增压站低频噪声识别与控制

张波，梁子晓，尹爱军

（1.中国石油西南油气田分公司 重庆气矿工艺研究所，重庆 401147；2.重庆大学 机械工程学院 机械传动国家重点实验室，重庆 400044）

压缩机是天然气压缩站内必备的重要生产设备，在实际生产中发挥着重要的作用，但其在运转时产生的强烈噪声恶化了工作条件和生活坏境[1]。天然气压缩站内的压缩机产生的噪音主要为低频噪音，其具有穿透力强、衰减缓慢、传播距离较远等特点，因此对于低频噪声的控制极为困难。人体内器官的固有频率本就处在低频和超低频范围内，极易与低频噪音产生共振，进而人将会产生烦恼、感觉不适、心率过速、高血压等症状，不仅导致人们的工作和生活质量下降，而且容易引发安全事故[2]。

中石油川渝地区某增压站压缩机在正常运行时产生的噪声值最高可达 100 dB(A)，从而导致压缩站厂界区等效噪声排放值高达66 dB(A)，超过了国家相关标准。站内的噪音主要为频率在 500 Hz以下的低频噪音，控制难度较高。其总体特性如下：站内噪声源不唯一，并且极为分散；声压级频带宽，中低频段能量居多，远距离传播能量强；噪声值大，各频段噪声均在80 dB(A)以上，其中集中在1000 Hz以下的中低频噪声最多，0～500 Hz噪声最为严重，均在100 dB(A)左右，直线传播距离可达百米以外；多台机组同时运行还会造成噪声叠加，且会产生相互的噪声反射，增大噪声远传量。

天然气增压站噪声不外乎空气动力噪声、振动噪声和机械噪声（撞击、摩擦）三种[3-4]。增压站噪声源主要包括进气噪声、驱动机构和机体辐射噪声、排气、管道和储气罐噪声、排气放空和阀门噪声等几部分。文中通过分析增压站噪声和振动特性[5-6]，识别低频噪声源，并以此为依据提出降噪改进设计方案。

1 振动噪声测试

1.1 测试对象

增压站压缩机组为往复式压缩机，型号为ZTY265，其主要参数见表1。

1.2 测试参数

根据压缩机特点合理设计测点位置。噪声监测：包括进气管、排气管、压缩缸、动力缸、冷却器、厂房外附近噪声等6个方面。根据工作现场的实际环境和噪声测试要求对测点进行布置。

表1 ZTY265压缩机参数

为了有效地测试振动信号，测点布置应该包括机组各个能够反映振动特征的重要位置，包括进气管、排气管、压缩缸、动力缸、冷却器、厂房外墙体振动等6个方面。另外，根据现场测试当中发现的问题及时更改测点位置，保证测试结果满足数据分析要求。测点布置见图1。

2 信号分析

2.1 噪声信号分析

频域分析可以准确分析信号的特征，因此，主要在频域对其幅值谱进行分析，获取其特征频率，分析噪声的产生原因。由表2可知，测点1和3位置，即冷却器和压缩缸附近声压级较高，最高声压级可分别高达129.2 dB和127.7 dB。因此低频噪音源极有可能来自于冷却器和压缩缸。

表2 噪声声压级及其位置

图2为测点4，5的1/3倍频程分析结果。噪声功率级在25 Hz和63 Hz中心频率处达到最高，且都高于 80 dB。100 Hz以上的中高频噪声声压级均在80 dB以下。

根据往复式压缩机的工作特性，气缸进气阀间歇性开闭，空气周期性地被吸入气缸，与空压机部件的撞击以及间歇运动产生涡流。开启排气阀后，位于气缸内的空气突然高速喷出，排气管道内气阀附近的气体受到气流冲击，产生压力剧变，形成压力波。因此，压力脉动气流的基频噪声与其各次谐波噪声及涡流噪声是在进排气过程中激发的，该噪声是一种典型的低频噪声。由频谱分析可知，噪声能量主要集中在500 Hz以下的低频组分。由图3的进排气测点4，5的噪声功率谱不难发现，噪声主要低频成分为11.30 Hz，17.14 Hz。

进排气低频噪声的强度不仅受压缩机的功率、转速等因素影响[7-8]，并且随压缩机的转速及负荷的改变而改变。进排气噪声特征频率为：

式中：n为压缩机转速；i为谐波次数，i=1,2,3,…。根据增压站的工况参数，ZTY系列压缩机工作转速为 340～400 r/min，因此，图 3中的低频成分11.30，17.14 Hz，分别是压缩机进排气频率的2倍频和3倍频。

图4和图5为室外测点6的分析结果。噪声强度较室内噪声略有降低，低频噪声主要集中在 11.23，17.13 Hz频率处。其中17.13 Hz处的25 Hz中心频率处次声声压级接近80 dB。低频噪声波长较长，由于衍射效应，很容易绕过墙体向外辐射。因此，降噪房外噪声的低频特性依然显著，声压级较高。

2.2 振动信号分析

压缩机本身是产生所有振动和噪声的根源，随着压缩机的旋转压缩气体做功，它不仅产生机体的机械振动，还会产生压缩气体的冲击振动。因此文中采集了压缩机机组的振动信号，分析压缩机机组的振动特性[9-10]，并将振动信号和噪声信号相比较，更清楚地判断压缩气机组的噪声源。由表3可知，测点2即燃气机组动力缸振动最为剧烈，峰值加速度可超过40 m/s2。测点 3压缩缸次之，峰值加速度主要集中在 13 m/s2附近。相比而言，测点4和5进排气管振动较为轻微，加速度低于6 m/s2。表明机组振源主要集中在动力缸附近。

表3 振动加速度最大值及其位置

由图6可知，测点2动力缸振动能量主要集中在高频区（8000 Hz），这主要是由于燃烧室的气体燃烧所造成。测点3压缩缸振动能量集中在中高频区（160 Hz，500 Hz）。其他结构振动能量主要集中在50 Hz以上的频率带。进（排）气管振动能量主要集中在11.30，22.48，37.33 Hz等低频带，为压缩机工作频率的第2，3次谐波，不是主要振动源。

3 噪声识别

由上述分析可知，燃气机组中，动力缸振动最为剧烈，峰值振动加速度可达 40 m/s2，振动能量主要集中于8000 Hz附近的高频区域。噪声产生的主要部位集中于冷却器和压缩缸的进排气管，且以11，17 Hz的低频噪声为主，声压级较高，分别为129.2，127.7 dB。通过燃气机组的工况参数可知，低频噪声的产生与机组工作时吸排气动作密切相关。因此，初步判断燃机机组产生的低频噪声污染主要是由于机组周期性吸排气时，管道和机组壁投射出的空气动力性噪声所造成的。机组振源的剧烈振动不是产生低频噪声污染的主要原因。

进一步利用相干函数分析法[11-13]分析振动与低频噪声的相干关系。图7为测点2振动与噪声的相干分析结果。由图7可知，相干系数基本上都在0.5以下，可判定低频噪声主要不是由振动引起。

4 降噪措施

通过以上测试及分析可知，压缩机组在进排气工作的过程中，可产生高达70 dB（A）的全频带噪声，并且包含声压级高达 100 dB的次声，尤其以频率11 Hz和17 Hz为主。压缩机次声传播主要有两个方面：一方面通过机体外表面以及与机体外表面相连的刚性零件的振动向外传播；另一方面通过排烟消声器的表面振动及其出口向外辐射。因此在对次频噪声进行噪声控制[14-15]时，应考虑对整体压缩器机组和厂房两部分的噪声控制。

为降低机械振动通过基础向外传播，可以考虑在压缩机基础铺设减振装置。同时为减少空压机的进排气低频噪音，可采取安装抗性消声器的方法。为降低次声的绕射，可采取以下措施：合理设计排烟消声围护结构的高度；考虑厂房顶棚采用多孔材料吸声结构（顶棚吸声结构和悬挂空间吸声体），用以降低空压机房向室外环境辐射的噪声；将单层墙体换成双层隔声墙，以衰减噪声传播。为减小噪声混响叠加对室内声环境的影响，可在顶棚内壁面加装微穿孔空腔共振吸声板。

5 结语

针对压缩站低频噪声污染严重的问题，通过对压缩机组噪声、振动等方面的数据分析，准确判断压缩机噪声源的位置和噪声的特征频率，由此得出低频噪声污染主要是由于机组周期性吸排气时，管道和机组壁投射出的空气动力性噪声所造成，而不是机组的振动所引起的。在此基础上提出压缩机组的噪声控制设计方案，为压缩站的低频降噪提供相应的借鉴指导。

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