JPH0571308A - Valve controller of steam turbine - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To get a valve controller which has stability in the usual operation of a steam turbine, and has quick responsiveness in system fault, high-speed valve control, or the like. CONSTITUTION:For a main servo pressure distribution valve 37, the property of the area of the opening of the port corresponding to the displacement of the spool 37b of the main servo pressure distribution valve 37 is made nonlinear, and the gain in the range where the displacement of the spool 37b of the main servo pressure distribution valve 37 is made smaller than the gain in the range where the displacement of the spool 37b is larger than it. Hereby, the control can be stabilized in the valanced operation state, and in such a case as load break or high-speed valve control, it can cope with the change quickly.

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, shutoff or flow rate of steam flowing into a turbine, such as a main steam stop valve, a steam control valve, a reheat steam stop valve, an intercept valve and the like. Regarding the 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１２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 stop valve for controlling the flow and cutoff of steam flowing into the turbine and a steam control valve for controlling the flow rate of steam. For example, in the reheat turbine shown in FIG. 9, a main steam stop valve 13, a steam control valve 14, and a high pressure turbine 15 from the high pressure turbine 15 are provided at locations where the main steam from the boiler 10 flows into the high pressure turbine 15 via the pipeline 1. Exhaust goes through line 2 with check valve 16 to boiler 10
The reheat steam stop valve 17 and the intercept valve 18 are provided at the location where the reheat steam from the reheater 11 flows into the intermediate pressure turbine 19 through the pipe 3 and the main steam The flow of reheated steam is blocked, and the flow rate is controlled. A high-pressure bypass valve 12 that connects the pipelines 1 and 2 to bypass the high-pressure turbine 15 is provided with a high-pressure bypass valve 12, and reheat steam from the pipeline 3 is bypassed between the intermediate-pressure turbine 19 and the low-pressure turbine 20. Pipe line 5 for flowing into the condenser 22
A low-pressure bypass stop valve 23 and a low-pressure bypass control valve 24 are provided in the valve to open these valves when the turbine is started or stopped or when the load is suddenly reduced to bypass the high-pressure, medium-pressure or low-pressure turbine. It is designed to flow into the condenser 22. Reference numeral 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３７
ｂを有し、スプール３７ｂが主サーボ配圧弁３７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３７には圧
油が管路４２を経て供給され、この圧油はポート３７ｃ
と油圧サーボシリンダ３８のポート３８ｃ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は図１０に示すごとく幅がポート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。The steam stop valve, steam control valve, bypass valve, etc. as described above need to be smoothly opened and closed and the valve opening controlled according to the start and stop of the steam turbine and the output control. As shown in FIG.
There is known a valve control device having a control system such as a main steam control valve shown in the system diagram of FIG. These devices have been filed by the present applicant and are known from JP-A-63-223307. 11 is a cross-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 is a spool 37 equipped with a spring 37a.
b, the spool 37b has a pin 70 of the lever 69 of the low value selection mechanism 36 at the end where the spool 37b projects from the main servo pressure distribution valve 37.
Pinned to. Further, pressure oil is supplied to the main servo pressure distribution valve 37 through a pipe line 42, and this pressure oil is supplied to the port 37c.
Is supplied to the hydraulic servo cylinder 38 via a conduit 72 connected to the port 38c of the hydraulic servo cylinder 38. The spool 37b has a cylindrical shape whose width is equal to that of the port 37c as shown in FIG. Therefore, the characteristics of the port opening area 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 are 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負
荷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 these two are often in a trade-off relationship. For example,
If the time constant of the valve control device is reduced, the responsiveness of the entire control device improves, but the stability tends to deteriorate. On the contrary, if the time constant is increased, the tendency of the entire control device is reversed. Traditional valve controllers have a single time constant, so either responsiveness and / or stability may be inadequate, or another device may be added to compensate for the inadequate function. There is a problem that has to be. Various measures have been conventionally taken as measures for transient stability in order to enable stable synchronous operation even with system fluctuations. High-speed valve control is a technology that can be expected to be effective as a thermal power plant. The direct cause of system instability is that due to unbalance between the mechanical output and electrical output of the turbine at the time of a so-called system accident, acceleration occurs and the internal phase difference angle increases, leading to step out. The means for reducing the acceleration energy is high speed valve control. For example, when trying to perform high-speed valve control, which is said to be useful for improving transient stability when a failure occurs in the power system,
It is preferable that the operating speed is high not only in the closing direction but also in the opening direction. However, if the operating speed is high, on the other hand, the stability may decrease. Therefore, in the conventional valve control device with a single time constant, Even in such a situation, it is difficult to obtain a satisfactory response.

【０００５】この発明は、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
とを目的とする。It is an object of the present invention to provide a valve control device which is stable in normal operation of a steam turbine and is responsive to system failure or high speed valve control.

【０００６】[0006]

【課題を解決するための手段】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弁の開度を制御し、または前
記弁を閉じるために、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両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は、その主サーボ配圧弁
のスプールの変位に対応するポート開口面積の特性を非
線形とし、前記主サーボ配圧弁のスプールの変位の小さ
い範囲でのゲインを前記前記主サーボ配圧弁スプールの
変位の大きい範囲でのゲインよりも小さくしたことによ
って、上記目的を達成する。Means for Solving the Problems A flow of steam flowing into a turbine connected to a piston shaft of a hydraulic servo cylinder,
In order to control the opening of the valve for shutting off or controlling the flow rate, or for closing the valve, an electro-hydraulic servo valve and a solenoid valve, or an auxiliary servo to which both output oils from a plurality of solenoid valves are input, A steam provided with a low value selection mechanism that operates by preferentially receiving the smaller displacement of the displacement of the auxiliary servo spool and supplies pressure oil to the hydraulic servo cylinder to operate the spool of the main servo pressure distribution valve. In the turbine control device, the main servo pressure distribution valve makes the characteristic of the port opening area corresponding to the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve non-linear, and the gain in a small displacement range of the spool of the main servo pressure distribution valve is set. The object is achieved by making the gain smaller than the gain in the range where the displacement of the main servo pressure distribution valve spool is large.

【０００７】なお、主サーボ配圧弁がその主サーボ配圧
弁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、弁閉方向においては少なくし、弁開方向においては
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。The range in which the main servo pressure distribution valve decreases the gain corresponding to the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve is small in the valve closing direction and large in the valve opening direction, and abrupt load fluctuation occurs. It is suitable for dealing with.

【０００８】さらに、主サーボ配圧弁がその主サーボ配
圧弁のスプールの変位に対する弁開方向のゲインは、弁
開方向の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。Further, if the gain of the main servo pressure distribution valve in the valve opening direction with respect to the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve is set to three stages with respect to the displacement of the spool in the valve opening direction, the valve opening corresponding to the load fluctuation is opened. It is suitable for finely controlling the degree.

【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
れる弁の開閉を行う。この主サーボ配圧弁はその主サー
ボ配圧弁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、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弁を閉にす
る。The first auxiliary servo for guiding the output oil amount from the electrohydraulic servo valve and the second auxiliary servo for guiding the output oil amount from the solenoid valve are provided, and the spool of the first auxiliary servo and the second auxiliary servo are provided. Of the displacements caused by the respective oil amounts, the spool of the servo receives the smaller displacement preferentially and operates the low value selection mechanism which is the 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 the low value selection mechanism preferentially operates the main servo pressure distribution valve. The spool is moved to supply the amount of oil output from the electrohydraulic servo valve to the hydraulic servo cylinder from this pressure distribution valve to move the piston shaft, thereby opening and closing the valve connected to the piston shaft. This main servo pressure distribution valve has a non-linear port opening area characteristic with respect to the displacement of the main servo pressure distribution valve, and the gain is small in the range where the displacement is small as in the balanced operation state, and the displacement is large as in the case where the state changes suddenly. Gain increases in the range. Due to such a non-linear characteristic, it is possible to respond to the state change at a high speed, while shortening the convergence time until returning to the stable state and obtaining sufficient stability in the equilibrium state. It is to be noted that the operation of the main servo pressure distribution valve via the low-low low-value selection mechanism via the auxiliary servo depending on the output oil amount from the solenoid valves using a plurality of solenoid valves is the reliability of the operation of closing the valves. The purpose of this is to provide redundancy in order to improve the performance, and the displacement of the spool of the auxiliary servo connected to each solenoid valve due to the shutoff of the pressure oil amount by the closing operation of the solenoid valve has priority to operate the low value selection mechanism. Thus, the spool of the main servo pressure distribution valve is moved to supply the amount of pressure oil from the pressure distribution valve to the hydraulic servo cylinder to close the valve connected to the piston shaft.

【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。主配圧弁のスプール３７ｂは軸方向両側にス
カート３７ｄを設け、このスカート３７ｄに切り欠き３
７ｅを備えたことにより、主サーボ配圧弁３７は、主サ
ーボ配圧弁のスプール３７ｂの変位に対するポートの開
口面積はスプール３７ｂの変位が小さい範囲ではポート
の開口面積の増加は少なく、スプール３７ｂの変位が大
きい範囲ではポートの開口面積の増加が大きくなるよう
な非線形特性が得られる。Embodiment 1 FIG. 5 is a system diagram of a valve control device for a steam turbine used in a 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, and the description thereof will be omitted. FIG. 1 is a sectional view of a main servo pressure distribution valve used in a valve controller according to a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, the same parts as those in FIG. 11 are designated by the same reference numerals. The spool 37b of the main pressure distributing valve is provided with skirts 37d on both sides in the axial direction, and the cutouts 3 are formed in the skirts 37d.
Since the main servo pressure distribution valve 37 is provided with 7e, the port opening area of the main servo pressure distribution valve 37 with respect to the displacement of the spool 37b of the main servo pressure distribution valve does not increase much in the range where the displacement of the spool 37b is small, and the displacement of the spool 37b is small. In the range where is large, non-linear characteristics are obtained such that the increase of the opening area of the port becomes large.

【００１１】図２は図１の主サーボ配圧弁のスプール変
位−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でポートの開口面積Ａが
小さいことを示し、IVの部分は主配圧弁のスプール３７
ｂが図４の位置にあり、スプールの変位がδでポートの
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３７ｂにおける、スプールの変
位δに対応するポートの開口面積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は、弁閉方向においては小さくし、弁開方向
においては大きくした。従って、主配圧弁３７のゲイン
を小さくする範囲は、弁閉方向においては少なくし、弁
開方向においては大きくした。FIG. 2 is a diagram showing characteristics of spool displacement-port opening area of the main servo pressure distribution valve of FIG. 3 is a sectional view showing a state where the spool δ of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1 is small, and FIG. 4 is a sectional view showing a state where the displacement δ of the spool of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1 is large. In Fig. 2, the part III indicates that the spool 37b of the main pressure distributing valve is in the position shown in Fig. 3, the displacement of the spool is δ, and the opening area A of the port is small, and the part IV indicates the spool 37 of the main pressure distributing valve.
b is in the position of FIG. 4, and the displacement of the spool is δ, indicating that the opening area A of the port is large. XI represents the characteristic of the opening area A of the port corresponding to the displacement δ of the spool in the spool 37b of the conventional main pressure distribution valve. It is theoretically possible to have the nonlinear characteristic on the cylinder side instead of the spool of the main pressure distributing valve, but it is not practical because machining is difficult. The skirt 37d and the notch 37e are small in the valve closing direction and large in the valve opening direction. Therefore, the range in which the gain of the main pressure distributing valve 37 is reduced is small in the valve closing direction and is large in the valve opening direction.

【００１２】発電用に使用される装置では、このスカー
トの軸方向長さ（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 axial length of this skirt (corresponding to the displacement direction of the spool 37b)
Is preferably relatively short in the direction in which the regulator 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 for power generation, when the load of the generator is cut off, the regulator valve must be fully closed quickly, whereas in the opening direction of the regulator valve, such a high-speed operation is generally not possible. Because it is not required. The value usually selected is that the ratio of the axial length of the skirt / spool diameter is 0.01 in the direction in which the regulator valve acts in the closing direction.
~ 0.025, 0.05 in the direction of acting in the opening direction
Above, there is no particular upper limit. However, when there is a possibility of performing high-speed valve control, some high-speed operation is required even in the opening direction of the regulator valve, so the upper limit of the ratio of axial length of skirt / spool diameter in the opening direction should be around 0.05-0.1. Good to do.

【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、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３
９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３８ａ
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 a valve control device according to the first embodiment. In FIG. 5, the deviation between the valve opening target value according to the turbine output and the detected opening from the opening transmitter 33 is detected and amplified, and an electric signal based on this deviation is output to the opening controller 3.
Input from 0 to the electro-hydraulic servo 31. This electric signal is converted into an output oil amount of pressure oil by the electrohydraulic servo valve 31, and is supplied to the auxiliary servo 32 from the guide valve 31a via the pipe line 60 or 61. At this time, for example, the guide valve 31a
If the spool moves to the right, the pressure oil is supplied to the auxiliary servo 32 via the conduit 60, while the pressure oil is discharged via the conduit 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 it to the right. 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, and if 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 target opening 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 nonlinearly as shown in. Spool 37b above
The 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 discharged from the oil discharge pipe 48 via the conduit 72, and the piston shaft 38a of the hydraulic servo cylinder 38 is moved to the left by the force of the spring 38b. A valve such as a steam control valve is moved in the opening direction. The displacement of the piston shaft 38a depends on the cam mechanism 3
9 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 so that the spool 37b is in the neutral position, and the piston shaft 38a
Is held at an opening according to the valve opening target value.

【００１４】なお、上記では弁開度の開方向について述
べたが、弁開度の開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３
２ａ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弁は急速に閉にすること
ができる。Although the opening direction of the valve opening has been described above, the opening direction of the valve opening can be obtained by reversing the displacement of each spool and the flow of pressure oil, and thus the normal valve opening direction is obtained. The opening degree is controlled. A full open signal is input to the solenoid valves 34 and 64 during normal steam turbine operation, pressure oil is supplied to the auxiliary servo 35, and the spool 35b is pressed to the left end again against the spring 35a. And when you want to cut off the flow rate of steam in an emergency such as a steam turbine,
The supply of the pressure oil to the auxiliary servo 35 is shut off by closing the solenoid valves 34 and 64 or one of them. Therefore, as described above, the pressure oil in the auxiliary servo 35 is drained, and the spool 35b of the auxiliary servo 35 moves to the right by the force of the spring 35a. This displacement is caused by the spool 3 of the auxiliary servo 32.
Since it is larger than the displacement of 2a, the lever receiver 35c
And the lever 65 of the low value selection mechanism 36, the gap 35d provided in advance is exceeded, and the spool 35b rapidly pushes the T-shaped lever 63 rightward. Therefore, the valves can be closed rapidly by the action of the hydraulic servomotors such as the main servo pressure distribution valve 37 and the hydraulic servo cylinder 38 as 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、主サーボ配圧弁のスプール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３７ｅの形状を、スプールの変位の小さい
範囲ではポート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ポート開口面積が比較的
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 controller according to a second embodiment of the present invention. 7, the same parts as those in FIG. 1 are designated by the same reference numerals. In the example of FIG. 7, the main servo pressure distribution valve 37 has a shape of a notch 37e provided in a skirt 37d that acts when the spool 37b of the main servo pressure distribution valve is displaced in the opening / closing direction of the control valve so that displacement of the spool is small. In the range, the port opening area was made extremely small, and in the range where the displacement was larger than this, the port opening area was made relatively large.

【００１６】図８は図７の配圧弁のスプールの変位−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の実施例の配圧弁の特性を示し、Ｉは第
１の実施例の配圧弁の特性を示し、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 diagram showing the characteristics of the displacement of the spool of the pressure distributing valve of FIG. 7 and the opening area of the port. In FIG. 8, VII shows the characteristic of the pressure distributing valve of the second embodiment, I shows the characteristic of the pressure distributing valve of the first embodiment, and XI shows the characteristic of the conventional pressure distributing valve. VII has a property 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、
その主サーボ配圧弁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、主サーボ配圧弁用の
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、加減弁の全閉方向に、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 characteristic of the opening area of the port corresponding to the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve non-linear and making the gain small in the range where the displacement of the spool for the main servo pressure distribution valve is small, the control of Stability can be improved.In addition, when the load is cut off or when there is a need to quickly respond to state changes such as in high-speed valve control, the control valve can be opened in the fully closing direction and, if necessary, opened. In the direction as well, it is possible to quickly respond to changes. In this way, the control device can meet the two conflicting requirements of stability and responsiveness.

【図面の簡単な説明】[Brief description of 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−ポー
トの開口面積の特性を示す線図である。2 is a diagram showing a characteristic of displacement of a spool-opening area of a port of the main servo pressure distribution valve of FIG. 1. FIG.

【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 cross-sectional view showing a state where the displacement of the 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。4 is a cross-sectional view showing a state in which a 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 a 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.

【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−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 displacement of spool and opening area of port of the main servo pressure distribution valve of FIG. 7.

【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 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 main servo pressure distribution valve spool 37d skirt 37e notch 38 hydraulic servo cylinder 38a piston shaft

Claims (3)

【特許請求の範囲】[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
御を行う弁の開度を制御し、または前記弁を閉じるため
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
サーボ配圧弁は、その主サーボ配圧弁のスプールの変位
に対応するポートの開口面積の特性を非線形とし、前記
主サーボ配圧弁のスプールの変位の小さい範囲でのゲイ
ンを前記前記主サーボ配圧弁のスプールの変位の大きい
範囲でのゲインよりも小さくしたことを特徴とする蒸気
タービンの弁制御装置。1. An electro-hydraulic servo valve for controlling the opening of a valve which is connected to a piston shaft of a hydraulic servo cylinder and which controls the flow, cutoff or flow rate of steam flowing into a turbine, or for closing the valve. And the solenoid valve, or the auxiliary servo to which the output oil amount from multiple solenoid valves is respectively input, and the smaller displacement of the spool displacement of this auxiliary servo is given priority to operate, and the hydraulic servo cylinder is activated. In a steam turbine control device provided with a low value selection mechanism for supplying pressure oil to operate a spool of a main servo pressure distribution valve, the main servo pressure distribution valve is a port corresponding to displacement of a spool of the main servo pressure distribution valve. The characteristics of the opening area of the main servo pressure distribution valve are made non-linear, and the gain in the range where the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve is small is defined as the gain in the range where the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve is large. Valve controls the steam turbine, characterized in that also small. 【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、主サーボ配圧弁がその主サーボ配圧弁のスプ
ールの変位に対応するゲインを小さくする範囲は、弁閉
方向においては少なくし、弁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 main servo pressure distribution valve reduces the gain corresponding to the displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve is reduced in the valve closing direction, A valve control device for a steam turbine, characterized in that it is enlarged in the valve 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、主サーボ配圧弁がその主サーボ配圧弁のスプ
ールの変位に対する弁開方向のゲインは、前記主サーボ
配圧弁のスプールの変位に対し３段階に設定することを
特徴とする蒸気タービンの弁制御装置。3. The steam turbine valve control device according to claim 1, wherein the main servo pressure distribution valve has a gain in a valve opening direction with respect to a displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve, in relation to a displacement of the spool of the main servo pressure distribution valve. On the other hand, a steam turbine valve control device characterized by being set in three stages.