大型燃气轮机进气系统降噪设计特点

黄保平 唐敏 王伟

1.江苏华强新能源科技有限公司；2.上海华强新能源技术有限公司

一、大型燃机进气系统的结构和运行特点

大型陆用燃气轮机主要用于能源发电，利用燃烧气体在动轮叶片间的膨胀做功。进气系统的主要功能在于将空气中的尘埃、杂物颗粒过滤，给燃气轮机提供充分的洁净空气。进气系统由进气过滤房和进气管道两部分组成，进气管道与燃气轮机压气机入口相连接。图一是大型燃机进气系统的布置和结构示意图，通常设计情况下，过滤房部分位于室外，进气管道置于室内。

图一：大型燃机进气系统结构示意图

在大型燃机进气系统结构庞大，处理风量高达600Nm³/s，燃机压气机的噪声源强度高，燃气轮机运行效率对进气系统压降值比较敏感。在设计进气系统管道消声器时，需要充分考虑这些因素。

二、大型燃机进气系统噪声源特征以及降噪的控制方式

燃气轮机进气系统本身是一个无动力系统，不会产生主动噪声。但是，由于进气系统的进气管道与燃机压气机进风口连接，压气机的噪音经由空气通道，一直传递到进气系统过滤房的空气入口，造成环境噪音污染。

大型燃气轮机的噪声主要是压气机内空气高速流动产生的气动噪声，燃烧室天然气燃烧膨胀产生的爆震噪声，以及机械结构运动过程中的噪声；这些噪声呈现出频带宽、噪声值高的特点，压气机入口处的声功率级一般都会达到160dB（A）左右。这些噪声沿着进气系统空气通道向通道外和进气系统入口方向传递，造成环境噪音污染程度相当严重，因此，在燃机进气系统的设计过程中，必须采取相应对策，确保符合相应的噪音排放标准。

表一是几种大型燃机压气机入口处的噪音频谱特征数据。

表一 压气机入口处频谱特性

从燃气轮机进气系统的结构看，燃气轮机压气机入口处辐射出来的噪音在进气系统中的传播途径有两条，一是透过进气系统空气通道壳体向外传播，二是从进气系统过滤房的空气入口处向外传播。相对应地，进气系统的声学设计中，分别采用通道的外壁隔声设计、空气通道中配置消声片设计，如图二所示。

图二：大型燃机进气系统的声学设计示意图

三、进气管道外壁的隔声设计特点

大型燃气轮机呈现出噪声辐射值高、进气流量大、电厂厂区环保要求高的特点，在一般的项目中燃气轮机的进气管道的外侧1m远1.5m高位置声功率级需低于98dB，管道的隔音量需达到63dB。结构上，进气管道是一个薄板结构件通道，需要满足大流量、高流速（流速一般会控制在40m/s左右）、压力波动范围大（±3000Pa）、结构强度要求高、使用年限要求高和高隔声量且需兼顾保温。进气系统的管道壁一般是采用5mm的碳钢板，外侧布置适量的加强筋，内外表面都按照高附着力、高耐久等要求进行了喷涂处理。

兼顾隔声、经济性和保温效果，管道外侧适合采用铺设复合隔声结构，复合隔声结构采用岩棉板、阻尼层及外护板的形式。为了防止形成声桥结构，固定护面的结构需与管道外壳之间会使用隔震结构进行连接。为了能够增加隔声结构的隔声效果，护面与岩棉之间设计有空气层。

图三:管道隔声结构

由于结构复杂，多层复合结构的隔声量的理论计算值与工程实际结果往往有较大偏差，因此，通过试验测量的方法更适用。适用于AE94.3A燃机进气系统管道外壁复合隔声结构的实验测试数据如表二；根据试验测试结果可以计算出管道外壁的实际的噪音声功率级，如表三。

表二：复合结构隔声量测试数据表

表三：管道隔声结构声学计算表

四、进气通道消声的设计特点

大型燃气轮机进气系统除了对管道外壁进行隔声处理外，为了满足系统的噪声辐射值要求，根据燃气电厂厂界的噪声排放要求和整个电厂的噪声排放规划的要求，一般项目会要求在距进气系统1m处，1.5m高的位置的声压级不能高于85dB（A）。

进气系统气流通道的声学设计影响因素有: 消音片的插入损失、过滤房滤芯的插入损失、沿程损失（沿管道的损失和壁板透射损失）、系统再生噪音。在进气系统中气流通道壁板一般都是用5mm左右的金属板和外壁加强筋制成，沿壁板透射的噪声相对管道内部的噪声基本可忽略不计，因此，压气机噪音通过进气系统到达过滤房空气入口处的噪音衰减值：

△L = △L1 + △L2 - △L3

其中, △L1=消音片的插入损失

△L2=过滤房滤芯的插入损失

△L3=系统再生噪音

（一）滤芯的插入损失

进气系统中滤芯是安装于过滤房的结构框架之上，滤芯与结构框架之间具有良好的密封性；结构框架一般是5mm厚的钢板制成，滤芯一般是由滤纸、框架和密封材料组成，均会有一定的隔声和吸声性能，理论上隔声性能与材料的面密度有关，初滤、反吹滤筒、框式精滤的插入损失各不相同，不同厂家提供的滤芯一般都会稍有差别，因此，在进气系统的声学设计时，这方面的影响是不可忽略的。不同项目的过滤房滤芯配置不同，对声学的影响也就不同。

表四显示，某项目AE94.3燃机进气系统过滤房配置两级滤芯，在不配置消音器的情况下，进气系统入口监测点的声压级如表5是115dB（A）左右。

表四 不加消音器时进气系统入口声压级计算表

（二）消音器的插入损失

仅仅有滤芯的消音降噪效果还是远远不能声学设计要求，需要在进气通道中设计安装消声器。进气系统中一般配置是阻性片式消音器，大型F级燃气轮机的进气量一般都在600Nm³/s左右，片式消音器的片间流速是一个重要的控制指标。

若片间流速设计的过小，消音器的体量就会非常大，设备的成本就较高，不经济；若进气系统消音片的片间流速过大，会造成消音器压力损失和再生噪声都会更大，同时，消音器压力损失过大会造成整个进气系统的运行阻力过大，燃气轮机的运行效率就会降低，如图三所示，一般把消音器压力损失控制在200Pa左右；再生噪声的增大也会影响消音器的消音效果。这是一个综合平衡的考虑。

图四：大型燃机进气系统压损与燃机效率关系图

消音器的消音量计算公式如下：

其中

式中φ（α0）是与材料吸声系数α0有关的消声系数；

α0正入射吸声系数；

P消音器通道截面周长；

S消音器通道截面积；

l消音器的有效长度；

消音器的压力损失计算方式如下：

局部阻力

在消音片设计过程中，需选择合适的截止频率范围，还需对消音片的高频失效问题进行校核。对于消音片厚度的确定、吸音材料的选择、包裹玻纤布的选择等，除了利用经验公式、材料数据之外，还是要做必要的样件测试。

燃气轮机进气系统管道消声器设计上，一个重要的原则是安全，绝对不可以有任何物件脱落。

（三）系统气动噪音（再生噪音）

在进气系统的声学设计过程中消音器的再生噪声是对消声性能影响的一个关键量，对于消音器的再生噪声可根据经验公式进行核算，公式如下：

其中：LWA为消音器气流再生噪声的A声功率级；

α为与消音器结构相关的参数；

v为消音器内的平均流速；

s为消音器内气流通道的总面积

进气系统中消音器为片式的，α我们取5dB，消音器的片间流速一般会控制在25m/s左右，故消音器位置的再生噪声的声功率级约为102.7dB；而进气系统消音器出口位置的理论声功率计会达到125dB左右，两者的差值较大，所以消音器的再生噪声基本可以忽略不计。

至此，进气系统过滤房入口处的噪声衰减值计算模型可以简化为：

其中, △L1=消音片的插入损失

△L2=过滤房滤芯的插入损失

五、工程验证

以某项目燃机进气系统的声学设计为验证目标，声学计算表如下：

表五：某燃机进气系统声学计算表

项目完成后，对该项目的进气系统的入口处噪音进行了实测，结果如下：

表六：某燃机进气系统运行噪音实地测量值

从测试结果可以发现设计模型与实测结果有较高的相关度，基本满足进气系统的声学设计需要，见图五、图六。

图五：进气口位置理论计算值与实测值对比表

图六：管道外侧理论值与实测值对比表

六、结论

综上所述，燃机进气系统是为燃气轮机配套的辅助系统，其应用场合决定了燃机进气系统声学设计的基本特点。

1.燃机进气系统声学设计需考虑管道外壁的隔声和沿气流通道方向的降噪设计。进气管道的外壁隔声采用复合结构；沿气流通道方向的降噪设计主要有消音片和滤芯。

2.沿气流通道方向的降噪设计时，必须考虑结构上的安全性，任何物件的脱落都将造成燃机叶片损害，造成巨大损失。

3.沿气流通道方向的降噪设计时, 考虑的主要降噪因素是进气管道中的消音片插入损失和过滤器滤芯插入损失两个方面。先根据过滤房的滤芯配置，确定滤芯的插入损失后，再考虑进气管道内消音器的设计。

4.隔声设计需兼顾高隔声结构与经济性的权衡。在消音器设计时压力损失和消音量之间是一对相互矛盾的量，而进气系统的压力损失又直接影响燃气轮机运行效率，我们设计时需兼顾进气系统的噪声控制要求、制造成本、运行经济性这三个方面，在具体项目实施中，应考虑项目具体要求做差异化设计。