大修结束开机后发现，在主汽压力为4.0MPa左右，转速仅能上升至400rpm左右，调门开度维持在12-14%，（调门总行程40mm,预启阀行程4-5mm），调速汽门顶部抗燃油油缸提升力仅能开启预启阀，而不能开启调门阀体，为此被迫采取将EH油压由额定14.0MPa调高至15.2MPa，并采用主闸旁路门调整进汽方式，方能正常冲车。#1机组于2003年2月大修结束并网后，各调门摆动幅度大，负荷不稳，给设备安全运行造成威胁。
         4.4.1　油动机提升力特性计算
DEH改造后各调门由各自的油动机控制，油动机采用单侧进油方式，油动机靠电液转换器控制油压开启，在机组正常运行状态，油动机的提升力与操纵座弹簧的作用力、阀门蒸汽力、摩擦阻力、部件重力平衡。当操纵座与油动机作为一个整体考虑时，油缸的有效提升力应为油缸的液力与操纵座弹簧的作用力的差值，由下列关系式可确定出油缸的有效提升力。
油缸有效面积： Sy=（D02- d02）×π/4
油缸提升力：     Ft= Sy×Pk
油缸有效提升力：Fty = Ft-Fh
在油动机下油压达到抗燃油压供油压力时，油动机的提升力最大，而在调门启始状态时，弹簧的作用力最小，最大提升力与最小弹簧作用力Fh的差值为最大的有效提升力。选择不同的不同抗燃油压及油缸直径，就可确定油缸最大有效提升力与油缸直径的关系。
计算结果表明：提高抗燃油压可在一定范围内增加油动机的有效提升力会有所增加，DEH改造后的油缸直径为83mm，在抗燃油压由14MPa提高到15.5MPa时，有效提升力可提高530 kg，但提高油压会增加泵的出力，加速各密封胶圈的老化，易造成抗燃油管弯头漏油；而加大油缸直径对提高提升力作用明显，当油缸直径由83mm增加至102mm时有效提升力可提高一倍。
           4.4.2　调门设计提升力问题的分析
原设计的调门预启阀通汽面积为4×φ4mm的小孔，在考虑门杆漏汽量的情况下，在阀套总间隙0.50mm时，阀体上部压力必须达到6.7MPa时，才能使阀套的漏汽量与小孔的排汽量平衡，此时调门需要的提升力为7.66t。原设计油缸直径为φ83mm，在油压为14-15.5MPa下的提升力范围为3.62-4.15 t，远不能适应调门提升力的需要。即使在油缸直径为φ102mm时，提升力范围也仅为7.88-8.55 t/h，不能满足调门提升力的需要,在不考虑门杆强度问题的情况下进一步加大油缸的直径，可满足其提升力的要求。
计算表明：在通汽孔为4×φ7mm时，当阀前后差压为500kPa时，在阀套总间隙为0.50mm情况下，阀芯前后差压为27kPa；间隙为0.40mm情况下，阀芯前后差压降至10kPa；而间隙为0.60mm情况下，阀芯前后差压增加至65kPa。因此阀套间隙变化对阀体的稳定性具有十分明显的影响。
加大阀体上部通汽面积，虽然可有效降低阀体上部压力，但加大上部通汽面积会明显降低阀体上部压力，可能会出现调门接近全开时产生调门不稳定摆动问题。
           4.4.3　调门改进的最终方案、实施
通过对调门大开度下的稳定性分析、不同条件下调门阀芯前后差压计算、阀芯前后差压与阀前后差压的关系、阀套间隙变化对阀芯前后差压与阀前后差压关系的影响、调门门杆强度核算、调门关闭时间与油缸容积的关系等诸多因素的全面分析计算、对通汽孔打孔的比选，得出以下计算结论：
1）根据调门动态特性满足甩负荷动态特性、油动机提升力应有足够的富裕的要求及制造厂家现有油缸规范，选择改进后的油动机油缸直径φ102mm。
2）根据图纸及大修时测量，阀套总间隙为0.40 mm左右，由此选取调门预启阀通汽孔为4×φ7mm，门体不加补汽孔。
经计算调门开启所需最大提升力4.5t，油动机提升力达7.5 t以上，富裕量充足，并可保证1#、2#调门在大开度下，调门不会发生摆动问题。
在2003年6月17日-25日进行的小修中对调门预启阀通汽孔改进，由原来4-Ф4，改为4-Ф6.9；对调门油动机油缸由原83mm改为Ф102mm,原调门关闭器、油管、卸荷阀等未做改动。
开机试验证明，各调门关闭时间在0.15-0.24s之间，在各负荷点调门控制稳定，在极热态情况下调门主汽门可以顺利开启，改造取得了圆满成功。
           5　改造效果及经济分析
           5.1　保证工况的机组热耗率
试验证明，保证工况（三阀全开、第四阀解列）参数修正后的热耗率为8927.48kJ/kWh，经系统、参数修正后的最终热耗率平均值为8840.75 kJ/kWh，比厂家的合同规定值8855.08 kJ/kWh低14.33 kJ/kWh，达到了厂家改造合同的保证值。
           5.2　保证工况机组的电功率
保证工况下、参数修正后的发电机功率平均值为105901.75kW，对应的主蒸汽流量为377.0925t/h，修正至额定主蒸汽流量392t/h时机组的发电机功率为110088.3kW，达到了合同保证值。
           5.3　保证工况的缸效率
保证工况试验高压缸效率为87.19%，比设计值87.50%低0.31个百分点，低压缸修正后的平均效率为83.63%，比设计值84.20%低0.57百分点。
           5.4　机组的最大连续出力及通流能力
#1机组通流部分改造后在最大负荷工况下的试验主蒸汽流量为401.13t/h，试验发电机功率为111203.8kW，修正后的主蒸汽流量为388.33t/h，修正后的发电机功率为109029.5 kW，将主蒸汽流量折算到厂家最大连续出力的设计流量414t/h时，发电机的功率为116237.9 kW，达到了厂家的最大连续出力115491 kW 。
           5.5　机组各运行工况试验结果
本次试验还进行了105MW、95MW、85MW、80MW四个负荷工况试验。从总体趋势上看，试验结果的规律性很好。高负荷工况下，机组的热耗率随负荷的变化较为平缓。
测试数据表明，机组在110MW负荷运行时，发电机的主要技术参数无明显超标现象，且机组在最大工况运行时，发电机线圈温度、铁芯温度无论是平均值，还是最大值均在标准范围。机组在110MW能够安全稳定运行。
           6　结论
           改造后消除原机组存在的弊端，提高了机组出力，并可以在110MW工况下安全连续运行，发电机各项指标无任何超标现象，调速系统DEH改造达到了改造要求，完全达到了现代化设计的机组标准，提高了机组使用寿命和机组自动化水平，为国内同类型机组改造提供了很好借鉴。