离心式压缩机系统降低噪声的几点建议

赵学俭

（胜利油田分公司油气集输总厂,山东 东营 257000）

1 前言

东营压气站担负着胜利油田生产生活用气的输送和轻烃生产的任务，主要管理着一套55万立方米/天的离心式压缩机组、一套50万立方米/天的轻烃回收装置，以及丙烷制冷、热煤炉系统、循环水、空压机组等配套设施。在生产过程中由于气量变化、压力以及管道节流等因素影响，离心机系统出现了较为明显的高噪音，部分辐射噪音值在90dB以上，严重的达到100dB，甚至更高，给职工的身心健康带来一定影响。因此急需采取有效措施降低噪声，保障职工健康。

2 现场噪声测试结果分析

2.1 计时声压级分析

测试目的：确定压缩机处噪声水平；

测试方法：沿一段压缩机周围进行1min计时声压级噪声测量，测量结果如图2-1所示；

测试结果：随着测点位置的改变，噪声水平变化不大，最高声压级在92dB附近，最低声压级在89dB附近，等效连续声压级在91dB附近；

图2 -1 压缩机处噪声水平测试结果

测试目的：确定噪声位置及噪声水平；

测试方法：沿一段压缩机管线1min计时声压级噪声测量，测量结果如图2-2所示；

测试结果：随着测点靠近压缩机入口管线阀门处，噪声急剧升高，等效连续声压级（Leq）保持在100dB附近，远高于入口管第一、二弯头处，同时对比压缩机处噪声水平，基本可以确定管道内的噪声除了压缩机本体振动之外，还有管道内的气动噪声。

图2 -2 沿管线噪声水平测试结果

2.2 振动测试结果与分析

2.2.1 压缩机处振动分析

依据管路走向，在结构变化处两侧布置测振点，传感器采用速度传感器，数据采集卡采用中泰USB7660多通道数据采集卡，数据采集系统为中国石油大学(华东)机械动力学与仿真计算实验室自主设计的振动信号采集系统。数据采用实时保存的方式进行，待采集系统时域振动信号稳定后，进行保存，每个通道存储100000个数据点，采集时间为80s。下面结合测振点布置，对振动信号进行时域分析、频域分析。

图2 -3 一段入口

一段压缩机入口处振动测试结果如图2-3所示。压缩机转频为90.13Hz（5408r/min）。一段入口处振动频率集中于一倍频(1X)、二倍频(2X)，即一段压缩机有轻微不平衡。可以认为90Hz噪声主要由于压缩机不平衡量引起。同时在1000～1400Hz处没有振动。

图2 -4 一段出口

一段压缩机出口处振动测试结果如图2-4所示。一段出口处振动频率集中于一倍频(1X)、二倍频(2X)，即一段压缩机有轻微不平衡。可以认为90Hz噪声主要由于压缩机不平衡量引起。同时在1250Hz处存在振动，根据频率范围推测，该频率可能是由于管线内气流激振或者压缩机叶片出口导致的气流激振。

图2 -5 二段进口

二段压缩机进口处振动测试结果如图2-5所示。二段出口处振动频率集中于一倍频(1X)、二倍频(2X)，即压缩机有轻微不平衡，可以认为90Hz噪声主要由于压缩机不平衡量引起。同时1000～1400Hz处没有振动。

图2 -6 二段出口

二段压缩机出口处振动测试结果如图2-6示。二段出口处振动频率集中于一倍频(1X)、二倍频(2X)、三倍频(3X)、四倍频(4X) ，即压缩机有轻微不平衡。可以认为90Hz噪声主要由于压缩机不平衡量引起。同时在1250Hz处存在振动，结合一段出口处同样存在1250Hz振动，推测该频率可能是由于压缩机叶片出口导致的气流激振。

2.3 现场噪声与振动测试结果分析小结

根据现场噪声与振动测试结果，现对噪声机理进行总结：

1.90 Hz噪声是由于压缩机存在轻微不平衡振动导致。2.1000Hz～2000Hz噪声引起的原因有2个：

(1) 进口管线靠近阀门处振动明显集中，且阀门前支座处有1000～1400Hz的频率，因此进口管线处噪声应为流体流经蝶阀时产生的气动噪声。

(2) 压缩机一段二段出口处同时存在1250Hz振动，且仅出现在出口处，因此一段出口管线噪声应为压缩机叶片出口处因流体激振产生。

3 降噪方案建议

(1) 对现场压缩机处、沿管道走向处进行噪声测量，确定噪声水平和噪声特点，并对压缩机本体及管道沿线进行振动测量和分析，初步确定噪声源：1.90Hz噪声是由于压缩机存在轻微不平衡振动导致；1000～2000Hz噪声引起的原因有2个：进口管线靠近阀门处振动明显集中，且阀门前支座处有1000～1400Hz的频率，因此进口管线处噪声应为流体流经蝶阀时产生的气动噪声；压缩机一段二段出口处同时存在1250Hz振动，且仅出现在出口处，因此一段出口管线噪声应为压缩机叶片出口处因流体激振产生。

(2)针对初步确定的噪声源，进行阀门处噪声特点的数值分析，同时采用有限元方法计算了进出口管路的模态分析，确定噪声源的噪声特点：距离阀门越近，音波信号越强，声压值变化越大。各观测点气动噪声声压级的频带很宽，没有明显的主频率，是一种宽频噪声。在同一流速下，阀门流场各观测点气动噪声在低频时声压级幅值较大，随着频率的升高，幅值持续下降。由此可知，气动噪声低频部分能量较大，高频部分能量较小。

(3) 通过对一段压缩机进出口管线进行模态分析，计算进出口管线前8阶固有频率，得出进出口管线固有频率最大值分别为79.34Hz和70.76Hz，而现场所测得的激振频率为90Hz，不会产生结构共振。

(4) 针对不同的噪声源产生噪声的特点，提出降噪方案：针对入口管线噪声宽频的特点拟优化蝶阀隔音室，采用宽频带阻抗复合吸声结构；针对出口管线主要需要消减气流脉动；可以在离心压缩机管线出口安装孔板以消减气流脉动。孔板的孔径比一般取0.43～0.5；孔板的内径边缘处必须保留锐利棱角；孔板的材料要与管道材料相同，安装在足够大的进、出口法兰处。

4 问题及展望

(1) 尽管对现场压缩机及管路进行了振动和噪声的测量与分析，但是由于压缩机内部流道、叶片等没有具体结构，尚未进行详细的噪声及振动分析。

(2) 尽管在不同开度下对于阀门进行了较为详细的瞬态流场和声场分析，但是由于时间关系尚未对原有隔音室的隔声效果进行较为详细的讨论。

(3) 尽管针对阀门处隔音室提出了可行的优化方案，但是尚未具体进行图纸的设计。