Книги / Из опыта создания и освоения Красноярской и Саяно-Шушенской ГЭС. Брызгалов В.И. 1998 г

Рис. 3.6 Характерные зоны работы турбин со сменными и штатными рабочими колесами

- линия ограничения. Зоны для сменных РК: 1 - разрешенная; 2 - запрещенная; 3 - рекомендована для длительной работы. Зоны для штатных РК: I - разрешенная;

II- запрещенная; III - рекомендована для длительной работы. 4 - линия ограничения, полученная по модельным исследованиям; 5 - линия ограничения, полученная по

натурным испытаниям

Атмосферный воздух засасывался под рабочее колесо в небольших количествах и не оказывал заметного влияния на изменение энергетических и гидродинамических характеристик гидроагрегатов.

Как сказано было выше, готовящаяся пусковая схема для ввода первого гидроагрегата со штатным рабочим колесом (станционный № 3) претерпела существенное изменение и поставила эксплуатационную организацию перед необходимостью поиска путей подавления неблагоприятного гидродинамического воздействия на агрегат в условиях работы с напором брутто 100 м (51,5% от расчётного). Были организованы модельные исследования, соответствующие натурным условиям работы штатного гидроагрегата с напорами 95-140 м. В частности, возникло предложение проверить и на модели, и в натуре эффективность установки под рабочим колесом специальной крестовины для дробления мощного парогазового вихря и таким путём снизить величину пульсаций давления в проточной части.

209

210

Рис

. 3.7

Крестовина

,установленная

Первые исследования в натуре с трехлучевой крестовиной при напоре 90 м были проведены на турбине № 2, имеющей сменное рабочее колесо. Результаты испытаний при одинаковом напоре одинаковых турбин № 1 без крестовины и № 2 с крестовиной показали, что в нерабочих зонах у турбины № 2 пульсации давления под рабочим колесом снизились в 1,5 раза и соответственно уменьшилась вибрация опорных частей, т.е. влияние крестовины было очевидным в зоне неустойчивого потока. Наряду с этим, в эксплуатационной зоне 3 наличие крестовины приводило к некоторому увеличению пульсаций под рабочим колесом и соответствующему росту вибраций агрегата, т.е. для турбин со сменными рабочими колесами, работающими при расчётном для них напоре, крестовина в разрешенном диапазоне использования турбин эффекта не принесла, поэтому в дальнейшем крестовина на турбине № 2 была демонтирована.

Модельные исследования, соответствующие ожидаемым условиям первого этапа эксплуатации гидротурбины со штатным рабочим колесом (станц. № 3), показали, во-первых, что наилучшей по эффективности является шестилучевая крестовина (рис. 3.7) c ребрами на облицовке конуса отсасывающей трубы, во-вторых, что при наличии такой крестовины во всем диапазоне напоров 100-140 м следовало ожидать снижения пульсаций давления, и в-третьих, что по мере увеличения напора влияние крестовины снизится. Так, при напоре 100 м пульсации давления снизились в 2-2,5 раза, а при напоре 140 м в 1,5 раза.

В реальных условиях к пуску агрегата № 3 со штатным рабочим колесом крестовина не была смонтирована. Натурные испытания турбины сразу же после пуска при напоре 100 м показали, что пульсация давления значительна во всем диапазоне открытия НА и достигает в области максимальной мощности в отсасывающей трубе 0,37 МПа, в спиральной камере 0,2 МПа; радиальная вибрация корпуса турбинного подшипника достигала при ударах 2000 мкм, биение вала – 0,9 мм (рис. 3.8). Основная

частота пульсации в отсасывающей трубе определялась кавитационным жгутом и составляла 0,5-0,75 Гц. Кроме того, там возникали мощные удары, связанные с отрывом потока в области рабочего колеса. На основании результатов натурных испытаний работа агрегата была запрещена во всём диапазоне открытий НА до проверки возможности его эксплуатации при установленной крестовине за рабочим колесом.

Натурные испытания этой турбины с шестилучевой крестовиной при напоре 98,5 м показали, что пульсация давления в отсасывающей трубе и спиральной камере в разрешенном для длительной работы диапазоне снизились в 1,5-2 раза и составили

211

0,12-0,14 МПа; максимальная вертикальная вибрация опорных частей у турбинного подшипника составляла 200-270 мкм, радиальная его вибрация – 110 мкм, биение вала – 0,7 мм. Крестовина

Рис. 3.8 Зависимость размаха пульсаций давления от хода промежуточного сервомотора: а) в отсасывающей трубе; б) в спиральной камере турбины №3

- с крестовиной под рабочим колесом; - без крестовины под ним

212

предотвратила образование центрального жгута под рабочим колесом, поэтому исчезли пульсации давления с вихревой частотой 0,5-0,75 Гц, а определяющей стала пульсация с частотой 12-15 Гц, кратной числу лучей крестовины. На рисунке 3.8 видна существенная разница измеренных величин пульсаций и вибраций на турбине, работавшей без крестовины и с крестовиной.

При увеличении напора величина пульсации давления снизилась, причем в значительной мере в спиральной камере. С дальнейшим ростом напора динамические характеристики турбины продолжали улучшаться. При достижении напора до 150 м использование крестовин стало нецелесообразным, поскольку существенного влияния их на улучшение гидравлического режима в проточной части уже не было, а длительную механическую устойчивость крепления крестовин при воздействии на них сильной вибрации от мощного турбулентного потока обеспечить было нельзя. Так, на агрегатах №№ 3-6, где были установлены крестовины, их разрушение произошло приблизительно через 2,5÷22 тыс. часов работы агрегатов (табл. 43).

Таблица 43. Продолжительность работы агрегатов с крестовинами, установленными под рабочим колесом турбины

С приближением напора к минимальному расчётному для турбин со штатным РК натурные исследования позволили также выделить три характерных режима их эксплуатации (рис. 3.6). Зона I также не рекомендовалась для использования из-за низкого значения КПД; зона II была запрещена для длительной работы, её также рекомендовалось проходить при изменении нагрузки на агрегате достаточно быстро; в зоне III разрешалась работа без каких-либо

213

ограничений, поскольку в этом диапазоне нагрузки был наиболее благоприятный гидравлический и вибрационный режим.

Особенностью явилось то, что при напорах от 120 до 170 м было введено большее ограничение максимальной мощности, чем по заводским предположениям. Появление новой линии ограничения мощности было вызвано необходимостью отстройки от резко возраставшего кавитационного шума в проточной части турбины. При напоре 175 м и выше, близком к минимальному расчётному, линия ограничения мощности по признаку кавитационного шума совпала с заводской. Здесь, так же как и на Красноярской ГЭС, для определения порога щадящего режима работы агрегатов – кавитационный шум был принят как оценочный показатель при натурных исследованиях турбин.

На основе натурных исследований было установлено, что в диапазоне работы турбин при расчётных напорах мощность их на линии ограничения выше, чем по заводским предположениям ( табл. 44).

Таблица 44. Мощностные характеристики гидротурбин станц. №№ 3, 4, 7, 8 со штатными рабочими колесами

Испытания показали, что оптимум натурной эксплуатационной характеристики смещён в сторону большей мощности, нежели на заводской, построенной на основе модельных исследований (рис. 3.9), т.е. у линии ограничения турбины работают с величиной КПД выше, чем предполагалось. Максимальное его значение, полученное на основе натурных испытаний, составляет 95,8%, что соответствует заводским предположениям.

214

Рис. 3.9 Эксплуатационная характеристика

– эксплуатационная характеристика, построенная на основе модельных испытаний;

– эксплуатационная характеристика, построенная на основе натурных испытаний;

– линия ограничения, полученная при натурных испытаниях агрегатов №№ 4, 7, 8;

– линия ограничения по модельным испытаниям

3.2 Доводка гидротурбин

На Красноярской ГЭС в период освоения не было повреждений гидротурбин, способных вызвать их непредвиденную аварийную остановку.

Доводка турбин сводилась к модернизации их отдельных узлов. Эти работы укладывались по срокам в календарные графики профилактических работ и не вызывали простоев агрегатов.

К числу наиболее существенных мероприятий следует отнести постепенную замену на двух гидротурбинах противоэрозионного защитного слоя на лопастях рабочих колёс, выполненного на заводе путём приварки листовых полос из нержавеющей стали. Эта конструкция под воздействием пульсаций давления из-за неплотного

215

прилегания полос к телу лопасти работает в режиме мембраны, в результате чего возникают усталостные трещины и происходит обрыв полос. Ремонт повреждённых мест листовым материалом по опыту других ГЭС показал, что вновь прикреплённые листы также отрываются. Когда дефектный участок заплавляется электросваркой, то на стыке с уцелевшей частью облицовки под воздействием пульсирующего потока возникают трещины и облицовка также отрывается. Поэтому постепенно по мере отрыва облицовки место её расположения заменялось наплавкой нержавеющими электродами сплошного слоя металла, с последующей шлифовкой его поверхности.

За многие годы последующей эксплуатации в местах наибольшего воздействия кавитации на тыльной стороне лопастей произведена наплавка.

Завод, по мере изготовления рабочих колес, совершенствовал технологию их изготовления, и, в частности, был найден надёжный способ противокавитационного покрытия лопастей методом прикрепления облицовки с помощью импульса высоких энергий (метод взрыва). Таким способом были облицованы лопасти РК на трех турбинах полностью и по одной лопасти ещё на других трех турбинах. Опыт последующей эксплуатации подтвердил, что этот метод хорошо зарекомендовал себя.

Другим важным мероприятием была замена одного из сдвоенных цилиндров сервомоторов направляющих аппаратов. Были установлены цилиндры с увеличенным диаметром 750 вместо 650 мм. Это позволило обеспечить необходимый запас перестановочного усилия сервомоторов при максимальном напоре и любой величине открытия направляющего аппарата, чего нельзя было гарантировать прежде.

Заслуживает внимания модернизация клапанов впуска воздуха в область рабочего колеса турбины. Это является также примером творческой деятельности эксплуатационной организации в повышении эффективности использования гидроагрегатов в энергосистеме.

При работе агрегата в режиме синхронного компенсатора (СК) с отжатием воды из зоны рабочего колеса конец полого вала, через который поступает воздух в область рабочего колеса, должен быть закрыт, а в генераторном режиме из-за необходимости снижения пульсаций давления в проточной части турбины клапан должен быть открыт. Это требование вынуждает проектировать специальный привод для обеспечения открытия-закрытия клапана, устраивать сигнализацию, контролирующую его положение, блокировать перемещение клапана в зависимости от режима (СК или генераторный), разрабатывать автоматику дистанционного управления клапаном. Такими устройствами были оснащены клапаны впуска

216

воздуха на турбинах Красноярской ГЭС. Они имели достаточно сложный пневмомеханический привод, который был оснащен подшипниковыми и стопорными устройствами с блокировкой, так как клапан, закрывая отверстие вала, в режиме СК должен вращаться с ним и одновременно удерживаться в закрытом состоянии. Надёжность клапанов была низкой, настройка сложной, возникали постоянные сбои при переводе генератора в режим СК. Клапаны неплотно прилегали к торцу вала из-за перекосов, не хватало усилия для надёжного примыкания клапана к валу. Часто клапаны в генераторном режиме самопроизвольно закрывались, срываясь со стопорного устройства из-за интенсивного засасывания воздуха в область рабочего колеса. Открыть клапан в таком режиме из-за присоса его, как правило, не удавалось, поэтому приходилось менять нагрузку турбины, переходя в другой диапазон её работы. На одном из агрегатов, работающем в режиме СК с отжатой водой из камеры рабочего колеса, стопорное устройство клапана отказало, он открылся – и огромная масса воды обрушилась через открытый вал на работающий генератор, в результате чего он был аварийно отключен от сети. По этой причине перевод в режим СК был запрещён.

Эксплуатационниками совместно с заводом была разработана новая конструкция клапана, основанная на известном принципе действия обратного клапана, не имеющая никаких приводных устройств. Новый клапан представляет собой конструкцию, жестко закрепленную на торце вала с многослойными резиновыми дисками, способными впускать или отсекать воздух в зависимости от условий в области рабочего колеса (вакуум, давление, рис. 3.10). При всасывании воздуха возникает недопустимо сильный звук (свист), поэтому для его гашения в цилиндрическую часть воздуховода клапана засыпана металлическая стружка. Многолетняя эксплуатация показала, что клапан надёжен и прост в обслуживании. Ни одного нарушения при работе агрегата в режиме СК, переводе из одного режима в другой, а также в генераторном режиме за всё время эксплуатации не было; надёжность ГЭС в энергосистеме существенно возросла.

Опыт освоения гидротурбин Красноярской ГЭС не был в полной мере использован при создании Саяно-Шушенской ГЭС.

Не было принято во внимание при разработке пусковых схем, что создание проточной части Саяно-Шушенской гидротурбины было одной из самых сложных задач, учитывая, что диапазон напоров 170-220 м для крупных турбин был практически ещё не освоен ни в отечественном, ни в мировом гидротурбостроении [75].

Гидротурбины Саяно-Шушенской ГЭС, со штатными РК, не имея себе равных в мировом гидротурбостроении по сочетанию напора и единичной мощности, в период освоения испытывали (первые

217

Рис. 3.10 Схема клапана впуска воздуха под рабочее колесо турбины

четыре агрегата) достаточно сильное вибрационное воздействие изза работы с нерасчетными напорами. В результате на ряде узлов усталостная прочность оказалась недостаточной. Вместе с тем, выявились дефекты, связанные с недостаточной предварительной натурной изученностью отдельных явлений и новых конструктор-

218