GE新版燃機基礎設計標準理解與應用：動力部分

鄭 中，周光炳，嚴 曉，鄢明章，曹松濤

(中國電力工程顧問集團西南電力設計院有限公司，四川 成都 610021)

0 引言

GE燃氣輪機主要機型有6F、9H等。隨著燃氣輪機技術的發展，GE的燃機基礎設計標準也隨著不斷更新。GE新版燃機基礎設計標準GEK63383g[1]于2018年底發布，在舊標準基礎上做了部分調整。本文對新版標準進行解讀，對新舊標準的差異進行對比。同時對匹配GEK63383g的動力分析方法進行探討，尋求合理快捷的分析方法，提高分析效率。應用該標準對工程實例進行分析，驗證燃機基礎的動力特性，為相關工程提供參考。

1 GEK63383g燃機基礎動力特性要求

GEK63383g對燃機基礎動力特性要求包括以下三個方面。

1.1 軸承支座動柔度

軸承支座動柔度的要求，是新標準增加的內容。目的是為了保證轉子動力計算中采用基礎剛度假定和實際基礎剛度具有一致性；檢驗內容是單位激振力(1 MN)下軸承支撐處動位移不超規定限制，如圖1所示，其中hz(i)是豎向動柔度、hy(i) 是水平動柔度。

圖1 動柔度限值

動柔度評價的頻率范圍為0.9～1.1倍額定轉速，需要評價每個軸承位置豎向和橫向柔度。分析采用簡諧激振力。GE推薦使用混凝土動彈性模量。

1.2 固有頻率評價

基礎固有頻率評價的主要目的是保證在設備運行速度的80%～120%之間應沒有明顯的響應，并且在“基礎荷載數據文件”中定義的設備控制點附近，基礎也不應有大的響應。

基礎固有頻率評價中，應當采用基礎和燃氣輪發電機組設備的組合模型進行固有頻率和相關振型的計算，截斷頻率應達到1.2倍額定轉速。

1.3 強迫振動驗算

強迫振動驗算主要目的是保證設備長期運行后即使轉子平衡等級退化或受短時偶然事件影響，設備依然能夠長期穩定運行。

標準指出只要燃機基礎自振頻率出現在0.9～1.1倍額定頻率范圍內，不管這些頻率的參振質量是多少，均需要進行強迫振動分析。

計算時，轉子不平衡力有兩種來源：1)直接由GE提供擾力數值；2)通過轉子質量計算擾力。通過轉子質量計算擾力時，假定的轉子質量偏心12.7 μm，任意兩個相鄰軸承之間的轉子重量所產生的總擾力F：

式中：W為轉子重量，lbf；n為發電機運行轉速，r/min。

當燃汽輪發電機工作頻率為50 Hz時擾力F≈0.128W。

強迫振動的分析時，不平衡力應考慮同方向作用和沿縱向各軸承處順次反向兩種情況。擾力應根據掃頻頻率與額定頻率比值的平方進行放大或縮小。標準建議的阻尼比取3%或更小。

強迫振動考察點為基礎表面，考察內容為各主軸方向的振動速度：1)在0.9～1.1額定轉速下，考察點在每個主軸方向的峰值振動速度應小于1.52 mm/s，舊標準僅要求額定轉速時執行此限值；2)在其他轉速下(算至1.2倍額定轉速，擾力隨轉速調整)，考察點在每個主軸方向的峰值振動速度應小于3.81 mm/s。

2 分析方法與評價點探討

2.1 動柔度

新標準中動柔度概念與GE另外一本的燃機基座標準(GE內部編號N 91—448184)[2]概念一致；后者是GE早期燃機項目的標準，目前正被GEK63383g標準替代。GEK63383g要求的動剛度(動柔度倒數)是后者的4～5倍。

動柔度計算可采用穩態分析方法，進行單點激振諧響應分析；阻尼比建議與強迫振動分析取值一致。

動柔度限值規定的本質是廠家在進行轉子動力分析時需要對轉子約束條件進行假定，形成合理的力學分析模型，以便完成轉子分析設計并為基礎設計提供轉子擾力，如圖2所示。標準中未明確指明對動柔度評價點位置，筆者認為選擇軸承支撐點(轉軸處)更為合理，以反應整個基礎及軸承支撐結構對轉子的約束作用。

圖2 轉子動力分析模型示意圖

此外，標準指出，如果動柔度不滿足需要反饋動柔度曲線給廠家，以進行二次迭代分析。

2.2 強迫振動計算方法

標準中強迫振動計算方法與我國GB 50040—96《動力設備基礎設計規范》[3]中推薦的單點激振后平方和開平方根的方法不同。另外，GE燃氣發電機組有燃機—電機同轉速和燃機—電機不同轉速兩種情況。燃機—電機同轉速時，可以按標準推薦方法直接使用穩態分析；分析時，所有軸承處擾力可在單工況中直接施加，獲取的計算結果可直接用于動力特性評價。燃機—電機轉速不同時，穩態分析法則不適用。

多點擾力同時施加且轉速不同的強迫振動分析，最合理的分析方法是采用瞬態時程分析，以獲取激振后的穩態響應。另外的簡化方式是高低轉軸分開進行穩態分析，完成后將高低轉軸計算結果按頻率對應關系進行SRSS組合(平方和開根)或線性組合。前者更為準確，但建模工作量大，不同頻率時計算參數控制要求高；后者計算方便，但計算結果可能存在偏差。

3 工程分析實例

3.1 工程概況

某燃氣發電改造項目采用GE提供的6F機組，燃機額定轉速7 272.7 r/min，電機額定轉速為3 000 r/min。改造中需要對原6B燃機基礎進行復核，以判斷其是否可以利舊。基礎采用直徑為600 mm的灌注樁(共32根，平均樁長31 m，持力層為中風化泥巖)，基礎厚度平面尺寸21.7 m×8 m、最大厚度2.25 m，如圖3、圖4所示，基礎混凝土強度等級為C40。設備總重約230 t，基礎及覆土自重約845 t。

圖3 基礎平面布置圖

圖4 基礎典型橫剖面圖

3.2 計算參數及模型

基礎混凝土彈性模型Ec= 32.5 GPa，計算中阻尼比取3%。樁動剛度采用美國ACI-351.3R推薦的Novak方法[4-7]，計算獲得豎向剛度為Kz= 1 285.8 MN/m，水平剛度為Kh=237.5 MN/m。

計算模型中基礎采用殼單元，樁約束采用彈簧單元，軸承支撐點與基礎采用剛性桿接連；如圖5所示。

圖5 計算模型

模型中設備質量施加于基礎表面，通過剛性桿與基礎殼單元連接，轉子質量施加于軸承支撐點。

3.3 模態分析

自振頻率計算結果見表1所列，其中Ux、Uy、Uz分別為基礎縱向、橫向、豎向，Rx、Ry、Rz為對應轉動方法。一階振型為橫向振型、二階陣型為縱向振型，三階振型為平面扭轉陣型，前7階為主要質量參與振型。分析結果表明，燃機基礎在額定轉速80%～120%范圍內(電機對應頻率為40～60 Hz，燃機對應頻率97～146 Hz)，無明顯大質量參與振型。

表1 自振評率及參振質量比例

3.4 動柔度分析

動柔度評價的頻率范圍為0.9～1.1倍額定轉速，評價點為軸承支撐點(轉軸處)；計算結果見表2所列。

表2 動柔度計算結果

計算結果超出標準對基礎動柔度的要求，根據GEK63383g標準的要求，動柔度計算結果需返回廠家進行復核，必要時進行轉子動力學迭代分析。

3.5 強迫振動分析

廠家直接提供額定轉速下的擾力值，見表3所列。強迫振動計算結果見表4～表6所列，fn為設備額定轉速，評價點為基礎表面控制點(基礎頂面設備支座處)。

表3 廠家提供燃機發電機組擾力值

表4 采用時程分析法的強迫振動結果

表6 采用穩態線性疊加法的強迫振動結果

采用三種方法(時程法和穩態SRSS法和線性疊加法)計算結果均滿足標準要求；線性疊加法計算結果偏于保守，與時程法計算結果差異不大；本算例中部分核心頻率區間SRSS法計算結果小于時程分析，采用此法評價具有一定風險性；控制點強迫振動分析結果如圖6所示。根據本算例經驗，推薦實際工程中可以先采用處理較為簡單的線性疊加法計算基礎的強迫振動響應，如無法滿足標準要求再采用時程法進行更精確的計算。

圖6 控制點強迫振動分析結果

表5 采用穩態SRSS法的強迫振動結果

4 結論

本文對GEK63383g標準的進行了解讀和探討，并運用該標準完成工程實例分析。主要得到以下結論：

1)新標準增加了基礎動柔度要求，與GE另外一本燃機基礎設計標準(GE編號N91—448184)概念一致，但限值差別顯著。

2)由于部分燃機機組燃機—電機轉速不同，直接使用常規穩態分析，無法完全執行標準建議的強迫振動方法；可采用時程法和穩態線性或SRSS疊加法進行分析。

3)工程實例分析表明，采用穩態線性疊加法進行強迫振動分析結果比直接采用時程法分析結果大，偏于安全；采用SRSS法具有一定風險性；實際工程中可優先使用穩態線性疊加法，以簡化分析工作。

4)由于新版GEK63383g標準要求燃機基礎分析設計還需要同廠家多次配合，目前溝通機制尚不清晰；動柔度二次迭代問題會對工程進度產生不利影響，類似的設備—土建設計二次迭代問題已經困擾行業多年，尚需進一步開展研究工作。