Брызгалов В.И. Из опыта создания и освоения Красноярской и Саяно-Шушенской гидроэлектростанций

Подождите немного. Документ загружается.

229

рование мощности и частоты в энергосистеме, поэтому гидроагрегаты

при пусках и остановках по несколько раз в сутки переходят через

запрещенные зоны длительной работы, где испытывают наивысшие

гидродинамические воздействия.

Рис. 3.19 Зависимости максимальных усилий, действующих

на турбинные подшипники, от открытия направляющего аппарата

на разных гидроагрегатах (ГА)

1 – ГА-1, Н

бр

=136 м; 2 – ГА-2, Н

бр

=140 м (до балансировки); 3 – ГА-2, Н

бр

=136 м

(после балансировки); 4 – ГА-3, Н

бр

=138 м; 5 – ГА-3, Н

бр

=194 м;

6 – ГА-5, Н

бр

=138 м; 7 – ГА-8, Н

бр

=192 м

При натурных исследованиях вариантов крепления сегментов

подшипника использовались разного рода датчики и приспособления

(рис. 3.21). В результате исследований было разработано решение по

модернизации узлов крепления подшипника и его корпуса. В про-

цессе разработки не все решения оказывались надёжными, например,

натяжные элементы сегментов (рис. 3.21г) не выдержали испытаний.

Также не зарекомендовала себя конструкция с жестким закреплением

сегментов подшипника (рис. 3.17а), в отличие от самоустанавливающих-

ся с приданным им эксцентриситетом 10 мм (рис. 3.17б).

230

Конструкция подшипника с самоустанавливающимися сегмен-

тами обеспечила увеличение прочности и плотности соединений

крепежных его деталей. После проведенной модернизации не было

случаев разрушений модернизированных узлов крепления тур-

бинного подшипника. Эксплуатация его сводится лишь к тому, что

один раз в 1,5-2 года производится регулировка зазоров.

Рис. 3.20 Годографы усилий в тоннах, действующих на турбинный

подшипник ГА-3:

а) режим Р

=490 МВт, Н

бр

=194 м; б) режим синхронного компенсатора

К особенности эксплуатации резиновых подшипников турбин

Саяно-Шушенской ГЭС следует отнести принципиально иной подход

по назначению нормированной величины зазоров, нежели пред-

писывалось заводской инструкцией, по которой требовалось уста-

навливать зазор 0,15-0,18 мм. Учитывая, что радиальные нагрузки

на сегменты значительны, это приводит вскоре после пуска агрегата

к обмятию регулировочных прокладок и резьбовых соединений.

Если установить зазор по инструкции, то он быстро увеличивается до

0,5-0,7 мм. Поэтому сегменты стали устанавливать с натягом

(-) 0,01-0,02 мм. Такой метод сборки позволяет узлам подшипника

достаточно длительно противостоять воздействию суммарных

гидравлических и механических сил. В некоторых случаях не тре-

буется регулировка зазоров в течение 3-4 лет. Длительная практика

показала, что резиновые подшипники, с установленными после

231

ремонта зазорами внатяг, надёжно выдерживают многократные пуски

и остановки агрегатов. Это ставит точку в многолетней дискуссии,

по крайней мере для турбин Саяно-Шушенской ГЭС, о приемлемос-

ти такого метода. Опасения о возникновении в момент трогания

агрегата полусухого трения резины с металлом и соответствующего

разрушения её не подтвердились. Дело, по-видимому, здесь в реа-

лизованном принципе самоустанавливающихся сегментов и сравни-

тельно большом ускорении вала при пуске.

Рис. 3.21 Схема установки датчиков, приспособлений и вариантов узлов

крепления сегментов на турбинном подшипнике (ТП):

а) схема установки приспособления для отжатия вала, б) схема установки

датчиков в ТП, в) поперечный срез по сегментам ТП, г) схема установки

натяжных элементов сегментов ТП

1 – упор; 2 – динамометр сжатия; 3 – домкрат; 4 – опора; 5 – тензорезистор с защитным

покрытием; 6 – датчик перемещения сегмента (тензобалка); 7 – кронштейн; 8 – плита

силоизмерительная; 9 – шпилька силоизмерительная; 10 – крюк; 11 – упругий элемент

(прокладка резиновая); 12 – плита опорная; 13 – скоба; с1-с12 – номер сегмента

Что касается опасения за надёжность резинового подшипника,

вызываемого большой линейной скоростью 14 м/с (на Красноярской

232

ГЭС – 11 м/с), то оно также не подтвердилось. Больше подтвердились

известные исследования прежних лет, которые сводились к тому, что

чем больше окружная скорость, тем выше несущая способность слоя

водяной смазки.

Но главный вывод состоит в том, что для данной турбины

гидродинамические воздействия, возникающие из-за автоколебаний

потока в системе “водоприемник – водовод – проточная часть”

демпфируются резиновым подшипником (из-за малоизученности

этого явления расчётом определить величину воздействий авто-

колебаний и способ их подавления было невозможно). Исполь-

зование способности к значительным деформациям резинового

подшипника было единственно правильным в этих условиях ре-

шением. Деформации и демпфирующие свойства, равные тем,

которые способен выдерживать резиновый подшипник, недопустимы

для других материалов, используемых в подшипниках на масляной

смазке.

Недостаточный опыт создания мощных гидротурбин на боль-

шие напоры проявился и в отказах, связанных с обрывом обтекателя

рабочего колеса, который крепится к его верхнему ободу и пред-

назначен для плавного изменения направления потока на выходе из

РК и снижения пульсации давления. Обтекатель сварен из гнутых

конических обечаек углеродистой стали, ужесточенных ребрами. К

внутренней поверхности обтекателя приварен промежуточный

фланец, являющийся опорой для ремонтного перекрытия под

рабочим колесом (рис. 3.15, узел IV). Конструкция обтекателя для

завода является традиционной, так же как и способ его крепления.

Но неоднократный отрыв обтекателей на Саяно-Шушенской ГЭС

является неслучайным и относится к категории отказов работы

агрегата, которые было трудно предвидеть. Возмущающие силы,

приводившие к обрыву приваренных головок болтов, не иссле-

довались. Обрыв болтов был первопричиной в дальнейшей цепи

разрушения крепления обтекателя. Действующие силы так и

остались пока не изученными. Эксплуатационники решили проб-

лему путём создания большой величины натяжения, контроля её и

одинаковости затяжки крепёжных болтов (рис. 3.22, позиция 1).

Установленный специальный стопор (2) исключил произвольное

отворачивание болтов. Совокупность этих мер обеспечила повышение

надёжности крепления, и отрыва обтекателей в последующей экс-

плуатации не происходило.

Не были готовы к созданию сверхмощной турбины и техно-

логи-разработчики подшипников цапф лопаток направляющего

аппарата (рис. 3.12). Втулки с антифрикционным стеклоэпок-

сидным слоем изготавливались методом нанесения антифрикцион-

ных полимерных материалов на цапфу-шаблон с очень большой

долей ручных операций. После твердения эпоксидных материалов

233

втулки приклеивались к внутренней поверхности стальной обоймы,

а цапфа-шаблон выпрессовывалась.

Рис. 3.22 Узел III крепления обтекателя рабочего колеса

1 – 20 болтов крепления ∅195 мм; 2 – стопор; 3 – сварочный шов

Для снижения коэффициента трения в первые два слоя мате-

риала, наносимого на шаблон, включалась антифрикционная добавка

в виде крошки фторопласта с размером частиц 0,3-1,5 мм. Фторо-

пласт распределялся по поверхности неравномерно, из-за чего не

достигался необходимый коэффициент трения. Кроме того, при

намотке стеклоткани, а также при вклейке втулки в стальную

обойму трудно было исключить возникновение воздушных прослоек.

Влияние этих дефектов на стойкость втулок усиливалось недооцен-

кой условий хранения, отсутствием необходимой строгости в

технической документации завода-поставщика. Так, в технических

условиях на поставку турбин было акцентировано внимание на том,

что “хранение крупногабаритных деталей с установленными в них

элементами из стеклоэпоксидного антифрикционного материала

допускается на открытом воздухе”. (В Сибири зимняя расчетная тем-

пература для условий Саяно-Шушенской ГЭС составляет -37

С). В то же время

в инструкции на изготовление эпоксидных деталей предусмат-

ривается хранение их с температурой не ниже 0 +5

С. Немаловажно

при этом, что коэффициенты линейного расширения стали (обойма)

и стеклоэпоксидного материала (втулка) имеют существенное

различие. Все это в совокупности, в том числе и хрупкость эпок-

сидных материалов, как таковых, стало причиной разрушения втулок

подшипников цапф лопаток НА (рис. 3.23).

В процессе работы агрегата практически не представляется

возможным выявить повреждения втулок подшипников лопаток

234

НА, и они обнаруживаются лишь при выводе агрегата в ремонт или

в резерв. При ремонте на разрушенном подшипнике люфт цапфы,

проверяемый на “кач” (усилие прикладывается в верхней части

цапфы перпендикулярно оси лопатки путем опробования каждой

лопатки

на открытие-закрытие с помощью индивидуального сер-

вомотора), достигает иногда 5 мм. Проектный максимальный зазор

между цапфой и втулкой составляет для верхнего подшипника 1 мм,

для среднего и нижнего 0,15 мм.

Рис. 3.23 Внешний вид разрушенной верхней втулки

подшипника цапфы лопатки НА

А – стеклоэпоксидная втулка; Б – стальная обойма втулки; В – корпус подшипника

Повреждение подшипников приводит к существенному увели-

чению протечек через закрытый НА, когда агрегат находится в

резерве, что увеличивает потери воды (электроэнергии). Более того,

увеличение зазоров между лопатками НА лишает эксплуатацию

возможности перевода генератора в режим синхронного компен-

сатора из-за существенного увеличения расхода воздуха на поддер-

жание заданного уровня воды под рабочим колесом. Большой расход

воздуха не компенсируется производительностью компрессоров-

воздуходувок. В конечном счете может возникнуть ситуация, когда

)

Статистика выявленных на “кач” повреждений подшипников недостаточно полная, поскольку по ряду

технических и организационных причин такую трудоёмкую операцию в полной мере осуществлять не

представлялось возможным.

235

невозможно будет остановить агрегат при выводе его в резерв, так как

протечки воды через закрытый НА окажутся столь велики, что будет

продолжаться холостой ход агрегата. Остановка его в этом случае

возможна лишь после сброса затворов водоприемника турбины, что

является уже крупной неисправностью агрегата.

В период профилактических работ, из-за увеличившихся за-

зоров в подшипниках лопаток, трудно осуществлять настройку на-

правляющего аппарата, что приводит к неоправданным трудоза-

тратам – удорожанию эксплуатационных расходов.

Степень стойкости втулок подшипников лопаток НА в за-

висимости от указанных выше условий, влияющих на ухудшение их

качества – различная. Первые повреждения втулок появились после

наработки агрегатами 23-25 тыс. часов (табл. 46а). На некоторых

агрегатах разрушение втулок произошло спустя 90 тыс. часов. По-

вреждения произошли на большинстве агрегатов Саяно-Шушенской ГЭС.

Таблица 46а. Количество разрушений втулок подшипников лопаток НА

Саяно-Шушенской ГЭС

Повреждение подшипников с таким антифрикционным материалом про-

изошло также на всех трех агрегатах Майнской ГЭС, где он применен в механизме

№ агрегата

Наименование и количество

замененных подшипников

Н.А.

Число часов наработки

агрегата в момент замены

подшипников,

час

средний 1

верхний 2

средний 2

37000

90000

средний 1

верхний 3

средний 3

27205

59980

средний 3

верхний 1

средний 6

верхний 2

31468

60793

83400

средний 7

верхний 1

нижний 5

средний 2

35438

71467

5 средний 2 36808

6 средний 3 38983

средний 1

средний 2

46325

54015

верхний 2

23923

236

разворота лопастей рабочего колеса. Величина трения в этом механизме на по-

верхностях скольжения настолько возросла, что привела к поломке механизма.

По этой причине все три турбины Майнской ГЭС были переведены в пропел-

лерный режим, для чего лопасти рабочих колес приварены к корпусу, а давление

с сервомоторов РК снято. Встал вопрос о замене рабочих колес турбин этой ГЭС.

Только спустя много лет после изготовления первого агрегата

Саяно-Шушенской ГЭС завод-поставщик турбин совместно с фирмой

“ТОРДОН” разработал самосмазывающиеся подшипники, в которых

применен антифрикционный материал Тордон SXL. Этот эластомер-

ный полимер обладает низким коэффициентом при сухом трении.

Материал имеет модуль упругости в несколько раз больший, чем у

бронзы, но обладает достаточной жесткостью, благодаря чему способен

гасить ударные нагрузки без остаточной деформации и разрушений.

На Саяно-Шушенской ГЭС этот материал был впервые использо-

ван в 1997 году на одном из агрегатов, где заменены пока только верхние

и средние подшипники лопаток НА. Нижние подшипники будут

заменяться лишь в период ремонта агрегатов с полным их демонтажем.

Производство работ по замене в условиях действующей гидро-

станции осуществлялось достаточно легко без каких-либо прессовочных

приспособлений. Втулка из материала Тордон по наружному диаметру

обрабатывалась на токарном станке до необходимого внутреннего

размера металлической обоймы и помещалась в морозильную камеру с

температурой -10

С. В охлажденном состоянии втулка на специальном

клее (также фирмы “ТОРДОН”) легко вводилась в металлическую

обойму. После естественного повышения температуры втулки до

окружающей образуется натяг, обеспечивающий, кроме клеевого

сцепления, дополнительное уплотнение втулки в обойме.

По данным фирмы, подшипники с антифрикционным мате-

риалом Тордон работают уже несколько лет в разного рода насосах,

перекачивающих как воду, так и масло. Максимальная допустимая

температура для трущейся поверхности +60

С. По-видимому, это

очень перспективный материал в подшипниках с небольшими

линейными скоростями перемещения поверхности трения вала, как

это имеет место в подшипниках лопаток НА. Однако собственного

опыта продолжительности и устойчивости работы этого материала

у Саяно-Шушенской ГЭС пока ещё нет.

Особую проблему в эксплуатации вызывает трещинообразо-

вание на лопастях рабочих колес. Этот процесс обратил на себя

внимание, когда турбины начали работать на расчетных напорах. Из

таблицы 46б видно, что трещинообразование на определенном

отрезке времени носит лавинный характер.

Для наблюдения и контроля за появлением трещин и своевре-

менной их заварки по технологии завода было выполнено 40 целевых

237

остановок агрегатов и выводов их в ремонт. Простой агрегатов для

этих работ составил 4800 часов.

Таблица 46б. Образование трещин на лопастях РК турбин

Саяно-Шушенской ГЭС по годам

№

агре-

Годы, наработка агрегатов нарастающим итогом (час),

количество трещин (вх. кр. – входная кромка, вых. кр. – выходная кромка)

гата 1982 1983 1987 1989 1990 1991 1992 1993 1994 1995 1996 1997

13700

тр.

нет

26328

4 вых.

кр.

37312

9 вых.

кр.

39715

5 вых.

кр.

47554

1 вых.

кр.

2 вх.

кр.

12313

тр.

нет

17804

4 вых.

кр.

24843

1 вых.

кр.

31323

3 вых.

кр.

35313

3 вых.

кр.

38721

3 вых.

кр.

41359

1 вых.

кр.

2 вх.

кр.

3430

тр.

нет

7961

3 вых.

кр.

51648

3 вых.

кр.

60793

1 вых.

кр.

66663

1 вх.

кр.

73862

3 вых.

кр.

83753

тр.

нет

35438

тр.

нет

48559

8 вых.

кр.

58067

8 вых.

кр.

1 вх.

кр.

71647

1 вых.

кр.

76816

1 вых.

кр.

6578

тр. нет

10394

1 вых.

кр.

51484

4 вых.

кр.

57839

4 вых.

кр.

60979

3 вых.

кр.

65273

4 вых.

кр.

70649

2 вх.

кр.

53228

тр. нет

64299

1 вых.

кр.

70936

1 вых.

кр.

78123

1 вых.

кр.

22509

тр. нет

35331

1 вых.

кр.

42823

1 вых.

кр.

46325

1 вых.

кр.

1 вх.

кр.

51323

3 вых.

кр.

вх.кр.

54015

1 вых.

кр.

37070

тр. нет

45807

1 вых.

кр.

54701

4 вых.

кр.

55179

3 вых.

кр.

64229

2 вх.

кр.

19495

тр.

нет

36399

1 вых.

кр.

43204

2 вых.

кр.

55400

2 вых.

кр.

61358

1 вых.

кр.

4728

тр.

нет

24559

3 вых.

кр.

1 вх.

кр.

40910

3 вых.

кр.

3 вх.

кр.

45465

2 вых.

кр.

1 вх.

кр.

238

С начала эксплуатации по 1997 год включительно зафик-

сировано появление трещин на всех рабочих колесах турбин,

количество которых составило 127 штук, в том числе 109 штук на

выходных кромках в месте примыкания лопасти к нижнему ободу

и 18 шт. на входных кромках также в месте примыкания их к

ободу

)

. Как правило, трещина распространяется вдоль примыкания.

Длина трещин составляет 50-495 мм (рис. 3.24, 3.25). Наименьшее

количество трещин за указанный период образовалось на агрегате

№ 6 (3 шт.), и наибольшее на агрегате № 1 (21 шт.). Наиболее

крупные повреждения произошли на агрегате № 10 после наработки

40910 часов. Были зафиксированы две сквозные трещины на

нижнем ободе длиной 1600 и 1700 мм, три трещины на входных

кромках длиной до 300 мм, четыре трещины на выходных кромках,

проникающие в обод. Для ликвидации повреждений пришлось

демонтировать агрегат с выемом рабочего колеса. После этого

ремонта агрегат проработал 4555 час. (или 45465 с начала эксп-

луатации) и при очередном осмотре РК была вновь обнаружена

сквозная трещина на ободе длиной 540 мм, а также трещины на

выходной и входной кромках лопастей.

Рис. 3.24 Трещина сквозная на входной кромке рабочего колеса турбины

№ 10 длиной 495 мм после наработки агрегата 24559 часов

)

Здесь не приводятся случаи образования трещин на входных кромках, вызванных технологией установки на

лопастях разного рода “наделок” и трубопроводов для подачи воздуха в зону РК по рекомендации завода с целью

снижения кавитационной эрозии. Трещинообразование на входных кромках по этой причине прекратилось после

ликвидации упомянутых устройств.