增壓站低頻噪聲識別與控制

張波，梁子曉，尹愛軍

（1.中國石油西南油氣田分公司 重慶氣礦工藝研究所，重慶 401147；2.重慶大學(xué) 機械工程學(xué)院 機械傳動國家重點實驗室，重慶 400044）

壓縮機是天然氣壓縮站內(nèi)必備的重要生產(chǎn)設(shè)備，在實際生產(chǎn)中發(fā)揮著重要的作用，但其在運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的強烈噪聲惡化了工作條件和生活壞境[1]。天然氣壓縮站內(nèi)的壓縮機產(chǎn)生的噪音主要為低頻噪音，其具有穿透力強、衰減緩慢、傳播距離較遠等特點，因此對于低頻噪聲的控制極為困難。人體內(nèi)器官的固有頻率本就處在低頻和超低頻范圍內(nèi)，極易與低頻噪音產(chǎn)生共振，進而人將會產(chǎn)生煩惱、感覺不適、心率過速、高血壓等癥狀，不僅導(dǎo)致人們的工作和生活質(zhì)量下降，而且容易引發(fā)安全事故[2]。

中石油川渝地區(qū)某增壓站壓縮機在正常運行時產(chǎn)生的噪聲值最高可達 100 dB(A)，從而導(dǎo)致壓縮站廠界區(qū)等效噪聲排放值高達66 dB(A)，超過了國家相關(guān)標準。站內(nèi)的噪音主要為頻率在 500 Hz以下的低頻噪音，控制難度較高。其總體特性如下：站內(nèi)噪聲源不唯一，并且極為分散；聲壓級頻帶寬，中低頻段能量居多，遠距離傳播能量強；噪聲值大，各頻段噪聲均在80 dB(A)以上，其中集中在1000 Hz以下的中低頻噪聲最多，0～500 Hz噪聲最為嚴重，均在100 dB(A)左右，直線傳播距離可達百米以外；多臺機組同時運行還會造成噪聲疊加，且會產(chǎn)生相互的噪聲反射，增大噪聲遠傳量。

天然氣增壓站噪聲不外乎空氣動力噪聲、振動噪聲和機械噪聲（撞擊、摩擦）三種[3-4]。增壓站噪聲源主要包括進氣噪聲、驅(qū)動機構(gòu)和機體輻射噪聲、排氣、管道和儲氣罐噪聲、排氣放空和閥門噪聲等幾部分。文中通過分析增壓站噪聲和振動特性[5-6]，識別低頻噪聲源，并以此為依據(jù)提出降噪改進設(shè)計方案。

1 振動噪聲測試

1.1 測試對象

增壓站壓縮機組為往復(fù)式壓縮機，型號為ZTY265，其主要參數(shù)見表1。

1.2 測試參數(shù)

根據(jù)壓縮機特點合理設(shè)計測點位置。噪聲監(jiān)測：包括進氣管、排氣管、壓縮缸、動力缸、冷卻器、廠房外附近噪聲等6個方面。根據(jù)工作現(xiàn)場的實際環(huán)境和噪聲測試要求對測點進行布置。

表1 ZTY265壓縮機參數(shù)

為了有效地測試振動信號，測點布置應(yīng)該包括機組各個能夠反映振動特征的重要位置，包括進氣管、排氣管、壓縮缸、動力缸、冷卻器、廠房外墻體振動等6個方面。另外，根據(jù)現(xiàn)場測試當中發(fā)現(xiàn)的問題及時更改測點位置，保證測試結(jié)果滿足數(shù)據(jù)分析要求。測點布置見圖1。

2 信號分析

2.1 噪聲信號分析

頻域分析可以準確分析信號的特征，因此，主要在頻域?qū)ζ浞底V進行分析，獲取其特征頻率，分析噪聲的產(chǎn)生原因。由表2可知，測點1和3位置，即冷卻器和壓縮缸附近聲壓級較高，最高聲壓級可分別高達129.2 dB和127.7 dB。因此低頻噪音源極有可能來自于冷卻器和壓縮缸。

表2 噪聲聲壓級及其位置

圖2為測點4，5的1/3倍頻程分析結(jié)果。噪聲功率級在25 Hz和63 Hz中心頻率處達到最高，且都高于 80 dB。100 Hz以上的中高頻噪聲聲壓級均在80 dB以下。

根據(jù)往復(fù)式壓縮機的工作特性，氣缸進氣閥間歇性開閉，空氣周期性地被吸入氣缸，與空壓機部件的撞擊以及間歇運動產(chǎn)生渦流。開啟排氣閥后，位于氣缸內(nèi)的空氣突然高速噴出，排氣管道內(nèi)氣閥附近的氣體受到氣流沖擊，產(chǎn)生壓力劇變，形成壓力波。因此，壓力脈動氣流的基頻噪聲與其各次諧波噪聲及渦流噪聲是在進排氣過程中激發(fā)的，該噪聲是一種典型的低頻噪聲。由頻譜分析可知，噪聲能量主要集中在500 Hz以下的低頻組分。由圖3的進排氣測點4，5的噪聲功率譜不難發(fā)現(xiàn)，噪聲主要低頻成分為11.30 Hz，17.14 Hz。

進排氣低頻噪聲的強度不僅受壓縮機的功率、轉(zhuǎn)速等因素影響[7-8]，并且隨壓縮機的轉(zhuǎn)速及負荷的改變而改變。進排氣噪聲特征頻率為：

式中：n為壓縮機轉(zhuǎn)速；i為諧波次數(shù)，i=1,2,3,…。根據(jù)增壓站的工況參數(shù)，ZTY系列壓縮機工作轉(zhuǎn)速為 340～400 r/min，因此，圖 3中的低頻成分11.30，17.14 Hz，分別是壓縮機進排氣頻率的2倍頻和3倍頻。

圖4和圖5為室外測點6的分析結(jié)果。噪聲強度較室內(nèi)噪聲略有降低，低頻噪聲主要集中在 11.23，17.13 Hz頻率處。其中17.13 Hz處的25 Hz中心頻率處次聲聲壓級接近80 dB。低頻噪聲波長較長，由于衍射效應(yīng)，很容易繞過墻體向外輻射。因此，降噪房外噪聲的低頻特性依然顯著，聲壓級較高。

2.2 振動信號分析

壓縮機本身是產(chǎn)生所有振動和噪聲的根源，隨著壓縮機的旋轉(zhuǎn)壓縮氣體做功，它不僅產(chǎn)生機體的機械振動，還會產(chǎn)生壓縮氣體的沖擊振動。因此文中采集了壓縮機機組的振動信號，分析壓縮機機組的振動特性[9-10]，并將振動信號和噪聲信號相比較，更清楚地判斷壓縮氣機組的噪聲源。由表3可知，測點2即燃氣機組動力缸振動最為劇烈，峰值加速度可超過40 m/s2。測點 3壓縮缸次之，峰值加速度主要集中在 13 m/s2附近。相比而言，測點4和5進排氣管振動較為輕微，加速度低于6 m/s2。表明機組振源主要集中在動力缸附近。

表3 振動加速度最大值及其位置

由圖6可知，測點2動力缸振動能量主要集中在高頻區(qū)（8000 Hz），這主要是由于燃燒室的氣體燃燒所造成。測點3壓縮缸振動能量集中在中高頻區(qū)（160 Hz，500 Hz）。其他結(jié)構(gòu)振動能量主要集中在50 Hz以上的頻率帶。進（排）氣管振動能量主要集中在11.30，22.48，37.33 Hz等低頻帶，為壓縮機工作頻率的第2，3次諧波，不是主要振動源。

3 噪聲識別

由上述分析可知，燃氣機組中，動力缸振動最為劇烈，峰值振動加速度可達 40 m/s2，振動能量主要集中于8000 Hz附近的高頻區(qū)域。噪聲產(chǎn)生的主要部位集中于冷卻器和壓縮缸的進排氣管，且以11，17 Hz的低頻噪聲為主，聲壓級較高，分別為129.2，127.7 dB。通過燃氣機組的工況參數(shù)可知，低頻噪聲的產(chǎn)生與機組工作時吸排氣動作密切相關(guān)。因此，初步判斷燃機機組產(chǎn)生的低頻噪聲污染主要是由于機組周期性吸排氣時，管道和機組壁投射出的空氣動力性噪聲所造成的。機組振源的劇烈振動不是產(chǎn)生低頻噪聲污染的主要原因。

進一步利用相干函數(shù)分析法[11-13]分析振動與低頻噪聲的相干關(guān)系。圖7為測點2振動與噪聲的相干分析結(jié)果。由圖7可知，相干系數(shù)基本上都在0.5以下，可判定低頻噪聲主要不是由振動引起。

4 降噪措施

通過以上測試及分析可知，壓縮機組在進排氣工作的過程中，可產(chǎn)生高達70 dB（A）的全頻帶噪聲，并且包含聲壓級高達 100 dB的次聲，尤其以頻率11 Hz和17 Hz為主。壓縮機次聲傳播主要有兩個方面：一方面通過機體外表面以及與機體外表面相連的剛性零件的振動向外傳播；另一方面通過排煙消聲器的表面振動及其出口向外輻射。因此在對次頻噪聲進行噪聲控制[14-15]時，應(yīng)考慮對整體壓縮器機組和廠房兩部分的噪聲控制。

為降低機械振動通過基礎(chǔ)向外傳播，可以考慮在壓縮機基礎(chǔ)鋪設(shè)減振裝置。同時為減少空壓機的進排氣低頻噪音，可采取安裝抗性消聲器的方法。為降低次聲的繞射，可采取以下措施：合理設(shè)計排煙消聲圍護結(jié)構(gòu)的高度；考慮廠房頂棚采用多孔材料吸聲結(jié)構(gòu)（頂棚吸聲結(jié)構(gòu)和懸掛空間吸聲體），用以降低空壓機房向室外環(huán)境輻射的噪聲；將單層墻體換成雙層隔聲墻，以衰減噪聲傳播。為減小噪聲混響疊加對室內(nèi)聲環(huán)境的影響，可在頂棚內(nèi)壁面加裝微穿孔空腔共振吸聲板。

5 結(jié)語

針對壓縮站低頻噪聲污染嚴重的問題，通過對壓縮機組噪聲、振動等方面的數(shù)據(jù)分析，準確判斷壓縮機噪聲源的位置和噪聲的特征頻率，由此得出低頻噪聲污染主要是由于機組周期性吸排氣時，管道和機組壁投射出的空氣動力性噪聲所造成，而不是機組的振動所引起的。在此基礎(chǔ)上提出壓縮機組的噪聲控制設(shè)計方案，為壓縮站的低頻降噪提供相應(yīng)的借鑒指導(dǎo)。

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