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

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, Нбр=136 м; 2 – ГА-2, Нбр=140 м (до балансировки); 3 – ГА-2, Нбр=136 м (после балансировки); 4 – ГА-3, Нбр=138 м; 5 – ГА-3, Нбр=194 м;

6 – ГА-5, Нбр=138 м; 7 – ГА-8, Нбр=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 процессе 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 самоустанавливающихся с приданным им эксцентриситетом 10 мм (рис. 3.17б).

229

Конструкция подшипника с самоустанавливающимися сегментами обеспечила увеличение прочности и плотности соединений крепежных его деталей. После проведенной модернизации не было случаев разрушений модернизированных узлов крепления турбинного 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 Ра=490 МВт, Нбр=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 предписывалось заводской инструкцией, по которой требовалось устанавливать 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 требуется регулировка зазоров в течение 3-4 лет. Длительная практика показала, что резиновые подшипники, с установленными после

230

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 приемлемости 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 реализованном принципе самоустанавливающихся сегментов и сравнительно 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

231

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 автоколебаний и способ их подавления было невозможно). Использование способности к значительным деформациям резинового подшипника было единственно правильным в этих условиях решением. 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 большие напоры проявился и в отказах, связанных с обрывом обтекателя рабочего колеса, который крепится к его верхнему ободу и предназначен 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 исследовались. Обрыв болтов был первопричиной в дальнейшей цепи разрушения крепления обтекателя. Действующие силы так и остались пока не изученными. Эксплуатационники решили проблему 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 эксплуатации не происходило.

Не были готовы к созданию сверхмощной турбины и техно- логи-разработчики подшипников цапф лопаток направляющего аппарата (рис. 3.12). Втулки с антифрикционным стеклоэпоксидным слоем изготавливались методом нанесения антифрикционных полимерных материалов на цапфу-шаблон с очень большой долей ручных операций. После твердения эпоксидных материалов

232

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 материала, наносимого на шаблон, включалась антифрикционная добавка в виде крошки фторопласта с размером частиц 0,3-1,5 мм. Фторопласт 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 недооценкой 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 -370С). В то же время в инструкции на изготовление эпоксидных деталей предусматривается хранение их с температурой не ниже 0 +50С. 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 эпоксидных 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

233

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 сервомотора), 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 увеличению 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 компенсатора из-за существенного увеличения расхода воздуха на поддержание заданного уровня воды под рабочим колесом. Большой расход воздуха не компенсируется производительностью компрессороввоздуходувок. 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.

234

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 зазоров в подшипниках лопаток, трудно осуществлять настройку направляющего аппарата, что приводит к неоправданным трудозатратам – удорожанию эксплуатационных расходов.

Степень стойкости втулок подшипников лопаток НА в зависимости 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. Повреждения произошли на большинстве агрегатов Саяно-Шушенской ГЭС.

Таблица 46а. Количество разрушений втулок подшипников лопаток НА Саяно-Шушенской ГЭС

Повреждение подшипников с таким антифрикционным материалом произошло также на всех трех агрегатах Майнской ГЭС, где он применен в механизме

235

разворота лопастей рабочего колеса. Величина трения в этом механизме на поверхностях скольжения настолько возросла, что привела к поломке механизма. По этой причине все три турбины Майнской ГЭС были переведены в пропеллерный 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 эластомерный 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 использован 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 гидростанции 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 -100С. 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 материалом Тордон работают уже несколько лет в разного рода насосах, перекачивающих как воду, так и масло. Максимальная допустимая температура для трущейся поверхности +600С. 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 трещинообразование 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 своевременной их заварки по технологии завода было выполнено 40 целевых

236

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

№Годы, наработка агрегатов нарастающим итогом (час),

237

С начала эксплуатации по 1997 год включительно зафиксировано 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 эксплуатации) 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.

238