ
ーボと、この補助サーボのスプールの変位のうち小変位
の方を優先して受けて作動し、前記油圧サーボシリンダ
に圧油を供給して主サーボ配圧弁のスプールを作動させ
る低値選択機構とを設けた蒸気タービンの制御装置にお
いて、前記主サーボ配圧弁の出力ポートを開閉するスプ
ールのランド部分の両側に前記出力ポートの幅を超えて
軸方向に延びるスカートを設け、このスカートにその端
面から切り欠きを形成することにより、前記スプールの
変位に対応する前記出力ポートの開口面積の特性を前記
スプールの変位の小さい範囲でのゲインが変位の大きい
範囲でのゲインよりも小さくなる非線形とするものであ
る（請求項１）。 [Means for Solving the Problems] In order to solve the above-mentioned problems
According to the present invention , an electric valve is connected to a piston shaft of a hydraulic servo cylinder to control an opening degree of a steam valve for performing flow, cutoff or flow rate control of steam flowing into a turbine, or to close the steam valve. A hydraulic servo valve and a solenoid valve, or an auxiliary servo to which the output oil amount from each of a plurality of solenoid valves is respectively input, and the auxiliary servo operates by preferentially receiving the smaller displacement of the spool displacement, In a steam turbine control device provided with a low value selection mechanism for supplying pressure oil to a servo cylinder and operating a spool of a main servo pressure distribution valve , a spout for opening and closing an output port of the main servo pressure distribution valve is provided.
Over the width of the output port on both sides of the land part of the
An axially extending skirt is provided and this skirt has its ends
By forming a notch from the surface, the spool
The characteristic of the opening area of the output port corresponding to the displacement is
The gain is large when the spool displacement is small.
Non-linearity that is smaller than the gain in the range
(Claim 1).

【０００７】なお、主サーボ配圧弁がそのスプールの変
位に対応するゲインを小さくする範囲は、蒸気弁の閉方
向においては小さくし、開方向においては大きくすれ
ば、急激な負荷変動に対応させる上に好適である（請求
項２）。[0007] The range of the main servo distribution valve is to reduce the gain corresponding to the displacement of the spool is small in the closing direction of the steam valve, by increasing in the opening direction, to correspond to a sudden load change The above is preferable (claim 2).

【０００８】さらに、主サーボ配圧弁のスプールの変位
に対する蒸気弁の開方向のゲインをスプールの変位に対
し３段階に設定すれば、負荷変動に対応する弁開度をき
め細かく制御する上に好適である（請求項３）。[0008] In addition, preferably on by setting the three levels to gain the displacement of the spool in the opening direction of the steam valve to control finely the valve opening degree corresponding to the load change with respect to the spool displacement of the main servo distribution valve (Claim 3) .

【０００９】[0009]

【作用】電気油圧サーボ弁からの出力油量を導く第１の
補助サーボと電磁弁からの出力油量を導く第２の補助サ
ーボとを設け、第１の補助サーボのスプールと第２の補
助サーボのスプールとが前記それぞれの油量により移動
する変位のうち小さい変位を優先して受けて機械的低値
選択ゲートである低値選択機構を作動させる。すなわち
第２の補助サーボのスプールの変位を第１の補助サーボ
のスプールの変位より大きくした時、第１の補助サーボ
のスプールの変位を受けて低値選択機構が優先的に主サ
ーボ配圧弁のスプールを移動させてこの配圧弁から油圧
サーボシリンダに前記電気油圧サーボ弁からの出力油量
を供給してピストン軸を移動させ、ピストン軸に接続さ
れる蒸気弁の開閉を行う。この主サーボ配圧弁はその変
位に対するポート開口面積特性は非線形としてあり、平
衡的運転状態のように変位の少ない範囲ではゲインが小
さく、状態が急変した場合のように変位の大きい範囲で
はゲインが大きくなる。このような非線形特性により、
速い速度で状態変化に対応することができる一方で、安
定状態に復帰するまでの収束時間を短くし、かつ平衡的
状態では十分な安定性を得ることができる。なお、複数
の電磁弁を使用して電磁弁からの出力油量により補助サ
ーボを介して主サーボ配圧弁を前記低地低値選択機構を
介して作動させるのは、蒸気弁を閉にする作動の信頼性
を高めるため冗長化をはかるためであり、電磁弁の閉作
動による圧油油量の遮断による各電磁弁に接続される補
助サーボのスプールの変位が優先して低値選択機構を作
動させることにより主サーボ配圧弁のスプールを移動さ
せてこの配圧弁からの圧油油量を油圧サーボシリンダに
供給してピストン軸に接続される蒸気弁を閉にする。A first auxiliary servo for guiding the amount of oil output from the electrohydraulic servo valve and a second auxiliary servo for guiding the amount of oil output from the solenoid valve are provided. The spool of the first auxiliary servo and the second auxiliary servo are provided. The servo spool preferentially receives a small displacement among the displacements caused by the respective oil amounts, and activates a low value selection mechanism which is a mechanical low value selection gate. That is, when the displacement of the spool of the second auxiliary servo is made larger than the displacement of the spool of the first auxiliary servo, the low value selection mechanism receives the displacement of the spool of the first auxiliary servo and gives priority to the main servo pressure distribution valve. The spool is moved to supply the output oil amount from the electro-hydraulic servo valve to the hydraulic servo cylinder from the pressure distribution valve to move the piston shaft, thereby opening and closing the steam valve connected to the piston shaft. The main servo distribution valve is the strange
The port opening area characteristic with respect to the position is non-linear, and the gain is small in a range where the displacement is small, such as in a balanced operation state, and is large in a range where the displacement is large, such as when the state changes suddenly. Due to such nonlinear characteristics,
While it is possible to respond to a state change at a high speed, it is possible to shorten the convergence time before returning to a stable state, and to obtain sufficient stability in an equilibrium state. The operation of the main servo pressure distribution valve through the low ground low value selection mechanism via the auxiliary servo using the plurality of solenoid valves and the output oil amount from the solenoid valves is based on the operation of closing the steam valve. In order to increase the reliability in order to increase the reliability, the displacement of the spool of the auxiliary servo connected to each solenoid valve due to the interruption of the amount of hydraulic oil due to the closing operation of the solenoid valve gives priority to operating the low value selection mechanism. Thereby, the spool of the main servo pressure distribution valve is moved to supply the hydraulic oil amount from the pressure distribution valve to the hydraulic servo cylinder, and the steam valve connected to the piston shaft is closed.

【００１０】[0010]

【実施例】実施例１ 図５はこの発明の第１の実施例に用いる蒸気タービンの
弁制御装置の系統図である。図５において、弁制御装置
の系統構成は配圧弁スプール３７ｂのほかは図１０と同
様なので説明を省略する。図１はこの発明の第１の実施
例による弁制御装置に用いる主サーボ配圧弁の断面図で
ある。図１において、図１１と同じ部位は同じ符号を付
してある。図１において、主配圧弁のスプール３７ｂに
は、そのランド部分（大径部分）の両側に出力ポート３
７ｃの幅を超えて軸方向に延びるスカート３７ｄを設
け、このスカート３７ｄにその端面から切り欠き３７ｅ
を形成した。これにより、主サーボ配圧弁３７はスプー
ル３７ｂの変位に対する出力ポート３７ｃの開口面積の
増加がスプール３７ｂの変位が小さい範囲では小さく、
スプール３７ｂの変位が大きい範囲では大きくなるよう
な非線形特性が得られる。The EXAMPLE 1 5 is a system diagram of a valve control device for a steam turbine used in the first embodiment of the present invention. In FIG. 5, the system configuration of the valve control device is the same as that of FIG. 10 except for the pressure distribution valve spool 37b, so that the description is omitted. FIG. 1 is a sectional view of a main servo pressure distribution valve used in a valve control device according to a first embodiment of the present invention. 1, the same parts as those in FIG. 11 are denoted by the same reference numerals. In Figure 1, the spool 37b of the main distribution valve
Are output ports 3 on both sides of the land (large diameter).
Provided a skirt 37d extending in the axial direction beyond the width of 7c, 37e notched from the end face on the skirt 37d
Was formed. As a result, the main servo pressure distribution valve 37 changes the opening area of the output port 37c with respect to the displacement of the spool 37b .
Increase small bloom in the range displacement of the spool 37b is small,
Displacement of the spool 37b is non-linear characteristic such that greatly resulting in a large range.

【００１１】図２は図１の主サーボ配圧弁のスプール変
位−出力ポートの開口面積の特性を示す線図である。図
３は図１の主サーボ配圧弁のスプールの変位δが小さい
状態を示す断面図、図４は図１の主サーボ配圧弁のスプ
ールの変位δが大きい状態を示す断面図である。図２に
おいてIII の部分は、主配圧弁のスプール３７ｂが図３
の位置にあり、スプールの変位がδで出力ポート３７ｃ
の開口面積Ａが小さいことを示し、IVの部分は主配圧弁
のスプール３７ｂが図４の位置にあり、スプールの変位
がδで出力ポート３７ｃの開口面積Ａが大きいことを示
している。なお、ＸＩは従来の主配圧弁のスプール３７
ｂにおける、スプールの変位δに対応する出力ポート３
７ｃの開口面積Ａの特性を示す。非線形特性は主配圧弁
のスプールではなく、シリンダ側において持たせること
も理論的には可能であるが、機械加工が困難なので実用
的でない。スカート３７ｄおよび切り欠き３７ｅの軸方
向長さは、蒸気弁の閉方向においては短くし、開方向に
おいては長くした。これにより、主配圧弁３７のゲイン
を小さくする範囲は、蒸気弁の閉方向においては小さ
く、開方向においては大きくなる。FIG. 2 shows a spool change of the main servo pressure distribution valve of FIG.
FIG. 5 is a diagram illustrating characteristics of a position-opening area of an output port. Figure
3 shows a small displacement δ of the spool of the main servo pressure distribution valve of FIG.
FIG. 4 is a sectional view showing the state, and FIG.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state in which the displacement δ of the tool is large. In FIG.
In the part III, the spool 37b of the main pressure distribution valve is the same as in FIG.
And the displacement of the spool is δoutputport37c
Indicates that the opening area A of the main pressure regulating valve is small.
Is located at the position shown in FIG.
Is δoutputport37cIndicates that the opening area A is large.
are doing. XI is the spool 37 of the conventional main pressure distribution valve.
b, corresponding to the displacement δ of the spooloutputport3
7cShows the characteristics of the opening area A. Non-linear characteristics are main pressure regulating valve
Not on the spool but on the cylinder side
Is theoretically possible, but practical because machining is difficult
Not a target. Skirt 37d and notch 37eAxis direction
LengthIn the closing direction of the steam valveShortIn the opening direction
Inlongdid.This allowsGain of main pressure regulator 37
The range for reducingsteamIn the closing direction of the valvesmall
In the opening direction.

【００１２】発電用に使用される装置では、スカート３
７ｄの軸方向長さ（スプール３７ｂの変位方向に対応）
は、加減弁を閉方向に作用させる方向においては比較的
短く、開方向に使用させる方向では比較的長くするのが
良い。その理由は、発電用では発電機の負荷遮断の場合
などに、加減弁は素早く全閉する動作を行わなければな
らないのに対して、加減弁の開方向では一般的にはそれ
ほどの高速動作は要求されないからである。通常選ばれ
る値としては、スカート３７ｄの軸方向長さ／スプール
直径の比が、加減弁を閉方向に作用させる方向におい
て、0.01〜0.025 程度、開方向に作用させる方向におい
て、0.05以上で上限は特に設けない。ただし高速バルブ
制御を行う可能性があるときには、加減弁の開方向でも
ある程度の高速動作を必要とするので、開方向における
スカートの軸方向長さ／スプール直径の比の上限を0.05
〜0.1 程度とするのがよい。In the device used for power generation, the skirt 3
7d axial length (corresponding to displacement direction of spool 37b)
Is preferably relatively short in the direction in which the control valve acts in the closing direction and relatively long in the direction in which it is used in the opening direction. The reason is that in the case of power generation, when the load of the generator is interrupted, etc., the control valve must perform an operation to fully close quickly, whereas in the opening direction of the control valve, generally such a high speed operation is not possible. It is not required. As values usually selected, the ratio of the axial length of the skirt 37d to the spool diameter is about 0.01 to 0.025 in the direction in which the control valve acts in the closing direction, and 0.05 or more in the direction in which the regulating valve acts in the opening direction. Not particularly provided. However, when there is a possibility that high-speed valve control may be performed, a certain high-speed operation is required even in the opening direction of the control valve. Therefore, the upper limit of the ratio of the axial length of the skirt / spool diameter in the opening direction is set to 0.05.
It is better to be about 0.1.

【００１３】図６は第１の実施例による弁制御装置のブ
ロック図である。図５おいて、タービン出力に応じた弁
開度目標値と開度発信器３３からの検出開度との偏差が
検出増幅され、この偏差による電気信号が開度調節器３
０から電気油圧サーボ３１に入力される。この電気信号
は電気油圧サーボ弁３１にて圧油の出力油量に変換さ
れ、案内弁３１ａから管路６０または６１を経て補助サ
ーホ３２に供給される。このとき、例えば案内弁３１ａ
のスプールが右方に移動すれば、圧油が管路６０を経て
補助サーボ３２に供給され、一方管路６１を経て圧油が
排油され、補助サーボ３２のスプール３２ａは右方向に
移動し、スプール３２ａはＵ形レバー受け３２ｂとレバ
ー６４とを介して低値選択機構３６のＴ形レバー６３を
ピン６５の回りに回動して右方向に傾かせる。なお、こ
のとき開度発信器３３によりスプール３２ａの変位が開
度調節器３０にフイードバックされて開度目標値と比較
され、その偏差がなくなれば案内弁３１ａのスプールは
中立の位置に戻る。従って補助サーボ３２のスプール３
２ａの位置は開度目標値に応じた位置に停止する。この
ようにして変位したスプール３２ａの変位により低値選
択機構３６を移動させ、Ｔ形レバー６３，レバー６７，
６９を介して主サーボ配圧弁３７のスプール３７ｂを変
位させる。主サーボ配圧弁３７のスプール３７ｂは図２
に示すごとく非線形に作動する。上記のスプール３７ｂ
の右方向の変位は低値選択機構３６を介してスプール３
７ｂを左方向に移動させ、主サーボシリンダ３８内の圧
油は管路７２を経て排油管４８から排油され、油圧サー
ボシリンダ３８のピストン軸３８ａはばね３８ｂの力に
より左方に移動し、蒸気弁例えば蒸気加減弁を開く方向
に移動させる。なお、ピストン軸３８ａの変位はカム機
構３９により低値選択機構３６のレバー６９を介して主
サーボ配圧弁３７のスプール３７ｂにフイードバックさ
れてスプール３７ｂが中立の位置にあり、ピストン軸３
８ａは弁開度目標値に応じた開度に保持される。FIG. 6 is a block diagram of the valve control device according to the first embodiment. In FIG. 5, a deviation between a valve opening target value according to the turbine output and a detected opening from the opening transmitter 33 is detected and amplified, and an electric signal based on the deviation is converted into an opening controller 3.
0 is input to the electro-hydraulic servo 31. This electric signal is converted into an output oil amount of the pressure oil by the electro-hydraulic servo valve 31, and is supplied from the guide valve 31 a to the auxiliary surf 32 via the pipe line 60 or 61. At this time, for example, the guide valve 31a
When the spool moves to the right, the pressure oil is supplied to the auxiliary servo 32 via the line 60, while the pressure oil is discharged via the line 61, and the spool 32a of the auxiliary servo 32 moves to the right. The spool 32a rotates the T-shaped lever 63 of the low value selection mechanism 36 around the pin 65 via the U-shaped lever receiver 32b and the lever 64 to tilt rightward. At this time, the displacement of the spool 32a is fed back to the opening adjuster 30 by the opening transmitter 33 and compared with the target opening value. When the deviation disappears, the spool of the guide valve 31a returns to the neutral position. Therefore, the spool 3 of the auxiliary servo 32
The position 2a stops at a position corresponding to the opening target value. The low value selection mechanism 36 is moved by the displacement of the spool 32a thus displaced, and the T-shaped lever 63, the lever 67,
The spool 37b of the main servo pressure distribution valve 37 is displaced via 69. The spool 37b of the main servo pressure distribution valve 37 is shown in FIG.
It operates non-linearly as shown in (1). The above spool 37b
Rightward displacement of the spool 3 via the low value selection mechanism 36
7b is moved to the left, the pressure oil in the main servo cylinder 38 is drained from the oil drain pipe 48 through the pipe line 72, and the piston shaft 38a of the hydraulic servo cylinder 38 is moved leftward by the force of the spring 38b. The steam valve, for example, the steam control valve is moved in the opening direction. The displacement of the piston shaft 38a is fed back to the spool 37b of the main servo pressure distribution valve 37 via the lever 69 of the low value selection mechanism 36 by the cam mechanism 39, and the spool 37b is in the neutral position.
8a is held at an opening corresponding to the valve opening target value.

【００１４】なお、上記蒸気弁の開度は開方向について
述べたが、閉方向は各スプールの変位や圧油の流れを逆
向きにすれば得られ、このようにして通常の蒸気弁の開
度制御が行われる。電磁弁３４、６４には通常の蒸気タ
ービン運転時ともに全開信号を入力しておき、補助サー
ボ３５には圧油を供給してスプール３５ｂを再左端にば
ね３５ａに抗して押しつけておく。そして、蒸気タービ
ンの非常の場合等で蒸気の流量を遮断したいときは、電
磁弁３４と６４、またはいずれか一方の閉作動により圧
油の補助サーボ３５への供給を遮断する。そのため前述
のように補助サーボ３５内の圧油は排油され、補助サー
ボ３５のスプール３５ｂはばね３５ａの力により右方向
に移動する。この変位は補助サーボ３２のスプール３２
ａの変位より大きくしてあるので、レバー受け３５ｃと
低値選択機構３６のレバー６５とにあらかじめ設けられ
た隙間３５ｄをオーバしてスプール３５ｂはＴ形レバー
６３を右方に、急速に押しつける。このため前述のよう
な主サーボ配圧弁３７，油圧サーボシリンダ３８等の油
圧サーボモータの作用により蒸気弁は急速に閉にするこ
とができる。[0014] Incidentally, the degree of opening of the steam valve has been described opening direction, the closing direction are obtained if the flow of displacement and the pressure oil in each spool in the opposite direction, opening of conventional steam valve in this manner Degree control is performed. A fully open signal is input to the solenoid valves 34 and 64 both during normal steam turbine operation, and pressure oil is supplied to the auxiliary servo 35 to push the spool 35b again to the left end against the spring 35a. When it is desired to cut off the flow rate of steam in an emergency of a steam turbine or the like, the supply of the pressure oil to the auxiliary servo 35 is cut off by closing the solenoid valves 34 and 64 or one of them. Therefore, the pressure oil in the auxiliary servo 35 is discharged as described above, and the spool 35b of the auxiliary servo 35 moves rightward by the force of the spring 35a. This displacement is applied to the spool 32 of the auxiliary servo 32.
Since the displacement is larger than the displacement a, the spool 35b quickly pushes the T-shaped lever 63 rightward over the gap 35d provided in advance between the lever receiver 35c and the lever 65 of the low value selection mechanism 36. Therefore, the steam valve can be quickly closed by the action of the hydraulic servomotors such as the main servo pressure distribution valve 37 and the hydraulic servo cylinder 38 described above.

【００１５】実施例２ 図７はこの発明の第２の実施例の弁制御装置に用いる主
サーボ配圧弁の断面図である。図７において図１と同じ
部位は同じ符号を付してある。図７の例では、主サーボ
配圧弁３７は、スプール３７ｂが加減弁開方向に変位し
てときに作用するスカート３７ｄに設けた切り欠き３７
ｅの形状を、スプール３７ｂの変位の小さい範囲では出
力ポート３７ｃの開口面積が極く小さくなるように、ま
た変位がこれより大きい範囲では開口面積が比較的大き
くなるようにした。 Embodiment 2 FIG. 7 is a sectional view of a main servo pressure distribution valve used in a valve control device according to a second embodiment of the present invention. 7, the same parts as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals. In the example of FIG. 7, the main servo pressure distribution valve 37 is provided with a notch 37 provided on a skirt 37d that acts when the spool 37b is displaced in the control valve opening direction.
The e shape, leaving a small range of displacement of the spool 37b
As the opening area of the force port 37c is very small and in the range displacement is greater than this it was so that apertures area becomes relatively large.

【００１６】図８は図７の主サーボ配圧弁３７のスプー
ル３７ｂの変位−出力ポートの開口面積の特性を示す線
図である。図８において、VII は第２の実施例の特性を
示し、Ｉは第１の実施例の特性を示し、ＸＩは従来の配
圧弁の特性を示す。VII はＩとＸＩとの中間の特性を持
つ。切り欠き３７ｅの形状を変えることによって、さら
にきめ細かい特性が得られる。このように使用目的に応
じて、きめ細かな特性を与えることができることがこの
方式の利点である。FIG. 8 is a graph showing the characteristics of the displacement of the spool 37b and the opening area of the output port of the main servo pressure distribution valve 37 of FIG. In FIG. 8, VII indicates the characteristic of the second embodiment, I indicates the characteristic of the first embodiment, and XI indicates the characteristic of the conventional pressure distribution valve. VII has properties intermediate between I and XI. By changing the shape of the notch 37e, finer characteristics can be obtained. It is an advantage of this method that fine characteristics can be given according to the purpose of use.

【００１７】[0017]

【発明の効果】この発明によれば、主サーボ配圧弁は、
そのスプールの変位に対応するポートの開口面積の特性
を非線形として、スプールの変位の小さい範囲ではゲイ
ンを小さくしたことにより、平衡的な運転状態では制御
の安定性を向上させることができ、また、負荷遮断され
た場合や高速バルブ制御のように状態変化に急速に対応
しなければならないときは、蒸気弁の全閉方向に、また
必要に応じて開方向においても、速やかに変化に対応で
きる。このようにしてこの制御装置は、安定性と即応性
との２つの相反する要求を満足させることができる。According to the present invention, the main servo pressure distribution valve is
By making the characteristics of the opening area of the port corresponding to the displacement of the spool non-linear and reducing the gain in a small range of the displacement of the spool, the stability of control can be improved in a balanced operating state. When the load is interrupted or when a state change must be quickly responded such as in high-speed valve control, the change can be quickly responded to the fully closed direction of the steam valve and, if necessary, also to the open direction. In this way, the control device can satisfy two conflicting requirements: stability and responsiveness.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】この発明の第１の実施例による弁制御装置に用
いる主サーボ配圧弁の断面図である。FIG. 1 is a sectional view of a main servo pressure distribution valve used in a valve control device according to a first embodiment of the present invention.

【図２】図１の主サーボ配圧弁のスプールの変位−出力
ポートの開口面積の特性を示す線図である。FIG. 2 is a diagram showing characteristics of a displacement of a spool and an opening area of an output port of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1;

【図３】図１の主サーボ配圧弁のスプールの変位が小さ
い状態を示す断面図である。FIG. 3 is a sectional view showing a state where the displacement of a spool of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1 is small.

【図４】図１の主サーボ配圧弁のスプールの変位が大き
い状態を示す断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state where the displacement of a spool of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1 is large.

【図５】この発明の第１の実施例による制御装置の系統
図である。FIG. 5 is a system diagram of a control device according to the first embodiment of the present invention.

【図６】図５の弁制御装置のブロック図である。FIG. 6 is a block diagram of the valve control device of FIG. 5;

【図７】この発明の第２の実施例による弁制御装置に用
いる主サーボ配圧弁の断面図である。FIG. 7 is a sectional view of a main servo pressure distribution valve used in a valve control device according to a second embodiment of the present invention.

【図８】図７の主サーボ配圧弁のスプールの変位−出力
ポートの開口面積の特性を示す線図である。FIG. 8 is a diagram showing characteristics of the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve of FIG. 7 versus the opening area of the output port.

【図９】再熱タービンの系統図である。FIG. 9 is a system diagram of a reheat turbine.

【図１０】従来の蒸気タービンの弁制御装置の系統図で
ある。FIG. 10 is a system diagram of a conventional steam turbine valve control device.

【図１１】従来の主サーボ配圧弁の断面図である。FIG. 11 is a sectional view of a conventional main servo pressure distribution valve.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１４ 弁 ３１ 電気油圧サーボ弁 ３２ 補助サーボ ３４ 電磁弁 ３５ 補助サーボ ３６ 低値選択機構 ３７ 主サーボ配圧弁 ３７ｂ 主サーボ配圧弁のスプール ３７ｃ 出力ポート ３７ｄ スカート ３７ｅ 切り欠き ３８ 油圧サーボシリンダ ３８ａ ピストン軸 14 Valve 31 Electro-hydraulic servo valve 32 Auxiliary servo 34 Solenoid valve 35 Auxiliary servo 36 Low value selection mechanism 37 Main servo pressure distribution valve 37b Spool of main servo pressure distribution valve 37c Output port 37d Skirt 37e Notch 38 Hydraulic servo cylinder 38a Piston shaft

Claims (3)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】油圧サーボシリンダのピストン軸に接続さ
れ、タービンに流入する蒸気の通流，遮断または流量制
御を行う蒸気弁の開度を制御し、または前記蒸気弁を閉
じるために、電気油圧サーボ弁と電磁弁、または複数の
電磁弁からの出力油量がそれぞれ入力される補助サーボ
と、この補助サーボのスプールの変位のうち小変位の方
を優先して受けて作動し、前記油圧サーボシリンダに圧
油を供給して主サーボ配圧弁のスプールを作動させる低
値選択機構とを設けた蒸気タービンの制御装置におい
て、前記主サーボ配圧弁の出力ポートを開閉するスプー
ルのランド部分の両側に前記出力ポートの幅を超えて軸
方向に延びるスカートを設け、このスカートにその端面
から切り欠きを形成することにより、前記スプールの変
位に対応する前記出力ポートの開口面積の特性を前記ス
プールの変位の小さい範囲でのゲインが変位の大きい範
囲でのゲインよりも小さくなる非線形としたことを特徴
とする蒸気タービンの弁制御装置。1. An electrohydraulic device connected to a piston shaft of a hydraulic servo cylinder for controlling an opening of a steam valve for performing flow, cutoff or flow control of steam flowing into a turbine, or for closing the steam valve. An auxiliary servo to which the output oil amount from each of the servo valve and the solenoid valve or the plurality of solenoid valves is inputted, and a small displacement among the displacements of the spool of the auxiliary servo are preferentially received and operated. A control unit for a steam turbine provided with a low value selection mechanism for supplying pressure oil to a cylinder and operating a spool of a main servo pressure distribution valve ;
Over the width of the output port on both sides of the land
Skirt that extends in the direction
By forming a notch from the
The characteristics of the opening area of the output port corresponding to the
The gain in the small displacement range of the pool is
A valve control device for a steam turbine, wherein the valve control device is non-linear so as to be smaller than a gain in a surrounding area . 【請求項２】請求項１記載の蒸気タービンの弁制御装置
において、前記スプールの変位に対応するゲインを小さ
くする範囲は、前記蒸気弁の閉方向においては小さく
し、開方向においては大きくしたことを特徴とする蒸気
タービンの弁制御装置。2. The steam turbine valve control device according to claim 1, wherein the range in which the gain corresponding to the displacement of the spool is reduced in the closing direction of the steam valve.
A valve control device for a steam turbine, characterized in that it is enlarged in the opening direction. 【請求項３】請求項１記載の蒸気タービンの弁制御装置
において、前記スプールの変位に対する前記蒸気弁の開
方向のゲインを３段階に設定したことを特徴とする蒸気
タービンの弁制御装置。3. The valve control apparatus for a steam turbine according to claim 1, wherein said steam valve is opened with respect to displacement of said spool.
A valve control device for a steam turbine, wherein a directional gain is set in three stages .