中德規范下燃機基礎動力計算對比分析

李 明，王寶輝，魏文暉，張法輝

（1.湖北省電力勘測設計院，湖北 武漢 430040；2.武漢理工大學道路橋梁與結構工程湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070）

·發電技術·

中德規范下燃機基礎動力計算對比分析

李 明1，王寶輝2，魏文暉2，張法輝2

（1.湖北省電力勘測設計院，湖北 武漢 430040；2.武漢理工大學道路橋梁與結構工程湖北省重點實驗室，湖北 武漢 430070）

對中德規范下燃機基礎動力計算進行了對比分析，探討允許振動線位移取值、干擾力值、開停機和工作階段轉速的差異。以某工程為背景，通過ANSYS建立燃機基礎有限元模型，分別采用中國規范和德國規范進行動力分析。研究表明：中德規范下最大振動線位移的轉速及振動線位移安全系數有較大差異。

有限元；燃機基礎；動力分析；振動線位移；安全系數

0 引言

隨著國民經濟的快速發展，燃機基礎應用范圍越來越廣。諸多學者如王浩［1］針對燃機基礎結構形式，提出動力計算建議；劉茂盛［2］提出動力基礎設計概念以保證結構設計的合理性；徐術隴［3］描述了動力基礎計算的詳細過程；李影［4］探討了動力基礎振動評判依據。目前諸多學者對燃機基礎的動力研究主要以中國現行標準《動力機器基礎設計規范》［5］（以下簡稱《動規》）為依據。隨著西門子為首的德國燃機設備被越來越多的國內工程采用，掌握中國規范與德國規范之間的差異顯得尤為重要。以燃機基礎工程為背景，通過ANSYS建立燃機有限元模型，對比分析中德規范下燃機基礎動力特性并且比較中國規范和德國規范之間的區別。

1 中德規范對比

1.1 振動線位移取值

1.1.1 中國規范振動線位移取值

根據《動規》相關規定，當有m個擾力作用時，質點i的振動線位移

式中：Ai為質點i的振動線位移，m；Aik為第k個擾力對質點i產生的振動線位移，m。

根據《動規》對轉速3 000 r／min機組規定，工作轉速±25%范圍內為工作階段。其允許振動線位移為0.02mm。對小于75%工作轉速范圍內的計算振動線位移，應小于1.5倍的允許振動線位移。故對于機組為3000 r／min的允許振動線位移按表1采用。

表1 《動規》允許振動線位移

1.1.2 德國規范下振動線位移取值

根據DIN4024—2009《Evaluation ofmachine vibration bymeasurements on non－rotating parts》［6］規定軸承座處的混凝土上表面的振動速度有下列要求：在穩態運行時振動速度不能超過2.8mm／s；在啟動或停機時振動速度不能超過4.5mm／s。位移和速度可依據式（2）轉換。

式中：Si為允許振動線位移，μm；Vi為機器的振動速度，mm／s；fi為機器的工作頻率，50Hz。

對于轉速為3000 r／min的機組，在啟動或停機時振動速度不能超過4.5mm／s，相當于0～2 700 r／min轉速范圍內振動線位移允許值為20.25μm；在穩態運行時振動速度不能超過2.8mm／s，相當于2 700～

3 450r／min轉速范圍內振動線位移允許值為12.6μm。詳見表2。

表2 《DIN4024—2009》允許振動線位移

從以上規范對比可知，《動規》規定開停機階段振動線位移允許值為30μm，工作階段振動線位移允許值為20μm；而《DIN4024—2009》規范對振動線位移應根據式（2）取值，燃機開停機階段振動線位移允許值為20.25μm，工作階段振動線位移允許值為12.6μm。

1.2 簡諧干擾力取值

根據《動規》及《DIN4024—2009》規定擾力作用點位置可取轉子處并在轉子部位施加擾力。

1.2.1 中國規范簡諧干擾力取值

《動規》規定簡諧干擾力變化規律為式（3）所示。

式中：P為工作頻率干擾力幅值；P（t）為任意轉速的擾力；n為工作轉速；n0為任意轉速。根據《動規》規定其豎向與橫向干擾力幅值按0.2倍轉子重量計算，縱向干擾力幅值按0.1倍轉子重量計算。

1.2.2 德國規范簡諧干擾力取值

當缺少制造商提供的資料時根據《DIN4024—2009》相關規范規定，可以按《VDI2060—2014》［7］的平衡品質來計算豎向和橫向擾力，本文研究的燃機機型平衡品質為6.3mm／s，則其幅值

式中：Mgi為作用在基礎第i點（擾力點）的機器轉子質量；Wgi為作用在基礎第i點（擾力點）的機器轉子重量；ω為機器的工作圓頻率；Ω為強迫振動工作圓頻率；G為平衡品質等級；e為轉子的偏心率。

整理簡化得出

從以上規范對比可知：《動規》規定豎向與橫向干擾力幅值為0.2Wgi，縱向干擾力幅值為0.1Wgi；而《DIN4024—2009》規范對于3 000 r／min燃機機組干擾力應根據公式（4）取值，本文研究燃機豎向與橫向干擾力幅值0.202Wgi。

2 工程背景

本文研究的燃機發電機組沿縱向依次布置燃氣輪發電機、燃氣輪機，工作頻率為50Hz。其燃氣輪機尺寸長為35.55m，寬7.4m，高2.857m。底板高為2.5m。采用樁基基礎。燃機基礎模型如圖1所示。

圖1 燃機基礎模型圖

2.1 模型的建立

通過有限元軟件ANSYS建立燃機基礎有限元模型，其有限元模型由實體單元、質量單元和彈簧單元組成。其中實體單元SOLID45模擬混凝土，質量單元 MASS21模擬設備和轉子質量，彈簧單元COMBIN14模擬樁。燃機基礎的工作機組轉速為3 000 r／min，擾力頻率為50Hz。燃機基礎采用C35，其彈性模量取3.15×1010N／m2，泊松比取0.2，質量密度取2.5×103kg／m3，重力加速度取9.8m／s2。G1、G2、G3和G4關鍵點處轉子重量分別為265 000N、265 000 N、340 000N和530 000N。

2.2 有限元模型振動線位移結果對比

中德規范下提取振動線位移的節點編號在模型中的位置如圖2所示。

圖2 提取關鍵節點位置

2.2.1 中國規范下有限元模型振動線位移結果

根據《動規》計算，燃機基礎有限元模型在荷載作用下關鍵部位均方根幅值位移如表3～5所示，表中ωmax為最大位移。

表3 豎向荷載作用下關鍵點最大均方根幅值位移

表4 橫向荷載作用下關鍵點最大均方根幅值位移

節點編號開停機階段 工作階段位移／μm 轉速／（r·min－1） 位移／μm 轉速／（r·min－1）G1 0.477 2 231 1.720 2 625 ωmax 0.636 — 2.671 —G2 0.455 2 250 2.382 3 750 G3 0.162 2 250 1.386 3 750 G4 0.636 2 250 2.671 2 625

由表3～5可知：

1）在豎向（Z方向）、橫向（Y方向）和縱向（X方向）荷載作用下燃機基礎有限元模型關鍵節點部位的最大振動線位移分別為6.621μm、10.568μm和2.671μm。

2）由燃機基礎有限元模型關鍵點的振動線位移可知，燃氣輪發電機（G1、G2）處的各方向振動線位移與汽輪發電機（G3、G4）處的各方向振動線位移基本一致。

3）有限元模型在《動規》規定計算下，開停機階段的最大振動線位移集中在轉速2 100 r／min附近，正常工作階段的最大振動線位移集中在轉速3 700 r／min附近。

2.2.2 德國規范下有限元模型振動線位移結果

根據《DIN4024—2009》計算，燃機基礎有限元模型在荷載作用下關鍵部位均方根幅值位移如表6～7所示。

表6 豎向荷載作用下關鍵點最大均方根幅值位移

表7 橫向荷載作用下關鍵點最大均方根幅值位移

由表6～7可知：

1）豎向（Z方向）和橫向（Y方向）荷載作用下燃機基礎有限元模型的關鍵節點部位的最大振動線位移分別為8.365μm和5.750μm。

2）由燃機基礎有限元模型的關鍵點線位移可知：燃氣輪發電機（G1、G2）處的各方向振動線位移與汽輪發電機（G3、G4）處的各方向振動線位移基本一致。

3）有限元模型在《DIN4024》規定計算下，開停機階段的豎向和縱向最大振動線位移集中在轉速2600r／min附近，正常工作階段豎向和縱向最大振動線位移集中在轉速3300 r／min附近。

2.3 中德規范動力分析對比

由《動規》和《DIN4024—2009》規范計算的豎向和橫向最大振動線位移如表8所示。

表8 中德規范振動線位移安全系數對比

由表8可知：

1）《動規》和《DIN4024—2009》規范計算的豎向最大振動線位移分別為6.621μm和8.365μm，其安全系數分別為67%和33%；在豎向方向上《動規》計算的最大振動線位移相對于《DIN4024—2009》計算的最大振動線位移要小，振動線位移安全系數要大。

2）《動規》和《DIN4024—2009》規范計算的橫向最大振動線位移分別為10.568μm和5.750μm，其安全系數分別為47%和54%；在橫方向上《動規》計算的最大振動線位移相對于《DIN4024—2009》計算的最大振動線位移要大，振動線位移安全系數要小。

3 結語

《動規》對振動線位移和干擾力取值有明確規定，即開停機階段的振動線位移允許值為30μm，工作階段振動線位移允許值為20μm；豎向與橫向干擾力幅值為0.2Wgi，縱向干擾力幅值為0.1Wgi。而《DIN4024—2009》規范對振動線位移和干擾力取值應根據相應公式計算，本文研究的燃機開停機階段振動線位移允許值為20.25μm，工作階段振動線位移允許值為 12.6μm；豎向與橫向干擾力幅值0.202Wgi。

有限元模型在《動規》計算下正常工作階段最大振動線位移集中在轉速 3 700 r／min附近；在《DIN4024—2009》規范計算下正常工作階段豎向和縱向最大振動線位移集中在轉速3 300 r／min附近。

豎向方向上，《動規》計算的最大振動線位移相對于《DIN4024—2009》計算的最大振動線位移要小，振動線位移安全系數要大；橫向方向上則相反。

［1］王浩，趙學毅.燃機基座動力分析［J］.武漢大學學報（工學版），2010，43（S1）：225－226.

［2］劉茂盛，張應之，郭永生.動力機器基礎的概念設計［J］.工業建筑，2014，44（6）：7－9.

［3］徐術隴，楊興權.動力機器基礎設計分析［J］.沈陽建筑工程學院學報，1997，13（3）：44－48.

［4］李影，羅勇，沙曾忻.“線位移”或“均方根振動速度”做基礎振動判據的探討［J］.電力建設，2004，25（4）：39－41.

［5］機械工業部.動力機器基礎設計規范：GB 50040—1996［S］.北京：中國計劃出版社，1996.

［6］Evaluation ofmachine vibration bymeasurements on non－rotating parts：DIN4024—2009［S］.

［7］Characteristics and recognition of non－linear vibratory systems：VDI2060—2014［S］.

Com parison of Dynam ic Analysis for Gas Turbine Foundation B etween Chinese Code and DIN Code

LIMing1，WANG Baohui2，WEIWenhui2，ZHANG Fahui2
（1.Hubei Electric Engineering Corporation，Wuhan 430040，China；2.Hubei Key Lab of Road Bridge and Structure Engineering，Wuhan University of Technology，Wuhan 430070，China）

The Chinese code and the German code are discussed and compared to assess the difference between the calculation results of the foundamental dynamic characters of the gas turbine.The regulation to the vibration displacement regarding different rotor speed during on-off state and working conditions and the disturbance force applied to the forceare detailed.The finite elementmodel of a gas turbine system was established by ANSYS.The Chinese code and German code are adopted in the simulation respecively to study the difference of dynamics.The results showed that the speed of the maximum vibration linear displacement value and the factor of safety of the vibration linear displacementare quite different between the two codes.

finite element；gas turbine foundation；dynamic analysis；vibration linear displacement；factor of safety

TU348

A

1007－9904（2017）06－0053－04

2017－03－23

李 明（1978），男，高級工程師，主要從事建筑結構設計研究。

國家自然科學基金資助項目（51678462）