李 明，王宝辉，魏文晖，张法辉

（1.湖北省电力勘测设计院，湖北 武汉 430040；2.武汉理工大学道路桥梁与结构工程湖北省重点实验室，湖北 武汉 430070）

·发电技术·

中德规范下燃机基础动力计算对比分析

李 明1，王宝辉2，魏文晖2，张法辉2

（1.湖北省电力勘测设计院，湖北 武汉 430040；2.武汉理工大学道路桥梁与结构工程湖北省重点实验室，湖北 武汉 430070）

对中德规范下燃机基础动力计算进行了对比分析，探讨允许振动线位移取值、干扰力值、开停机和工作阶段转速的差异。以某工程为背景，通过ANSYS建立燃机基础有限元模型，分别采用中国规范和德国规范进行动力分析。研究表明：中德规范下最大振动线位移的转速及振动线位移安全系数有较大差异。

有限元；燃机基础；动力分析；振动线位移；安全系数

0 引言

随着国民经济的快速发展，燃机基础应用范围越来越广。诸多学者如王浩［1］针对燃机基础结构形式，提出动力计算建议；刘茂盛［2］提出动力基础设计概念以保证结构设计的合理性；徐术陇［3］描述了动力基础计算的详细过程；李影［4］探讨了动力基础振动评判依据。目前诸多学者对燃机基础的动力研究主要以中国现行标准《动力机器基础设计规范》［5］（以下简称《动规》）为依据。随着西门子为首的德国燃机设备被越来越多的国内工程采用，掌握中国规范与德国规范之间的差异显得尤为重要。以燃机基础工程为背景，通过ANSYS建立燃机有限元模型，对比分析中德规范下燃机基础动力特性并且比较中国规范和德国规范之间的区别。

1 中德规范对比

1.1 振动线位移取值

1.1.1 中国规范振动线位移取值

根据《动规》相关规定，当有m个扰力作用时，质点i的振动线位移

式中：Ai为质点i的振动线位移，m；Aik为第k个扰力对质点i产生的振动线位移，m。

根据《动规》对转速3 000 r／min机组规定，工作转速±25%范围内为工作阶段。其允许振动线位移为0.02mm。对小于75%工作转速范围内的计算振动线位移，应小于1.5倍的允许振动线位移。故对于机组为3000 r／min的允许振动线位移按表1采用。

表1 《动规》允许振动线位移

1.1.2 德国规范下振动线位移取值

根据DIN4024—2009《Evaluation ofmachine vibration bymeasurements on non－rotating parts》［6］规定轴承座处的混凝土上表面的振动速度有下列要求：在稳态运行时振动速度不能超过2.8mm／s；在启动或停机时振动速度不能超过4.5mm／s。位移和速度可依据式（2）转换。

式中：Si为允许振动线位移，μm；Vi为机器的振动速度，mm／s；fi为机器的工作频率，50Hz。

对于转速为3000 r／min的机组，在启动或停机时振动速度不能超过4.5mm／s，相当于0～2 700 r／min转速范围内振动线位移允许值为20.25μm；在稳态运行时振动速度不能超过2.8mm／s，相当于2 700～

3 450r／min转速范围内振动线位移允许值为12.6μm。详见表2。

表2 《DIN4024—2009》允许振动线位移

从以上规范对比可知，《动规》规定开停机阶段振动线位移允许值为30μm，工作阶段振动线位移允许值为20μm；而《DIN4024—2009》规范对振动线位移应根据式（2）取值，燃机开停机阶段振动线位移允许值为20.25μm，工作阶段振动线位移允许值为12.6μm。

1.2 简谐干扰力取值

根据《动规》及《DIN4024—2009》规定扰力作用点位置可取转子处并在转子部位施加扰力。

1.2.1 中国规范简谐干扰力取值

《动规》规定简谐干扰力变化规律为式（3）所示。

式中：P为工作频率干扰力幅值；P（t）为任意转速的扰力；n为工作转速；n0为任意转速。根据《动规》规定其竖向与横向干扰力幅值按0.2倍转子重量计算，纵向干扰力幅值按0.1倍转子重量计算。

1.2.2 德国规范简谐干扰力取值

当缺少制造商提供的资料时根据《DIN4024—2009》相关规范规定，可以按《VDI2060—2014》［7］的平衡品质来计算竖向和横向扰力，本文研究的燃机机型平衡品质为6.3mm／s，则其幅值

式中：Mgi为作用在基础第i点（扰力点）的机器转子质量；Wgi为作用在基础第i点（扰力点）的机器转子重量；ω为机器的工作圆频率；Ω为强迫振动工作圆频率；G为平衡品质等级；e为转子的偏心率。

整理简化得出

从以上规范对比可知：《动规》规定竖向与横向干扰力幅值为0.2Wgi，纵向干扰力幅值为0.1Wgi；而《DIN4024—2009》规范对于3 000 r／min燃机机组干扰力应根据公式（4）取值，本文研究燃机竖向与横向干扰力幅值0.202Wgi。

2 工程背景

本文研究的燃机发电机组沿纵向依次布置燃气轮发电机、燃气轮机，工作频率为50Hz。其燃气轮机尺寸长为35.55m，宽7.4m，高2.857m。底板高为2.5m。采用桩基基础。燃机基础模型如图1所示。

图1 燃机基础模型图

2.1 模型的建立

通过有限元软件ANSYS建立燃机基础有限元模型，其有限元模型由实体单元、质量单元和弹簧单元组成。其中实体单元SOLID45模拟混凝土，质量单元 MASS21模拟设备和转子质量，弹簧单元COMBIN14模拟桩。燃机基础的工作机组转速为3 000 r／min，扰力频率为50Hz。燃机基础采用C35，其弹性模量取3.15×1010N／m2，泊松比取0.2，质量密度取2.5×103kg／m3，重力加速度取9.8m／s2。G1、G2、G3和G4关键点处转子重量分别为265 000N、265 000 N、340 000N和530 000N。

2.2 有限元模型振动线位移结果对比

中德规范下提取振动线位移的节点编号在模型中的位置如图2所示。

图2 提取关键节点位置

2.2.1 中国规范下有限元模型振动线位移结果

根据《动规》计算，燃机基础有限元模型在荷载作用下关键部位均方根幅值位移如表3～5所示，表中ωmax为最大位移。

表3 竖向荷载作用下关键点最大均方根幅值位移

表4 横向荷载作用下关键点最大均方根幅值位移

节点编号开停机阶段 工作阶段位移／μm 转速／（r·min－1） 位移／μm 转速／（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）在竖向（Z方向）、横向（Y方向）和纵向（X方向）荷载作用下燃机基础有限元模型关键节点部位的最大振动线位移分别为6.621μm、10.568μm和2.671μm。

2）由燃机基础有限元模型关键点的振动线位移可知，燃气轮发电机（G1、G2）处的各方向振动线位移与汽轮发电机（G3、G4）处的各方向振动线位移基本一致。

3）有限元模型在《动规》规定计算下，开停机阶段的最大振动线位移集中在转速2 100 r／min附近，正常工作阶段的最大振动线位移集中在转速3 700 r／min附近。

2.2.2 德国规范下有限元模型振动线位移结果

根据《DIN4024—2009》计算，燃机基础有限元模型在荷载作用下关键部位均方根幅值位移如表6～7所示。

表6 竖向荷载作用下关键点最大均方根幅值位移

表7 横向荷载作用下关键点最大均方根幅值位移

由表6～7可知：

1）竖向（Z方向）和横向（Y方向）荷载作用下燃机基础有限元模型的关键节点部位的最大振动线位移分别为8.365μm和5.750μm。

2）由燃机基础有限元模型的关键点线位移可知：燃气轮发电机（G1、G2）处的各方向振动线位移与汽轮发电机（G3、G4）处的各方向振动线位移基本一致。

3）有限元模型在《DIN4024》规定计算下，开停机阶段的竖向和纵向最大振动线位移集中在转速2600r／min附近，正常工作阶段竖向和纵向最大振动线位移集中在转速3300 r／min附近。

2.3 中德规范动力分析对比

由《动规》和《DIN4024—2009》规范计算的竖向和横向最大振动线位移如表8所示。

表8 中德规范振动线位移安全系数对比

由表8可知：

1）《动规》和《DIN4024—2009》规范计算的竖向最大振动线位移分别为6.621μm和8.365μm，其安全系数分别为67%和33%；在竖向方向上《动规》计算的最大振动线位移相对于《DIN4024—2009》计算的最大振动线位移要小，振动线位移安全系数要大。

2）《动规》和《DIN4024—2009》规范计算的横向最大振动线位移分别为10.568μm和5.750μm，其安全系数分别为47%和54%；在横方向上《动规》计算的最大振动线位移相对于《DIN4024—2009》计算的最大振动线位移要大，振动线位移安全系数要小。

3 结语

《动规》对振动线位移和干扰力取值有明确规定，即开停机阶段的振动线位移允许值为30μm，工作阶段振动线位移允许值为20μm；竖向与横向干扰力幅值为0.2Wgi，纵向干扰力幅值为0.1Wgi。而《DIN4024—2009》规范对振动线位移和干扰力取值应根据相应公式计算，本文研究的燃机开停机阶段振动线位移允许值为20.25μm，工作阶段振动线位移允许值为 12.6μm；竖向与横向干扰力幅值0.202Wgi。

有限元模型在《动规》计算下正常工作阶段最大振动线位移集中在转速 3 700 r／min附近；在《DIN4024—2009》规范计算下正常工作阶段竖向和纵向最大振动线位移集中在转速3 300 r／min附近。

竖向方向上，《动规》计算的最大振动线位移相对于《DIN4024—2009》计算的最大振动线位移要小，振动线位移安全系数要大；横向方向上则相反。

［1］王浩，赵学毅.燃机基座动力分析［J］.武汉大学学报（工学版），2010，43（S1）：225－226.

［2］刘茂盛，张应之，郭永生.动力机器基础的概念设计［J］.工业建筑，2014，44（6）：7－9.

［3］徐术陇，杨兴权.动力机器基础设计分析［J］.沈阳建筑工程学院学报，1997，13（3）：44－48.

［4］李影，罗勇，沙曾忻.“线位移”或“均方根振动速度”做基础振动判据的探讨［J］.电力建设，2004，25（4）：39－41.

［5］机械工业部.动力机器基础设计规范：GB 50040—1996［S］.北京：中国计划出版社，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，高级工程师，主要从事建筑结构设计研究。

国家自然科学基金资助项目（51678462）