離心式壓縮機系統降低噪聲的幾點建議

趙學儉

（勝利油田分公司油氣集輸總廠,山東 東營 257000）

1 前言

東營壓氣站擔負著勝利油田生產生活用氣的輸送和輕烴生產的任務，主要管理著一套55萬立方米/天的離心式壓縮機組、一套50萬立方米/天的輕烴回收裝置，以及丙烷制冷、熱煤爐系統、循環水、空壓機組等配套設施。在生產過程中由于氣量變化、壓力以及管道節流等因素影響，離心機系統出現了較為明顯的高噪音，部分輻射噪音值在90dB以上，嚴重的達到100dB，甚至更高，給職工的身心健康帶來一定影響。因此急需采取有效措施降低噪聲，保障職工健康。

2 現場噪聲測試結果分析

2.1 計時聲壓級分析

測試目的：確定壓縮機處噪聲水平；

測試方法：沿一段壓縮機周圍進行1min計時聲壓級噪聲測量，測量結果如圖2-1所示；

測試結果：隨著測點位置的改變，噪聲水平變化不大，最高聲壓級在92dB附近，最低聲壓級在89dB附近，等效連續聲壓級在91dB附近；

圖2 -1 壓縮機處噪聲水平測試結果

測試目的：確定噪聲位置及噪聲水平；

測試方法：沿一段壓縮機管線1min計時聲壓級噪聲測量，測量結果如圖2-2所示；

測試結果：隨著測點靠近壓縮機入口管線閥門處，噪聲急劇升高，等效連續聲壓級（Leq）保持在100dB附近，遠高于入口管第一、二彎頭處，同時對比壓縮機處噪聲水平，基本可以確定管道內的噪聲除了壓縮機本體振動之外，還有管道內的氣動噪聲。

圖2 -2 沿管線噪聲水平測試結果

2.2 振動測試結果與分析

2.2.1 壓縮機處振動分析

依據管路走向，在結構變化處兩側布置測振點，傳感器采用速度傳感器，數據采集卡采用中泰USB7660多通道數據采集卡，數據采集系統為中國石油大學(華東)機械動力學與仿真計算實驗室自主設計的振動信號采集系統。數據采用實時保存的方式進行，待采集系統時域振動信號穩定后，進行保存，每個通道存儲100000個數據點，采集時間為80s。下面結合測振點布置，對振動信號進行時域分析、頻域分析。

圖2 -3 一段入口

一段壓縮機入口處振動測試結果如圖2-3所示。壓縮機轉頻為90.13Hz（5408r/min）。一段入口處振動頻率集中于一倍頻(1X)、二倍頻(2X)，即一段壓縮機有輕微不平衡。可以認為90Hz噪聲主要由于壓縮機不平衡量引起。同時在1000～1400Hz處沒有振動。

圖2 -4 一段出口

一段壓縮機出口處振動測試結果如圖2-4所示。一段出口處振動頻率集中于一倍頻(1X)、二倍頻(2X)，即一段壓縮機有輕微不平衡。可以認為90Hz噪聲主要由于壓縮機不平衡量引起。同時在1250Hz處存在振動，根據頻率范圍推測，該頻率可能是由于管線內氣流激振或者壓縮機葉片出口導致的氣流激振。

圖2 -5 二段進口

二段壓縮機進口處振動測試結果如圖2-5所示。二段出口處振動頻率集中于一倍頻(1X)、二倍頻(2X)，即壓縮機有輕微不平衡，可以認為90Hz噪聲主要由于壓縮機不平衡量引起。同時1000～1400Hz處沒有振動。

圖2 -6 二段出口

二段壓縮機出口處振動測試結果如圖2-6示。二段出口處振動頻率集中于一倍頻(1X)、二倍頻(2X)、三倍頻(3X)、四倍頻(4X) ，即壓縮機有輕微不平衡。可以認為90Hz噪聲主要由于壓縮機不平衡量引起。同時在1250Hz處存在振動，結合一段出口處同樣存在1250Hz振動，推測該頻率可能是由于壓縮機葉片出口導致的氣流激振。

2.3 現場噪聲與振動測試結果分析小結

根據現場噪聲與振動測試結果，現對噪聲機理進行總結：

1.90 Hz噪聲是由于壓縮機存在輕微不平衡振動導致。2.1000Hz～2000Hz噪聲引起的原因有2個：

(1) 進口管線靠近閥門處振動明顯集中，且閥門前支座處有1000～1400Hz的頻率，因此進口管線處噪聲應為流體流經蝶閥時產生的氣動噪聲。

(2) 壓縮機一段二段出口處同時存在1250Hz振動，且僅出現在出口處，因此一段出口管線噪聲應為壓縮機葉片出口處因流體激振產生。

3 降噪方案建議

(1) 對現場壓縮機處、沿管道走向處進行噪聲測量，確定噪聲水平和噪聲特點，并對壓縮機本體及管道沿線進行振動測量和分析，初步確定噪聲源：1.90Hz噪聲是由于壓縮機存在輕微不平衡振動導致；1000～2000Hz噪聲引起的原因有2個：進口管線靠近閥門處振動明顯集中，且閥門前支座處有1000～1400Hz的頻率，因此進口管線處噪聲應為流體流經蝶閥時產生的氣動噪聲；壓縮機一段二段出口處同時存在1250Hz振動，且僅出現在出口處，因此一段出口管線噪聲應為壓縮機葉片出口處因流體激振產生。

(2)針對初步確定的噪聲源，進行閥門處噪聲特點的數值分析，同時采用有限元方法計算了進出口管路的模態分析，確定噪聲源的噪聲特點：距離閥門越近，音波信號越強，聲壓值變化越大。各觀測點氣動噪聲聲壓級的頻帶很寬，沒有明顯的主頻率，是一種寬頻噪聲。在同一流速下，閥門流場各觀測點氣動噪聲在低頻時聲壓級幅值較大，隨著頻率的升高，幅值持續下降。由此可知，氣動噪聲低頻部分能量較大，高頻部分能量較小。

(3) 通過對一段壓縮機進出口管線進行模態分析，計算進出口管線前8階固有頻率，得出進出口管線固有頻率最大值分別為79.34Hz和70.76Hz，而現場所測得的激振頻率為90Hz，不會產生結構共振。

(4) 針對不同的噪聲源產生噪聲的特點，提出降噪方案：針對入口管線噪聲寬頻的特點擬優化蝶閥隔音室，采用寬頻帶阻抗復合吸聲結構；針對出口管線主要需要消減氣流脈動；可以在離心壓縮機管線出口安裝孔板以消減氣流脈動。孔板的孔徑比一般取0.43～0.5；孔板的內徑邊緣處必須保留銳利棱角；孔板的材料要與管道材料相同，安裝在足夠大的進、出口法蘭處。

4 問題及展望

(1) 盡管對現場壓縮機及管路進行了振動和噪聲的測量與分析，但是由于壓縮機內部流道、葉片等沒有具體結構，尚未進行詳細的噪聲及振動分析。

(2) 盡管在不同開度下對于閥門進行了較為詳細的瞬態流場和聲場分析，但是由于時間關系尚未對原有隔音室的隔聲效果進行較為詳細的討論。

(3) 盡管針對閥門處隔音室提出了可行的優化方案，但是尚未具體進行圖紙的設計。