嵌入式汽輪發(fā)電機基礎動力分析研究

胡云霞，呂小蘭，何喜洋

(中國能源建設集團廣東省電力設計研究院有限公司，廣東 廣州 510663)

0 引言

燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電技術作為安全、高效、清潔的能源利用方式，越來越受到國內(nèi)外電力行業(yè)及政府的重視[1-2]。我國大力推廣的燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電機組以往項目的技術和設備全部靠進口，使得我國的燃機發(fā)電技術對國外技術有非常大的依賴性。

我國廣東某2×472.52 MW燃機項目(簡稱“廣東燃機項目”)機島設備采用國產(chǎn)成套供貨的引進技術，即F級改進型燃氣—蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組。該聯(lián)合循環(huán)機組配置為“一拖一”多軸形式，汽輪機采用我國某汽輪機廠全新開發(fā)的三壓、雙缸、再熱、抽汽、軸排型式汽輪機。該項目汽輪發(fā)電機基礎的結構型式為嵌入式，與傳統(tǒng)框架式汽輪發(fā)電機基礎有較大區(qū)別，屬于DL 5022—2012《火力發(fā)電廠土建結構設計技術規(guī)程》[3]規(guī)定的新型汽輪發(fā)電機基礎(簡稱“汽機基座”)。本文對該汽機基座進行了詳細的動力分析及模型研究，重點分析該汽機基座與傳統(tǒng)剛性基礎在動力特性方面的聯(lián)系與區(qū)別。

1 結構方案

廣東燃機項目采用國產(chǎn)全新開發(fā)的三壓、雙缸、再熱、抽汽、軸排型式汽輪機，供熱采用高排抽汽方案，不僅能滿足額定222 t/h供熱要求，也滿足最大300 t/h供熱(高排+熱再)要求。本項目汽輪發(fā)電機本體及結構布置如圖1和圖2所示。

圖1 汽輪發(fā)電機基礎運轉層平面布置

圖2 汽輪機本體及凝汽器“嵌入”基礎

由于采用了軸向排氣方式，臺板1號軸承處的橫梁被迫取消以便于凝汽器的“嵌入”；此外，1號、2號軸承之間的縱梁開孔后最窄處僅1 m寬，構成了基座結構的薄弱部位。為了彌補橫梁缺失和開孔薄弱部位的影響，在機務專業(yè)允許的空間范圍內(nèi)布置了墻體。

2 計算模型

根據(jù)文獻[4]及文獻[5]，動力計算按振動線位移控制，各軸承擾力值如表1所示；計算振動線位移時，采用空間多自由度“桿系+板殼”計算模型[6](如圖3所示)，柱腳嵌固于筏板頂面；采用通用結構分析與設計軟件SAP 2000的頻域分析功能實現(xiàn)單個擾力的振動線位移計算，另外，自行編制了VBA計算機程序進行各擾力點振動位移的SRSS組合，程序界面如圖4所示。

表1 各軸承擾力值 kN

圖3 汽機基座空間桿系計算模型

圖4 振動線位移提取程序界面

動力分析時，為方便程序實現(xiàn)，未使用時程分析，而使用SAP2000中特有的頻域分析功能。按規(guī)范要求取用0.062 5阻尼比，對應SAP2000頻域分析中的阻尼系數(shù)0.125[7-8]；地震作用計算時，仍然使用0.05阻尼比；按德國規(guī) 范《Machine foundations – Flexible Structures that Support Machines with Rotating Elements》(DIN 4024 Part 1)[9]進行動力分析校核時，阻尼比取用0.02，對應阻尼系數(shù)為0.04。

為了用梁單元模擬基座的“肥梁胖柱”，工程中常用的做法是采用剛性桿。剛性桿能夠在模型中顯示出來，容易直觀檢查；缺點是需要自行設置桿的剛度，并且不同的剛度有著不同的內(nèi)力分析結果[9-12]。另外，剛性桿不宜設置太多“零”，因為桿件之間剛度差異太大就會有舍入誤差，計算結果會失真甚至發(fā)散。為了解決上述矛盾，先在SAP2000中使用常規(guī)梁單元連接梁柱構件，再通過SAP2000二次開發(fā)將其全部轉換為剛域，如圖5所示。

圖5 剛域轉換程序界面

3 動力分析

按照規(guī)范要求，分別進行模態(tài)分析及擾力作用下的振動線位移分析。基座模態(tài)分析結果如表2所示。可見，被移除尾部橫梁后，基礎的剛度仍然較大，如圖6所示；常規(guī)剛性基礎第1頻率在4.0～6.0 Hz左右。如圖7所示。第4振型之后開始出現(xiàn)嵌入框架部分的局部振型，而此類振型由于設備的存在，實際上不會發(fā)生；補充設置的剪力墻在剛度上很大程度上彌補了嵌入式的削弱。眾所周知，基座的動力特性評價標準并不在結構“靜”剛度，而是在動剛度。具體情況還要以強迫振動分析結果為準。

表2 基座的模態(tài)分析結果

圖6 第1振型和第3振型

圖7 第5振型和第6振型

從模型中提取各個軸承點的X、Y、Z三個方向振動線位移數(shù)據(jù)，并且按照GB 50040—96《動力機器基礎設計規(guī)范》的規(guī)定進行SRSS組合后，得出各個軸承點在三個方向的振動線位移與頻率的關系曲線，如圖8～圖10所示。從這三張圖可以看出，三個方向的振動線位移在75%工作轉速范圍內(nèi)(0～37.5 Hz)均小于規(guī)范允許的30 μm，在±25%工作轉速范圍內(nèi)(37.5～62.5 Hz)則均小于規(guī)范允許的20 μm，滿足規(guī)范要求。

圖8 軸向振動線位移頻域分析結果

圖9 橫向振動線位移頻域分析結果

圖10 豎向振動線位移頻域分析結果

4 結語

方案設計及詳細動力分析結果表明：在規(guī)定的頻率范圍內(nèi)(0～1.25倍工作轉速)，三個方向的振動線位移均小于規(guī)范允許值(20 ～ 30 μm)。

分析結果顯示，在機器啟動階段，基座縱向(Y向)振動均方根速率在頻率34～39 Hz超出德國標準《Machine vibration– Evaluation of Machine Vibration by Measurements on Nonrotating Parts. Part 1∶ General guidelines》(DIN ISO 10816-1∶1995)[13]的允許值，原因初步認為是2號軸承右側縱梁端部寬度較小，僅為1 000 mm，出現(xiàn)剛度突變。但德國標準要求的頻域分析范圍較小(45～55 Hz)，可以認為只是啟動過程中的短暫超標，不影響機組正常運行。

該新型嵌入式汽輪發(fā)電機基座已經(jīng)應用于工程實踐，基座投入運行一年多以來，機組運行穩(wěn)定，性能指標優(yōu)良，進一步驗證了該嵌入式新型基座具有良好的動力性能。