1. 1 　高压通流设计特点

　　调节级:静叶采用自带冠导叶,动叶整体围带;压力级:第2～5 级隔板为分流叶栅,第6～9 级隔板为自带冠弯曲导叶;第2～9 级动叶自带冠平衡扭曲动叶;高压通流采用等根径设计,光滑子午流道;级间根部汽封由轴向汽封改为径向汽封,叶顶汽封齿数为4 齿结构;城墙齿汽封短齿均为双齿结构;汽封片材料采用低硬度铁素体材质镶处片式汽封。

　　1. 2 　中压通流设计特点

　　第1～8 级隔板为自带冠弯曲导叶,第9～11 级隔板为自带冠弯扭导叶;第1～11 级动叶均为自带冠平衡扭曲动叶;中压通流等根径设计,光滑子午流道;汽封结构采用与高压相同的技术。

　　1. 3 　低压通流设计特点

　　第1～4 级隔板为自带冠弯曲/ 扭导叶,第5 、6 级隔板为直焊式弯扭导叶;第1～5 级动叶为自带冠高效叶型动叶,末级采用高效660mm 末级叶片;光滑子午流道;所有汽封片材料采用铜汽封。

　　2 　滑销系统和基架设计

　　1 号、2 号轴承箱负荷重,摩擦阻力大,但滑动面的润滑效果不良,处于干摩擦状态,这些是造成机组膨胀不畅的主要原因,改造后滑动面采用自润滑滑块与不锈钢滑块配成滑动副。为了防止1 号轴承箱翘头及汽缸跑偏,1 号轴承箱与高压缸之间采用“H”型定中心梁推拉结构,推拉位置接近滑动面。为了保证“H”型定中心梁正常运行,还对该结构进行了有限元分析,并根据计算结果,在实际安装时将“H”梁向变形方向预拉1mm ,以减小运行时的应力。

　　由于高压进汽及中压进汽靠近高中压轴承箱,高中压外缸、中压汽缸与2 号轴承箱之间温差较大,该处如果也采用“H”型定中心梁,则梁将产生较大的热变形,计算热应力已超过许用应力,因此该处推拉不采用“H”型定中心梁结构。高中压轴承箱的推拉机构仍采用原结构,即靠汽缸猫爪横键及横键推拉杆来传递高中压轴承箱的推拉力。同时,在改进设计中,为减小推力矩,降低了推拉机构的高度。

　　为了保证3 号轴承箱在机组运行时成为真正的高中压缸热胀死点,改造设计时在该箱基架与基础之间增加一死点键。

　　3 　高、中压汽缸设计

　　原四缸四排汽300MW机组汽缸普遍存在刚性不足、变形大、支撑不合理等缺陷,汽缸温度场分布也不合理,不利于机组热膨胀。改造后,高、中压汽缸采用高窄法兰、通孔螺栓联接和下半猫爪中分面支撑结构,有利于汽缸热膨胀。中压汽缸由原设计的前后二段改为整体结构、锥筒形式,改进排汽涡壳波形,增设排汽缸撑管,提高中压缸刚性。改善中压缸温度场分布,将中压内缸改为隔板套结构,使中压缸前部温度提高110 ℃左右,有利于中压缸热膨胀和机组快速启动。

　　3. 1 　高压内缸

　　高压内缸壁厚设计为100mm ,比原汽缸增厚5mm ,中分面法兰高度在隔热环前为380mm ,隔热环后为300mm。经有限元分析计算,改造后汽缸能承受上下半温差50 ℃产生的温度应力。中分面螺栓基本按照小而密的原则布置,有利于减小螺栓应力。

　　3. 2 　高压外缸

　　高压外缸保持原壁厚,中分面法兰厚度为550mm ,汽缸猫爪至汽缸中心的距离与原机组相同。螺栓离汽缸壁中心的距离与原汽缸相当,并相应加大高压前汽封处螺栓直径,防止该处出现因螺栓紧力不足而引起的中分面漏汽。

　　3. 3 　中压外缸

　　中压外缸采用锥筒结构, 排汽部分最大宽度为3752mm。为了加强汽缸刚性,排汽涡壳采用圆筒结构,加粗了排汽涡壳处的拉筋,同时在排汽口上下半涡壳内增设了轴向拉筋,改善了“疲老虎”效应,并增加了汽缸刚性。汽缸前半部分法兰厚400mm、宽220mm ,后半部分法兰厚300mm ,宽200mm ,中压后汽封至后猫爪处法兰厚为180mm ,宽度为200mm。汽缸猫爪至汽缸中心的距离与原机组相同。经有限元分析计算,改造后汽缸彻底改变了原汽缸刚性不足、变形大、膨胀不畅的缺点,在全实缸状态,汽缸垂直方向变形只有0.049mm ,仅为原汽缸垂直方向变形的1/4 。

　　4 　低压内缸设计

　　低压内缸承受了比高、中压汽缸更大的温差,原汽缸结构与较大的热载荷不相适应,以及热处理工艺不完善,导致了汽缸应力高、变形大,为了防止中分面变形,在改造设计中采取如下措施。

　　4. 1 　进汽腔室外侧设置隔热板

　　在汽缸进汽腔室外侧设置不锈钢隔热板以减小高温进汽区的热损失和该区内外壁温差及热应力,通过合理使用隔热板,能有效减少应力报警区,减少了汽缸的塑性变形,能有效改善进汽腔室的内外温差和热变形。