汽輪發電機組彈簧隔振基礎模型動力特性試驗

張博一，李秋稷，王 偉，邵曉巖

(1.結構工程控制與災變教育部重點實驗室(哈爾濱工業大學)，150090哈爾濱;2.哈爾濱工業大學土木工程學院，150090哈爾濱;3.隔而固(青島)振動控制技術有限公司，266108山東 青島)

汽輪發電機組是高速運轉的動力設備，也是發電廠的核心設備.汽輪發電機基礎的設計常采用框架式基礎結構.圍繞汽輪發電機組框架基礎的動力性能已經進行了許多有益的試驗和理論研究工作［1-4］.隨著近年來國外大型汽輪發電機組的引進，為改善基礎的動力性能，優化工作環境，汽輪發電機彈簧隔振基礎技術逐漸發展起來，并在實際工程中得到廣泛應用［5-6］.國外彈簧隔振基礎的工程實例雖然很多，但只限于汽輪發電機正常運行后的實測分析［7-8］.中國近年來對汽輪發電機基礎的動力性能進行了大量研究.白國良等［3］根據相似理論建立了某電廠1 000 MW汽輪發電機組框架式基礎的10∶1試驗模型，采用激振器激勵的方法對該結構的動力特性進行了測試;朱瑞燕等［9］通過3種動力學模型的計算分析、室內模型試驗以及現場測試，對某大型燃氣機發電機組基礎動力特性進行了研究.

框架基礎采用彈簧隔振技術之后，由于隔振設備將平臺板和基礎立柱完全隔開，隔振設備對整體結構的自振特性及動力響應將產生重大影響［10］.如何對隔振設備進行合理選擇、優化設計是隔振框架式基礎設計的關鍵問題之一.模型試驗可以真實、形象、直接地反映出隔振基礎的自振特性及動力響應，從而檢驗基礎設計是否滿足規范要求.

本文以田灣核電站3、4號機組工程項目(2×1 000 MW)為背景，利用相似原理設計制作了縮比尺寸8∶1的試驗模型，結構主要包括平臺板、立柱和基礎底板3部分.進行了激振器激振，以模態分析方法對模型結構進行了動力特性試驗研究，通過參數識別，獲得模型的各階固有頻率、阻尼比和振型，運用模態綜合分析以及有限元數值計算結果的對比研究，預測基礎強迫振動響應的一系列數據，評估基礎的振動狀態，還采用錘擊法對每個柱頭3個方向的隔振元件進行隔振效率檢驗.

1 試驗概述

1.1 模型設計與制作

基于模型相似理論，確定原型與模型的相似關系見表1.模型結構的混凝土采用標號為C35商品混凝土，試塊在同等條件下養護28 d后測量標準立方體強度，計算出混凝土材料的彈性模量為3.15×1010N/m2.梁柱截面配筋率滿足相似比關系，箍筋全部選用直徑為φ8的HPB235鋼筋，梁柱縱筋分別選用直徑為φ14、φ16、φ18、φ20 的HRB335鋼筋.實驗模型結構尺寸見圖1.

表1 模型相似關系

1.2 激振方法

采用三點空間激勵、多點空間測量的方法進行試驗，分別在垂直向(Z)、水平橫向(Y)、水平縱向(X)3個方向選3個點作為激振點.

1.3 測點布置

中國現行GB50040—96《動力機器基礎設計規范》［11］(簡稱《動規》)定義擾力點為軸承座與基礎結構相連接部位，本次試驗對擾力點進行重點監測.以設備廠家提供的不平衡荷載位置圖為依據布置10個擾力點.根據模型結構的特點，需要布置測點的位置有:1)擾力點;2)頂板及頂板下部結構的縱、橫梁交點等處;3)柱子關鍵點;4)凝汽器的重心處.在頂板上布置了64個測點(包括擾力點10個)，柱子上布置了56個測點，下部梁24個測點，墻體中部2個測點，凝汽器上3個測點，總布置測點149個.激振點的選擇原則上不能是振動的節點，且應保證激振能量均布在結構上，不偏向于某一邊，最終選擇27號點(X向)、54號點(Y向)和7號點(Z向)為激振點，見圖2.

圖1 模型結構尺寸

圖2 測點及激振點布置

2 試驗結果

2.1 基礎模型的自振特性

用LMS Test 7B軟件對基礎進行了自模態分析，試驗測得的基礎結構35 Hz以內的自振頻率見表2.結構前8階的典型振型見圖3.

從表2可知，該結構的自振頻率分布較密集，前69階自振頻率還未超出35 Hz.而同類機型采用剛性基礎的試驗結果表明，自振頻率不到20階就已超出35 Hz［4］.由于基礎頂板與柱子之間設置了彈簧隔振器，增加了許多頂板與柱子相互獨立的振型.自振頻率在 2.5～6 Hz、21.5～23 Hz這 2個區域非常集中，僅6 Hz的范圍就占全部的28%.而在25 Hz左右自振頻率的分布比較稀疏，這樣的頻率分布方式非常有利于這種半速機機組的穩定運行.普通剛性基礎在10 Hz以內只有幾階自振頻率，然后很快就跳出10 Hz以外，而在20～35 Hz范圍內頻率分布密集起來，這對25 Hz工作頻率的半速機組是非常不利的，說明采用彈簧基礎是最佳的方案選擇.

從振型上判斷，第1階為水平縱向整體平動，頻率為0.68 Hz;第2階是繞基礎豎向中心軸的扭轉，扭轉中心靠近發電機一側，頻率為0.90 Hz;第3階是繞水平縱向中心軸豎向搖擺的振動，頻率為2.57 Hz;第4階是豎向整體平動，頻率為2.77 Hz.結果表明彈簧隔振基礎較普通剛性基礎的自振頻率明顯降低，尤其是豎向自振頻率，脫離了汽輪機正常運行時的工作頻率段.整體振動的振型占主導地位，如整體平動、扭轉、搖擺等，這些振型無疑對軸系的影響比彎曲或局部振型要小，隔振基礎比剛性基礎更可以滿足汽輪機組的運行環境，減少軸系在運行過程中的損壞.

表2 模型基礎自振頻率試驗結果

圖3 典型振型圖

利用SAP2000 v15.1.1有限元軟件，采用桿系單元建立有限元整體模型.表3是計算結果與試驗結果前幾階主要頻率的比較，從表3看出試驗結果大部分與計算結果接近，采用桿系單元的有限元模型計算結果能夠較好地模擬實際工程要求.

表3 自振頻率數值計算與試驗結果比較 Hz

2.2 基礎模型強迫振動響應

《動規》對半速機組基礎的振動控制要求在工作轉速范圍內(25 Hz±25%，18.75～31.25 Hz)振動線位移小于40μm，工作轉速范圍外(0～18.75，31.25～35 Hz)啟動過程中振動線位移小于60μm.本試驗控制指標要求對于1 500 r/min的半速機，其擾力點預測出的振動速度均方根值應小于2.8 mm/s，頻率控制范圍為25 Hz±20%.圖6分別是擾力點X、Y、Z方向的振動線位移幅頻曲線.

對于擾力點(軸承位置)的振動，在啟動過程中(0～18.75 Hz)，位于1#軸承水平橫向(X向)的最大振動線位移為23.19μm，位于6#軸承水平縱向(Y向)的最大振動線位移為18.34μm，位于1#軸承豎向(Z向)的最大振動線位移為6.98μm;在工作轉速范圍內(18.75～31.25 Hz)，位于 3#軸承水平橫向的最大振動線位移為11.73μm，位于4#軸承水平縱向的最大振動線位移為8.19μm;位于8#軸承豎向的最大振動線位移為10.15μm，以上最大振動線位移均滿足《動規》對半速機組基礎的振動控制標準.從幅頻曲線看，水平向的軸承振動在低頻出現很高的峰值，這個頻率上的振動基本上是水平平動及扭轉振型引起的，到15 Hz后個別軸承的振動漸漸增加，但均在10μm左右，并沒有明顯的高峰.豎向的軸承振動在低頻也有峰值，但并不突出，最大峰值多出現在20 Hz以后.

圖4 擾力點的振動線位移幅頻曲線

2.3 試驗結果與計算結果對比

圖5、6是擾力點在X、Z方向的振動線位移幅頻曲線計算結果與試驗結果的比較.

從曲線的振動規律比較上看，計算結果與試驗結果在X向的曲線趨勢較接近，均是在自振頻率的第一階處有較高的峰值，且幅值也較接近，但隨著頻率的增加，計算結果和試驗結果雖然都有許多小峰，但計算結果幅值明顯偏高.計算結果與試驗結果在Z向差別較大，計算結果高于試驗結果，特別是在計算結果中有幾個軸承(3#、5#)的振動在31.25 Hz附近超出了《動規》標準的限值.比較結果表明，計算結果包絡于試驗結果.

圖5 X向振動線位移幅頻曲線比較

圖6 Z向振動線位移幅頻曲線比較

2.4 基礎模型動剛度

動剛度是指在不同頻率下構件能夠抵抗變形的能力，表4列出了各軸承座對應的橫梁在25 Hz時的動剛度值，由于發電機轉子是通過設備連接在縱梁兩側的，所以9#、10#軸承的動剛度值是兩側縱梁的平均結果.參考東方汽輪機有限公司(DEC)的相關要求，機組在額定轉速頻率范圍內(22.5～28.75 Hz)，汽輪機輪模塊在支撐處的動剛度大于4×106kN/m，發電機縱梁的動剛度大于5×106kN/m.圖 7、8 是這些點的動剛度曲線，其中，虛線為DEC的標準線.

表4 擾力點在25 Hz時的動剛度值 106kN/m

除個別軸承座在極小部分頻率下略低于標準限值，大部分軸承座的動剛度值均能滿足標準，盡管汽機基礎是彈簧隔振基礎，并沒有降低動剛度特性.

圖7 X向動剛度曲線

圖8 Z向動剛度曲線

3 彈簧隔振元件傳遞率

傳遞率是指隔振體系在擾力作用下的輸出振動線位移與靜位移之比，在忽略阻尼比的條件下，計算方法見式(1)，式(2)是相應的隔振效率［12-13］:

式中:η是傳遞率，ω0是擾力頻率，ωn是自振頻率，T是隔振效率.

此次試驗采用錘擊法分別在柱頭進行3個方向的激振，分別得到3個方向相應的傳遞率.激振時通過安裝的加速度傳感器同時測試出隔振器上部、下部結構的動力響應，通過軟件分析進行頻率下的響應比，即為傳遞率.表5是每個柱頂隔振器在25 Hz下的傳遞率與隔振效率的試驗結果.

每個隔振器的傳遞率雖不同，但除X向為0.32外，Y、Z向平均在0.16左右;Y、Z向的隔振效率約為84%，X向約為68.4%.試驗結果表明，在實際中汽輪發電機彈簧隔振基礎由于空間振動的效應，每個柱頂的傳遞率不能達到單自由度的理論計算結果，但在豎向還是可以達到80%以上.

表5 傳遞率與隔振效率的試驗結果 %

4 結 論

1)試驗結果證明，采用彈簧隔振基礎，豎向頻率降低為2.77 Hz，遠低于常規剛性基礎(一般約為25 Hz)，滿足基礎對豎向隔振的要求.由于彈簧的設計，使自振頻率的分布在工作頻率25 Hz附近比較稀疏，彈簧隔振基礎克服了剛性基礎自振頻率接近半速機工作頻率的缺點，半速機采用彈簧基礎優勢明顯.

2)在彈簧基礎中整體振動的型式占主導地位，如整體平動、扭轉、搖擺，這些振型無疑對軸系的影響比彎曲或局部振型要小，說明彈簧基礎提高了機組軸系的運行環境，使各段軸承間的應力有所降低.

3)擾力點在啟動過程中(0～18.75 Hz)最大振動線位移為23.19μm，在工作轉速范圍內(18.75 ～31.25 Hz)最大振動線位移為11.73μm，均滿足《動力機器基礎設計規范》要求.

［1］梅德慶，何聞，沈潤杰，等.大型汽輪發電機組框架式基礎的動力特性研究［J］.動力工程，2001，21(1):1014-1018.

［2］梅德慶，何聞，陳子辰.汽輪發電機組框架式基礎模型的模態試驗研究［J］.動力工程，2001，21(6):1523-1527.

［3］白國良，劉煦，劉寶泉，等.大型汽輪機組混合框架式基礎結構模型試驗模態分析［J］.西安建筑科技大學學報:自然科學版，2007，39(3):297-302.

［4］邵曉巖，代澤兵，陳錚，等.玉環電廠1000MW超超臨界汽輪發電機基礎自振特性實測分析［J］.武漢大學學報:工學版，2007(S1):494-497.

［5］尹學軍，王偉強，沙曾炘.汽輪發電機組彈簧隔振基礎分析［J］.電力建設，2003，24(8):35-39.

［6］徐綠野，張漢英.大型汽輪發電機組彈簧隔振基礎探討［J］.發電設備，2005，19(2):69-72.

［7］朱上，陳新鈺，劉兆華.大型核電機組彈簧隔振基礎［J］.發電設備，1994，20(4):229-233.

［8］尹學軍，王偉強，沙曾炘.汽輪發電機組和汽動給水泵組彈簧隔振基礎振動實測的討論［J］.電力建設，2005，26(8):37-40.

［9］朱瑞燕，童建國.大型發電機組基礎動力特性有限元分析及試驗研究［J］.武漢大學學報:工學版，2007，40(1):498-503

［10］張愛中，張蘭春.彈簧隔振技術應用于汽輪發電機基礎探討［C］//山東建筑學會建筑結構專業委員會、山東土木工程學會工程設計及電算專業委員會2006年學術交流會論文集.濟南:山東建筑學會建筑結構專業委員會、山東土木工程學會設計及電算委員會，2006:49-52

［11］GB 50040—1996.動力機器基礎設計規范 ［S］.北京:國家質檢總局(CN-GB).1996.

［12］IRRETIER H.History and development of frequency domain methods in experimental modal analysis［J］.Journal De Physique IV，2002，12(11):11-91.

［13］IRRETIER H. Mathematical foundations of experimental modal analysis in rotor dynamics［J］.Mechanical Systems and Signal Processing，1999，13(2):183-191.