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

Уточнена расчетная сейсмичность района расположения гидростанции, которая в настоящее время составляет 8 баллов по 12-балльной шкале.

Расчету на сейсмостойкость плотины предшествовали натурные исследования прочности бетона, которые показали высокий её уровень. Так, для основных марок бетона М-200 и М-300 средняя фактическая прочность, определенная на основании испытания кернов, составляет 37,2 и 44,9 МПа соответственно. На основании испытаний кернов и ультразвукового каротажа была установлена и величина динамического модуля упругости, которая в расчетах принята равной 46000 МПа против ранее принятой 38400 МПа.

С учетом всего этого расчеты показали, что сейсмостойкость плотины при воздействии максимального расчетного землетрясения обеспечивается в соответствии с современными нормами, применяемыми к строительству гидротехнических сооружений в сейсмических районах.

Для проверки достоверности расчетных частот и форм собственных колебаний плотины были проведены натурные динамические её испытания (динамическое тестирование) с помощью вибромашины, укрепляемой на гребне. Она вызывала вынужденные колебания плотины. Вибромашина создавала горизонтальную нагрузку гармонического вида с плавным перекрытием диапазона частот 0,5-150 Гц при максимально допустимой нагрузке 3000 кН. В опыте максимальная амплитуда нагрузки составляла 18-1158 кН, что вполне достаточно для определения резонансных частот плотины. Полученные динамические характеристики плотины характеризуют ее состояние. Подобные испытания, широко распространенные за рубежом, крайне редко применяются в отечественной практике, в основном изза организационных и финансовых трудностей.

Задача службы эксплуатации этим не ограничивается, поскольку необходимо знать последствия от сравнительно слабых, но систематических динамических воздействий, например, мощность потока, действующая на водобойный колодец при пропуске больших половодий, составляет более 25 млн. кВт, что особенно важно учитывать в связи с тем, что плотина будет стареть.

Существенным мероприятием является разработка дополнительных надежных водосбросов по способу гашения энергии потока на быстротоке за счет простоты их конструкции со скоростями, исключающими кавитационную эрозию. Это позволит разгрузить основной водосбросной тракт и перевести его в щадящий режим, а также создать благоприятные условия для НДС системы “плотина – основание” даже при поверочном притоке обеспеченностью 0,01%.

539

Проводя комплексный анализ состояния ГТС по натурным и расчетным данным, ЛГТС систематически составляет ежегодный отчет на уровне специализированных научных учреждений с выдачей рекомендаций по ремонту и эксплуатации сооружений и, в определенной мере, с прогнозом их поведения, ставя в ряде случаев ограничительные условия.

Качество и глубина анализа состояния ГТС повышается, поскольку Ленгидропроект и ВНИИГ выступают в настоящее время уже в роли внешних экспертных организаций по выпущенным ЛГТС материалам.

Кроме того, на гидростанции по контрактам периодически работает ряд специалистов из различных научных учреждений в области гидротехники, и они выступают оппонентами по затронутым вопросам, что усиливает качество выпускаемых материалов наблюдений и анализа ГТС.

Более того, приказом РАО “ЕЭС России” образована специальная комиссия экспертов по оценке состояния сооружений СаяноШушенской ГЭС, которая будет работать несколько лет.

Оперативность выпуска информационных и отчетных материалов стала возможной благодаря тому, что по инициативе эксплуатационной организации создана самостоятельная подсистема автоматизированного контроля САК ГТС, которая включает в себя четыре подсистемы контроля: геодезического (САК ГС); напряжен- но-деформированного состояния (САК НДС); фильтрационного (САК ФС); сейсмических событий (САК СС). Подобных автоматизированных систем контроля ГТС у нас в стране пока нет.

Благодаря разработке новых подходов в организации эксплуатации и созданию неординарного структурного подразделения ГЭС удалось обеспечить содержание гидротехнических сооружений на уровне необходимой надежности.

Техническая диагностика оборудования Саяно-Шушенской ГЭС в решении задач контроля за состоянием гидроагрегатов приобрела дальнейшее развитие.

В проекте Саяно-Шушенской ГЭС были изначально хорошо решены проблемы обеспечения надежности гидрогенераторов путем новых конструкторских разработок, применения современных материалов и технологий. Новые конструкторские решения в значительной степени опирались на результаты исследований ЛТД красноярских гидрогенераторов. В частности, изготовление неразрезного сердечника статора, крепление его обмотки, применение немагнитных щек полюсов ротора и ряд других. Развивая начатые исследования на Красноярской ГЭС, службами эксплуатации СаяноШушенской ГЭС совместно с ЛПИ и специалистами завода “Электро-

540

сила” разработан и внедрен новый способ регулирования воднохимического режима охлаждения обмотки статора гидрогенератора на основе ингибиторов коррозии.

В настоящее время разработано достаточно много методов и средств оперативного диагностирования и прогнозирования состояния гидрогенераторов в условиях длительной их эксплуатации. Однако поиск новых путей в диагностике по-прежнему имеет большое значение, поскольку снижение надежности оборудования по мере его старения остается непреложным фактом.

Примером одного из таких путей является исследование ЛТД Саяно-Шушенской ГЭС, направленное на разработку системы, повседневно следящей за механическим состоянием отдельных важных узлов гидроагрегатов.

Эта система должна выдавать информацию о неисправности и, в конечном счете, рекомендацию на остановку агрегата. К сожалению, до настоящего времени в большей части случаев бдительность дежурного персонала и индикатор часового типа остаются основным защитным средством контроля механического состояния агрегатов на большинстве ГЭС России.

ЛТД предпринимались неоднократные попытки внедрить современные средства виброметрии и на их основе осуществлять постоянный контроль за механическим состоянием агрегатов, чтобы при превышении уровня вибрации получать предупредительный сигнал. Однако низкий уровень точности, узость частотной полосы, отсутствие развернутого спектра частот диагностируемого сигнала, низкая надежность аппаратуры не приводили к практическому положительному результату. Не дали результата и попытки выполнить контроль аналогично электрическим защитам. В узкое понятие уставки электрической защиты оказалось невозможно вместить ряд зависимостей вибрации от механического состояния агрегата, напора, режима работы, нагрузки и др.

Только развитие виброметрии и появление на рынке аппаратуры для контроля вибрации с анализаторами спектра на базе ПЭВМ позволило получить средство контроля как механического состояния агрегатов, так и нахождения дефектов.

Структурная схема передвижной виброизмерительной установки ЛТД Саяно-Шушенской ГЭС показана на рисунке 7.22. Датчиками вибрации (ДВ) служат пьезоакселерометры. В одноканальном приборе сигнал усиливается и при необходимости дважды интегрируется. Предусмотрен фильтр. По необходимости сигнал виброускорения, скорости или перемещения подается на вход устройства согласования с ЭВМ (УСО). Устройство согласования имеет четыре входных аналоговых сигнала. БСД – блок сбора данных, предназ-

541

Рис. 7.22 Структурная схема передвижной виброизмерительной установки Саяно-Шушенской ГЭС

Рис. 7.23 Схема выяснения причины повышенных колебаний ротора гидрогенератора

542

наченный для преобразования аналоговых сигналов в цифровой код и выдачи их в виде оптического сигнала в тракт волоконно-опти- ческого модуля (МВО), который служит для передачи оптического сигнала на расстояние до 300 м. ПМН – приемник-преобразователь – преобразует оптические сигналы в параллельный 19-разрядный код: 12 разрядов информационных, для записи вибрации, 4 разряда для номера канала, 3 разряда резервных. Код поступает в память ПЭВМ через порт, где программно обрабатывается. Результаты обработки информации выводятся на экран дисплея и, по мере необходимости, на печать.

Путем анализа гармонического ряда и спектра частот определяются информационные частоты, по которым составляется алгоритм отыскания дефекта или оценка состояния узла агрегата. Схема выяснения причин повышения оборотного биения ротора одного из гидрогенераторов по отношению к предыдущим замерам показана на рисунке 7.23.

Частоту f0= nн/60 Гц принято называть оборотной. Где nн – номинальная частота вращения, 1/мин. Так, для агрегата СаяноШушенской ГЭС f0=2,38 Гц. Осциллограмма колебания корпуса подшипника с повышенной оборотной частотой показана на рисунке 7.24. Эта осциллограмма, так же как и другие, рассматриваемые ниже, получена с датчика вибрации, установленного на генераторном подшипнике в радиальном направлении. На рисунке 7.25 представлен амплитудный спектр колебательного процесса, показанного на рис. 7.24. Максимальная амплитуда сосредоточена в полосе оборотной частоты.

Рис. 7.24 Осциллограмма колебания корпуса подшипника

Одним из напряженных в механическом отношении узлов гидрогенератора является ротор. Наиболее механически нагруженным узлом ротора является обод. Обод шихтован из сегментов и стянут в вертикальном направлении шпильками. Между ободом и

543

Рис. 7.25 Амплитудный спектр колебательного процесса, показанного на рис. 7.24. Максимальная амплитуда сосредоточена в полосе оборотной частоты

спицами создается радиальный натяг. Величину натяга выбирают путем расчета так, чтобы разъединительная частота вращения, при которой между ободом и спицами начинает образовываться зазор, была, как правило, не ниже 150% от номинальной частоты вращения, что происходит обычно при сбросе номинальной нагрузки агрегата.

По мере старения генератора под воздействием центробежных сил на полюсы и обод ротора происходит обмятие краев отверстий в сегментах, через которые проходят стяжные шпильки. Возможные нарушения технологии сборки ротора создают механический небаланс, а, следовательно, и силу одностороннего тяжения, которая еще больше усугубляет этот процесс. К таким нарушениям технологии сборки в основном относятся укладка в одно элементарное кольцо обода разных по весу сегментов и неудачное расположение отличающихся по весу полюсов роторов. Увеличение отверстий в сегментах обода приводит к потере его жесткости, смещению обода и, как следствие, появлению на ранее сбалансированном роторе механического небаланса.

Характерным диагностическим признаком этого дефекта считается прямолинейная зависимость амплитуды оборотной вибрации от квадрата частоты вращения. Дефект устраняется балансировкой ротора. На рисунке 7.26 показана зависимость размаха оборотной вибрации от квадрата частоты вращения (в относительных единицах) ротора гидрогенератора № 4 Саяно-Шушенской ГЭС. Балансировкой оборотная составляющая вибрации уменьшена в 6 раз.

544

Рис. 7.26 Зависимость размаха оборотной вибрации от квадрата частоты вращения ротора генератора № 4

Для балансировки ротора ЛТД реализован с помощью передвижной установки метод динамической балансировки жестких роторов при их равномерном вращении с n = nн в собственных подшипниках с использованием генератора опорных импульсов (отметчика), предложенный в [105]. Использование ПЭВМ в схеме балансировки позволило повысить точность метода, автоматизировать процесс обработки данных. Результаты обработки выдаются в виде графического изображения (рис. 7.27), где показаны фазы расположения максимума, минимума амплитуды биения, соответствующие “легкой” и “тяжелой” точкам на роторе относительно опорного импульса.

Рис. 7.27 Осциллограмма, позволяющая определить “тяжелую” точку ротора

1 – колебания корпуса подшипника – синусоида с частотой, равной оборотной частоте агрегата; 2 – метка на роторе (опорный импульс); Т – расположение тяжелой точки на полюсе № 28; Л – расположение “легкой” точки на полюсе № 7

545

Ориентировочная масса груза, которая изменит уровень вибрации при балансировке первого генератора, определялась по формуле [53].

P = (0,5-2,5) ,

где Р – масса пробного груза, кг; G – масса ротора генератора, кг; r – радиус крепления пробного груза, м; n – частота вращения агрегата, об/мин.

На следующих генераторах, с учетом первой балансировки, окончательная масса определяется по формуле:

Р = Аmax. dА,

где Р – масса груза, кг; Аmax – амплитуда вибрации до установки груза; dА – удельная масса груза на единицу вибрации, кг/мкм, полученная при первой балансировке ротора:

dA = Р1/(Amax1- Amin1) = 2 кг/мкм,

где Amax1 – максимальная амплитуда вибрации до первой балансировки ротора; Amin1 – минимальная амплитуда вибрации после первой балансировки ротора; P1 – уравновешивающий груз, полученный в результате первой балансировки ротора.

При балансировке роторов гидрогенераторов на Саяно-Шу- шенской ГЭС компенсирующий вес груза составлял от 90 до 280 кН. При этом оборотная составляющая вибрации генераторного подшипника в радиальном направлении сокращалась от 2,5 до 6 раз.

Важно отметить (на примере агрегатов № 3 и № 9), что при радиальной оборотной вибрации 180 мкм и выше баббитовое покрытие сегментов генераторного подшипника не выдерживает межремонтного периода и выкрашивается. При вибрации ниже 180 мкм повреждений не было. Допустимая нагрузка на генераторный подшипник, рассчитанная для номинальной частоты вращения по [53], составляет 1,8 МН. Центробежная сила механического и магнитного небаланса, рассчитанная с помощью параметра dA, соответствующая вибрации 180 мкм, равна 0,6 МН.

На гидрогенераторах Саяно-Шушенской ГЭС вибросостояние турбинного подшипника после балансировки ротора, как правило, улучшалось. Но воздействие гидродинамического небаланса оставалось, и при анализе причин биений ротора это необходимо учитывать.

После балансировки величина полученного вектора оборотной вибрации, его фаза относительно опорного импульса замеряются на основных режимах работы агрегата, берутся на контроль и запоминаются в базе данных. Все последующие измерения сопоставляются с этим результатом.

546

Оценить степень ослабления натяга обода ротора, получив информацию с вращающихся частей ротора от средств тензометрии, – достаточно сложная проблема. Поэтому в условиях отсутствия надежных инструментальных методов оценки натяга ЛТД предложено следующее.

Контроль за величиной оборотной вибрации выявляет агрегаты, где ослабление обода ротора привело к критическому снижению величины натяга. Было отмечено, что у генераторов с проектной величиной натяга обода ротора увеличения оборотной вибрации после сброса нагрузки нет, а у агрегатов с ослабленной посадкой обода после сброса номинальной нагрузки наблюдается увеличение оборотной вибрации. При этом фаза вектора не меняется.

Объясняется такое явление следующим образом. На ослабленном ободе ротора разъединительная частота становится ниже расчетной. Обод ротора отделяется от спиц и тяжелая точка обода сдвигает его в своем направлении. Балансировочный груз, установленный на спице, не препятствует этому. На прежнее место обод, потерявший упругость, уже не возвращается. В результате происходит разбалансировка ротора и увеличение оборотной вибрации.

Для гидрогенератора Саяно-Шушенской ГЭС расчетная величина натяга обода ротора на радиус составляет 3,3.10-3 м. Если принять изменение радиуса по центру тяжести обода и полюсов на величину 3.10-3 м, в месте тяжелой точки обода после сброса нагрузки, то масса выдвинувшегося сектора обода ротора составит примерно 230 кг. Для создания силы, соответствующей этой массе, приведенной к точке установки балансировочного груза, необходима масса 300 кг. При балансировках агрегатов получена зависимость изменения оборотной вибрации от устанавливаемого груза dA = 2 кг/мкм. Ожидаемая величина вибрации при появлении небаланса массой 300 кг составляет 150 мкм. Например, при сбросе нагрузки на гидрогенераторах № 7 и 3 произошло увеличение оборотной вибрации на 70,100 мкм. Сопоставление цифр показывает степень ослабления натяга (табл. 97).

Таблица 97. Оборотная вибрация на генераторном подшипнике в радиальном направлении при Р = Рн , n = nн

547

Из таблицы видно, что при останове агрегата воздействие тормозных домкратов на обод устанавливает его на прежнее место. В результате оборотная вибрация уменьшается до величины, предшествующей сбросу нагрузки.

Дефект – ослабление натяга обода ротора – устраняется горячей расклиновкой обода.

Было общепринято устанавливать балансировочный груз на спицы ротора гидрогенератора. При появлении зазора между ободом и спицами такой груз не препятствует сдвигу обода ротора в сторону тяжелой точки при разделительной скорости вращения. Этот недостаток устраняется лишь установкой груза на обод. При этом обеспечивается высокая точность его места расположения – на легкой точке обода, а не на ближайшей от неё спице. Эта разработка ЛТД Саяно-Шушенской ГЭС включена в нормативную ремонтную документацию и успешно реализуется.

По новому вибрационному методу выполнена точная балансировка на шести агрегатах. Максимальное биение валов подшипников генераторов не превышает 120 мкм.

Увеличение оборотной составляющей вибрации может вызвать искривление линии вала. Диагностическими признаками по [105] считаются изменение биения вала и вибрации, не зависящие от частоты вращения ротора генератора. Такой дефект был выявлен на агрегате № 9. Оборотная вибрация увеличилась до 180 мкм. Биение вала до 1500 мкм. При разборке генераторного подшипника обнаружено смятие опорных болтов сегментов, выкрашивание баббита сегментов, повреждение шпилек крепления крышки подшипника. После устранения смещения вала – надставки и балансировки агрегата – оборотная вибрация стабилизировалась.

Следует различать увеличение оборотной вибрации, вызванное увеличением зазора генераторного подшипника. Диагностическим признаком считается увеличение оборотной вибрации на различную величину, выявленную при замерах в двух точках генераторного подшипника, расположенных под углом 900, в радиальном направлении. Различие в замерах достигает 30 мкм. Устраняется этот дефект установкой нормальных зазоров.

На некоторых генераторах наблюдается увеличение оборотной вибрации от магнитного небаланса до 60 мкм при возбуждении генератора и наборе нагрузки. Попытки установить корреляционную зависимость между фазой вектора оборотной вибрации и формами ротора, а также статора, полученными при замерах путем проворота ротора краном, к четким результатам пока не привели. Ответ на эту задачу ЛТД продолжает искать при снятии форм ротора и статора на номинальных оборотах агрегата.

548