Общий вид направляющего подшипника гидротурбины с обрезиненными сегментами показан на рис. 7 [4].
Рис. 7. Направляющий подшипник гидротурбины
(с самоустанавливающими сегментами)
1- корпус из двух частей; 2- ванна из 4-х частей; 3- верхнее воротниковое уплотнение; 4- нижнее воротниковое уплотнение; 5- сегменты; 6- сухарь; 7- клин; 8- плита опорная; 9- шланговое уплотнение
Как следует из рассмотрения таб. 5, направляющий подшипник турбины воспринимает радиальные силы, вызванные механическими, гидравлическими и электрическими процессами, которые возникают и изменяются в зависимости от изменения режимов работы гидроагрегата.
Таблица 5
Радиальные силы, воздействующие на направляющий подшипник гидротурбины СШГЭС
Как показали натурные испытания направляющих подшипников на нескольких турбинах, рис. 8, суммарные радиальные усилия, возникающие при одновременном воздействии на вал турбины механических, гидравлических и электрических сил, достигают значительных величин свыше 100 тонн. [4]
Рис. 8. Зависимости максимальных усилий, действующих на турбинные подшипники, от открытия направляющего аппарата на разных 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
Насколько разрушительны эти силы наглядно показано на рис. 9.
Рис. 9. Разрушение нержавеющей облицовки вала гидротурбины
вследствие воздействия на вал радиальных усилий, воспринимаемых направляющим подшипником
Следствием износа подшипника являются существенное увеличение радиального биения вала турбины и вибрации, как крышки турбины, так и всего гидроагрегата.
За последние, перед аварией, 13 минут работы второго гидроагрегата амплитуда вибрации подшипника крышки турбины увеличилась на 240 мкм (с 600 мкм до 840 мкм при максимальном допустимом значении 160 мкм, соответствующим, в основном, параметрам вибрации остальных гидроагрегатов станции) [9].
Перед самым возникновением аварии ГА2 вибрации турбинного подшипника достигали 1600 мкм, что на порядок больше допустимых [6], что свидетельствует о его аварийном состоянии.
Многочисленные примеры недопустимого увеличения радиального биения вала (от 1,5 до 2 мм) в зоне турбинного подшипника в процессе эксплуатации ГА2 приведены в п. 4.1 и 4.5 «Акта» Ростехнадзора [3].
Рис. 10. Показания датчика радиальных биений вала в зоне подшипника турбины
Увеличенное биение вала, вызванное износом направляющих подшипников, приводит к многократному срыву и поломкам у радиально-осевых турбин лабиринтных колец рабочего колеса [10].
Промежуточный вывод по п. 3.1.: Недопустимые радиальные биения вала гидротурбины, обусловленные недопустимыми износом* и уровнем вибрации направляющего подшипника, создали предпосылки для возникновения непосредственного механического контакта между подвижными и неподвижными кольцевыми поверхностями верхнего и нижнего лабиринтных уплотнений рабочего колеса и для их последующего аварийного разрушения с тяжёлыми последствиями для всего гидроагрегата.
*Примечание:
В опубликованных Ростехнадзором и Парламентской комиссией материалах по факту аварии на СШГЭС отсутствуют какие-либо сведения о техническом состоянии направляющего подшипника турбины 2 в период поведения среднего ремонта в январе-марте 2009 г. [3], [9] и после аварии в августе 2009 г., несмотря на то, что проведение такой экспертизы предусмотрено п. Б.3 «Методических указаний по техническому обследованию узлов гидроагрегатов при их повреждениях» (СТО 17330282.27.140.0012006).
3.2. Разрушение лабиринтных уплотнений рабочего колеса гидротурбины
Линии контактов сопряжённых поверхностей верхнего лабиринтного уплотнения (ВЛУ) с рабочим колесом и с крышкой гидротурбины СШГЭС показаны на рис. 11.
Рис.11. Линии контактов сопряжённых поверхностей верхнего лабиринтного уплотнения (ВЛУ) с рабочим колесом и с крышкой гидротурбины
Лабиринтные уплотнения рабочего колеса предназначены для обеспечения и поддержания в заданных пределах объёмного к. п. д. гидротурбины путём создания гидравлических сопротивлений перетеканию воды из спиральной камеры в полости низкого давления (над ступицей рабочего колеса и в отсасывающей трубе) через зазоры между подвижными и неподвижными кольцами соответствующих уплотнений (верхнего и нижнего). Очевидно, чем меньше величина упомянутых зазоров, тем больше гидравлическое сопротивление, и тем выше объёмный к. п. д. турбины. С другой стороны, чем меньше величина зазоров, тем больше вероятность возникновения прямого механического контакта между неподвижными и вращающимися кольцами, и тем выше вероятность возникновения аварии вследствие механического разрушения уплотнений.