Повышение усталостной прочности новых конструкций рабочих колес поворотно-лопастных гидротурбин
Детали механизма поворота лопастей поворотно-лопастных гидротурбин подвергаются воздействию переменных усилий, возникающих в связи с изменениями давления в полостях сервомотора рабочего колеса. Эти изменения давления определяются характером нагрузки в системе потребления электроэнергии и зависят, с одной стороны, от ее мощности, с другой,— от чувствительности системы регулирования гидроагрегата.
Впервые измерения пульсаций давления в полостях сервомотора рабочего колеса были проведены сотрудниками ПО «Ленинградский металлический завод» на Верхне-Туломекой ГЭС в 1967 г. в связи с тем, что на одной из турбин этой электростанции произошла усталостная поломка пальца рычага механизма поворота лопастей. Такого же рода поломка серег механизма поворота наблюдалась на одном из агрегатов Борисоглебской ГЭС.
Впоследствии систематические замеры изменений давления в полостях сервомоторов проводились на агрегатах различных ГЭС сотрудниками НПО ЦКТИ (Верхне-Туломской, Борисоглебской» Воткинской, Каховской, Киевской, Волжской имени XXII съезда). Результаты этих исследований были опубликованы в [1].
Проведенные исследования и анализ причин разрушения серег и рычага показали, что для обеспечения надежной работы механизма поворота лопастей следует при его проектировании исходить из необходимости получения достаточных запасов усталостной прочности всех его основных элементов.
Для конструкций рабочего колеса, у которых привод лопастей осуществляется с помощью крестовины, необходимо оценивать усталостную прочность штока, крестовины, пальца крестовины, серьги, рычага и цапфы лопасти.
В случае нестационарной переменной нагруженно-сти, характерной для деталей механизма поворота лопастей, оценку усталостной прочности следует производить путем расчета коэффициента запаса, исходя из гипотезы суммирования усталостных повреждений [21. Такой расчет, однако, является довольно трудоемким и требует большого объема исходной информации о нагрузках и характеристиках прочности. Сравнительные расчеты, проведенные для рычагов механизма поворота ряда ГЭС, на которых замерялись нестационарные нагрузки привода лопастей, выполненные двумя методами: исходя из гипотезы суммирования повреждений и по формуле Кинасошвили — Серен-сена [3]: где ах — предел усталости материала детали при симметричном цикле нагружения; ка — эффективный коэффициент концентрации напряжений; га — масштабный фактор; — коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла нагружения; оа и от — амплитуда динамических напряжений и средние напряжения цикла в рассчитываемой детали.
Напряжения оа и ат изменяются в зависимости от режимов работы агрегата и определяются необходимыми усилиями сервомотора рабочего колеса на открытие и закрытие, как показано в работе [1], причем число изменений нагрузки, действующей на детали, имеет порядок 10а циклов в год. Таким образом 107 циклов детали механизма поворота набирают в среднем через 10 лет.
Тяжело нагруженные детали механизма поворота выполняются из высокопрочных сталей типа 34ХН1М, 34ХНЗМА, 15ХМ. При работе их в масляной среде и обычно действующих нагрузках коэффициенты запаса по усталостной прочности оказываются порядка я = 2 ~ 3, что, как показывает практика эксплуатации гидротурбин, достаточно для обеспечения безаварийной работы турбины.