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

Рис. 3.25 Вылом части лопасти 265х270 мм на рабочем колесе агрегата № 4 после наработки 58067 часов

Ремонт места повреждения производится по технологии, разработанной заводом, путем разделки и заварки трещин никеле- и хромосодержащими электродами с последующим поверхностнопластическим деформированием металла в околошовной зоне с помощью пневмомолотков (наклёп), т.е. устраняется не причина трещинообразования. Завод не высказал однозначной позиции о причинах явления.

На графике (рис. 3.26) представлена зависимость трещинообразования (нарастающим итогом) от числа часов наработки агрегатов. Совершенно очевидно, что интенсивное трещинообразование приходится на период работы агрегатов на расчетных напорах (см. также таблицу 46б). Кроме того, анализ показал, что в этот период агрегаты работали в оптимальной зоне эксплуатационной характеристики.

239

Рис. 3.26 График трещинообразования на лопастях турбин Саяно-Шушенской ГЭС в зависимости от числа часов работы

Из графика не явствует, что складывается какая-либо тенденция – к затуханию или к продолжению роста трещинообразования. На некоторых агрегатах как бы намечается снижение этого явления, а на других этого не заметно. Анализ показал, что появление трещин достаточно хаотично по отношению к номерам лопастей. На некоторых лопастях тем не менее возникновение трещин было неоднократным. Так, на агрегате № 1 на лопастях № 2, 3 трещины образовывались дважды, а на лопастях № 4, 7 три раза. На агрегате № 2 на лопастях № 15 и 16 трещины образовывались 4 раза. На агрегате № 7 на лопасти № 12 трещины образовывались 5 раз. На других агрегатах в подавляющем большинстве лопастей трещины образовывались однажды, а на многих лопастях не возникали вообще. На 160 лопастей всех 10 рабочих колес приходится 18 лопастей, на которых возникали трещины 2 и более раз, на 49 по одной трещине. Ни разу не возникали трещины на 93 лопастях. Такой разброс, скорее всего, указывает на недостатки в технологии изготовления рабочих колес и невысокую геометрическую точность изготовления лопастной системы.

Явление трещинообразования вступает в противоречие с существовавшей до сих пор точкой зрения о том, что в зоне максимального КПД создается наиболее благоприятный режим для тур-

240

бины. Последующие исследования [85] показали, что на рабочее колесо действуют высокочастотные динамические нагрузки, вызываемые срывом вихрей Кармана с выходных кромок лопастей. Кроме того, в местах стыка выходных кромок лопастей с нижним ободом имеются достаточно высокие уровни остаточных напряжений.

Были проведены натурные испытания на рабочем колесе № 6, имеющем наименьшее образование трещин, и на рабочем колесе № 10, которое из числа наиболее неблагоприятных по изучаемому явлению. Значительное участие в исследованиях принадлежит лаборатории технической диагностики Саяно-Шушенской ГЭС (А. А. Клюкач).

В спектре вибраций опорных узлов (по виброскорости) получены высокочастотные составляющие (230-330 Гц). Это свидетельствует, что рабочее колесо подвержено воздействию вихрей Кармана, образующихся на выходных кромках лопастей (по расчетным данным, действие вихрей Кармана на рабочее колесо на исследуемом напоре должно появляться в частотном диапазоне 210-330 Гц). Все прежние исследования завода ограничивались изучением гидродинамических воздействий в диапазонах частот: 2,4 Гц – оборотная, 4,8-12,0 Гц – определяемые формой зазора нижнего лабиринтного уплотнения, 38 Гц – лопаточная частота.

Уровень виброскоростей на агрегате № 10 в диапазоне частот 230-330 Гц выше, чем на агрегате № 6, где РК менее подвержено трещинообразованию.

По сравнению с данными, полученными при напоре 175 м, уровень высокочастотных колебаний для исследуемого напора 213 м оказался заметно выше. Это свидетельствует о росте динамических нагрузок с повышением напора, связанном с вихрями Кармана.

Были впервые обнаружены высокочастотные колебания 90-160 Гц, которые регистрируются на лопатках НА, что также, повидимому, связано с отрывом вихрей Кармана с выходных кромок лопаток.

На лопастях рабочих колес, не имевших трещин, были измерены напряжения вблизи обода на рабочей поверхности лопастей. Разброс напряжений очень большой: от +220 МПа до -300 МПа. Это может свидетельствовать лишь о том, что в технологии изготовления РК не задавалось каких-либо критериев по величине остаточных напряжений, не говоря уже о контроле их. Остаточные напряжения в зоне сварных швов, безусловно, имеют значение в механизме образования трещин.

Таким образом, массовое трещинообразование на лопастях рабочих колес турбин Саяно-Шушенской ГЭС является следствием того, что на стадии предпроектной работы не были проведены в

241

необходимой мере расчетные и экспериментальные исследования, на основе которых должны были бы последовать соответствующие конструкторские разработки, направленные на подавление причин трещинообразования. И это несмотря на то, что в предпроектный период явление трещинообразования на рабочих колесах и у нас и за рубежом было уже достаточно известно. Давно и хорошо было известно и о работах Кармана.

Преодолевать проблему трещинообразования предстоит уже в период эксплуатации ГЭС, исходя из тех исследований, которые проведены в последнее время. Из них следует, что агрегаты отличаются друг от друга по действующим на них высокочастотным динамическим нагрузкам. Кроме того, эти нагрузки зависят от режима работы турбины. Это должно быть основой для конструкторских решений завода по подавлению опасных высокочастотных гидродинамических нагрузок на лопастную систему рабочих колес.

3.3 Испытания гидротурбины на повышенной мощности

Представляет большой интерес проведение эксперимента по определению запаса мощности в гидротурбинах Саяно-Шушенской ГЭС и возможность его использования в определённых случаях крайнего дефицита мощности в энергосистеме. В опытах производились измерения вибрации агрегата, а также всех параметров, характеризующих гидравлический режим турбины. Схемы расходомерного створа турбины для измерения энергетических характеристик и пульсаций давления, а также вибраций агрегата, представлены на рисунке 3.27.

При проведении испытаний колебания уровней ВБ и НБ не выходили за пределы + 0,2 м. Коэффициент мощности генератора поддерживался близким к единице путём регулирования реактивной нагрузки. Энергетические и вибрационные характеристики, полученные при испытании агрегата № 10, приведены на рисунке 3.28 и в таблице 47.

Проведенными испытаниями были вновь подтверждены характерные зоны гидравлического режима в проточной части турби-

ны – I, II, III (рис. 3.29).

Характер гидравлического режима в I, II, III зонах был тот же, что и при испытаниях работы турбин с расчетным номинальным напором. Наиболее спокойная работа турбины была в зоне III. Жгут под рабочим колесом исчезает, уровень вибраций снижается, минимальный уровень динамических процессов зафиксирован в зоне оптимального значения КПД и соответствует диапазону нагрузки

242

623-685 МВт. При данных испытаниях представляли интерес исследования IV зоны с целью определения допустимости работы турбины с повышенной нагрузкой.

Рис. 3.27 а) Схема водомерного створа турбины

1, 2, 3, 4, 5 – пьезометры

б) Схема установки приборов для измерения вибрации агрегата

ибиения вала турбины

1– датчик измерения вертикальной вибрации; 2 – датчики измерения радиальной и тангенциальной вибраций генераторного подшипника; 3 – тензобалочка на специальном

кронштейне для измерения биений вала; 4 – датчик для измерения вертикальной вибрации опоры подпятника; 5 – датчик для измерения вертикальной вибрации турбинного подшипника; 6 – датчики для измерения радиальной и тангенциальной вибрации турбинного

подшипника

При открытии направляющего аппарата 92% была получена мощность по генератору 741,5 МВт (752,4 МВт по турбине). Гаран-

243

тированная мощность по турбине на основании модельных исследований при этих напоре и открытии НА составляет 735 МВт, т.е. имеется запас ~ 17 МВт.

Рис. 3.28 Механические характеристики, полученные при испытаниях агрегата № 10, и зависимость условного коэффициента полезного действия турбины от мощности

1 – пульсация в отсасывающей трубе; 2 – пульсация в спиральной камере; 3 – биение вала; 4 – натурный КПД турбины; 5 – модельный КПД турбины; 6 – вертикальная вибрация подшипника; 7 – вертикальная вибрация опоры подпятника

Однако в зоне IV при увеличении нагрузки с открытием НА более 93% происходит резкое увеличение пульсаций давления в спиральной камере, двойная амплитуда их возрастает с 6 до 30 м.в.ст., а во входном сечении с 3,5 до 13 м.в.ст. Уровень пульсаций давления в отсасывающей трубе возрастает с 2 до 6 м.в.ст. Сильно возрастают вертикальные вибрации опорных частей. Вертикальная вибрация опоры подпятника увеличилась с 150 до 570 мкм, крышки турбины у направляющего подшипника со 100 до 1000 мкм, генераторного подшипника с 30 до 65 мкм (рис. 3.28). Колебания мощности на шинах генератора увеличились с 8 до 58 МВт (рис. 3.30).

244

Таблица 47. Энергетические характеристики, полученные при испытании агрегата N10 при Нбр = 215,72 м и высоте отсасывания Нs = - 10,3 м

Основная частота пульсаций давления в проточной части составляла 1,39-1,45 Гц и сильно отличалась от других (лопастной, оборотной). Частота вращения кавитационного жгута за рабочим колесом составляла 0,4-0,6 Гц.

Рис. 3.30 Колебания мощности на шинах генератора при испытаниях турбины с повышенной мощностью при напоре брутто 215,7 м

Учитывая сильную нестационарность гидравлического режима в зоне IV, опыт в максимальном диапазоне нагрузок был произведен путём плавного и непрерывного изменения мощности агрегата в течение лишь 44 секунд, воздействием на открытие-закрытие направляющего аппарата, с постоянной записью на осциллографе вибраций и пульсаций давления. На рисунке 3.31 представлена

245

246

выкопировка из осциллограммы, из которой видно очень резкое увеличение контролируемых параметров в диапазоне 740-750 МВт. Величина амплитуды колебательного процесса значительно превзошла ожидаемую. Предположений о таком явлении в период модельных исследований не возникало. Это ещё один пример недостаточной изученности факторов, которые возникают в связи с созданием сверхмощных гидротурбин на большие напоры. Предполагается, что причиной резкого возрастания нестационарных гидравлических процессов в проточной части турбин является гидроакустический резонанс, который возникает при совпадении частот колебаний оси кавитационного жгута с собственной частотой упругих колебаний воды в напорном водоводе. Впервые в 1993 г. опубликовано теоретическое описание этого явления в работе В. Л. Окулова, СО АН РАН, в частности, оно рассмотрено применительно ко всей напорно-проточной системе высоконапорного гидроэнергоблока.

Натурные испытания по выявлению запаса мощности гидротурбин Саяно-Шушенской ГЭС показали не только опасность попадания в разрушительный для турбины режим в зоне IV, если не выдерживать заданных ограничений, но и то, что произойдёт резкое увеличение кавитационной эрозии. Потери металла на одну турбину при этом могут превзойти 87 кг – величину, которая международной энергетической комиссией (МЭК) рекомендуется, как предельная. Наряду с этим, по расчётам, выполненным на основе эксперимента, и усталостные повреждения лопастей рабочих колёс возникнут раньше гарантированного 30-летнего срока их службы. Остальные детали гидротурбины, в том числе вал, фланцевые соединения, крышка, с точки зрения прочности могут служить достаточно надёжно и при повышенной мощности.

При сбросах повышенной нагрузки переходный процесс отличался от расчетного. На рисунке 3.32 представлены изменения частоты вращения агрегата, давления и пульсаций в отсасывающей трубе и спиральной камере при сбросе нагрузки 671 МВт и действующем напоре нетто 204,5 м.

На основании сравнения данных эксперимента и расчетных величин были получены поправочные коэффициенты, с помощью которых заводом был составлен расчет переходных процессов для прогнозируемого случая сброса максимально возможной нагрузки 755 МВт при напоре нетто 220 м с целью оценки выданных заказчику гарантий регулирования турбины. На рисунке 3.33 представлены результаты этого расчета.

На основе проведенных экспериментов по сбросу повышенной, по сравнению с номинальной, нагрузки получено, что в разрешенном диапазоне работы турбин в момент сброса нагрузки от влияния

247

гидравлического удара повышение давления в спиральной камере превышает расчетное на 15%. В спиральной камере и отсасывающей трубе имеет место пульсация давления. При сбросе максимально возможной нагрузки 755 МВт повышение давления в спиральной камере с учетом пульсационной составляющей достигнет 36,5 м, а максимальное значение давления в спиральной камере составит 267 м (допустимое 285 м). Максимальное повышение частоты вращения ротора составит 52% (60% по гарантиям), т.е. с точки зрения выданных гарантий регулирования эксплуатация турбин обеспечивается с максимально возможной нагрузкой 755 МВт при максимальном напоре с заданным законом закрытия НА в течение 19 с.

Рис. 3.32 Изменение параметров, характеризующих гарантии регулирования турбины и переходные процессы при сбросе нагрузки 671 МВт и напоре нетто 204,5 мм

– кривые, полученные в опыте сброса нагрузки;

– расчетные кривые;

1 – ход сервомоторов на закрытие НА; 2 – потери напора в водоводе турбины; 3 – превышение частоты вращения над номинальной; 4 – относительное изменение давления в напорной части водовода; 5 – изменение давления под рабочим колесом;

6 – давление и его низкочастотная пульсация в спиральной камере

Всесторонний анализ комплекса натурных и расчетных исследований показал, что, несмотря на имеющийся запас мощности и обеспеченности гарантий регулирования при максимальной нагрузке, режим работы гидротурбин должен быть установлен только в пределах допустимых зон, которые были выявлены на основе модельных

248