大型燃氣輪機進氣系統降噪設計特點

黃保平 唐敏 王偉

1.江蘇華強新能源科技有限公司；2.上海華強新能源技術有限公司

一、大型燃機進氣系統的結構和運行特點

大型陸用燃氣輪機主要用于能源發電，利用燃燒氣體在動輪葉片間的膨脹做功。進氣系統的主要功能在于將空氣中的塵埃、雜物顆粒過濾，給燃氣輪機提供充分的潔凈空氣。進氣系統由進氣過濾房和進氣管道兩部分組成，進氣管道與燃氣輪機壓氣機入口相連接。圖一是大型燃機進氣系統的布置和結構示意圖，通常設計情況下，過濾房部分位于室外，進氣管道置于室內。

圖一：大型燃機進氣系統結構示意圖

在大型燃機進氣系統結構龐大，處理風量高達600Nm3/s，燃機壓氣機的噪聲源強度高，燃氣輪機運行效率對進氣系統壓降值比較敏感。在設計進氣系統管道消聲器時，需要充分考慮這些因素。

二、大型燃機進氣系統噪聲源特征以及降噪的控制方式

燃氣輪機進氣系統本身是一個無動力系統，不會產生主動噪聲。但是，由于進氣系統的進氣管道與燃機壓氣機進風口連接，壓氣機的噪音經由空氣通道，一直傳遞到進氣系統過濾房的空氣入口，造成環境噪音污染。

大型燃氣輪機的噪聲主要是壓氣機內空氣高速流動產生的氣動噪聲，燃燒室天然氣燃燒膨脹產生的爆震噪聲，以及機械結構運動過程中的噪聲；這些噪聲呈現出頻帶寬、噪聲值高的特點，壓氣機入口處的聲功率級一般都會達到160dB（A）左右。這些噪聲沿著進氣系統空氣通道向通道外和進氣系統入口方向傳遞，造成環境噪音污染程度相當嚴重，因此，在燃機進氣系統的設計過程中，必須采取相應對策，確保符合相應的噪音排放標準。

表一是幾種大型燃機壓氣機入口處的噪音頻譜特征數據。

表一 壓氣機入口處頻譜特性

從燃氣輪機進氣系統的結構看，燃氣輪機壓氣機入口處輻射出來的噪音在進氣系統中的傳播途徑有兩條，一是透過進氣系統空氣通道殼體向外傳播，二是從進氣系統過濾房的空氣入口處向外傳播。相對應地，進氣系統的聲學設計中，分別采用通道的外壁隔聲設計、空氣通道中配置消聲片設計，如圖二所示。

圖二：大型燃機進氣系統的聲學設計示意圖

三、進氣管道外壁的隔聲設計特點

大型燃氣輪機呈現出噪聲輻射值高、進氣流量大、電廠廠區環保要求高的特點，在一般的項目中燃氣輪機的進氣管道的外側1m遠1.5m高位置聲功率級需低于98dB，管道的隔音量需達到63dB。結構上，進氣管道是一個薄板結構件通道，需要滿足大流量、高流速（流速一般會控制在40m/s左右）、壓力波動范圍大（±3000Pa）、結構強度要求高、使用年限要求高和高隔聲量且需兼顧保溫。進氣系統的管道壁一般是采用5mm的碳鋼板，外側布置適量的加強筋，內外表面都按照高附著力、高耐久等要求進行了噴涂處理。

兼顧隔聲、經濟性和保溫效果，管道外側適合采用鋪設復合隔聲結構，復合隔聲結構采用巖棉板、阻尼層及外護板的形式。為了防止形成聲橋結構，固定護面的結構需與管道外殼之間會使用隔震結構進行連接。為了能夠增加隔聲結構的隔聲效果，護面與巖棉之間設計有空氣層。

圖三:管道隔聲結構

由于結構復雜，多層復合結構的隔聲量的理論計算值與工程實際結果往往有較大偏差，因此，通過試驗測量的方法更適用。適用于AE94.3A燃機進氣系統管道外壁復合隔聲結構的實驗測試數據如表二；根據試驗測試結果可以計算出管道外壁的實際的噪音聲功率級，如表三。

表二：復合結構隔聲量測試數據表

表三：管道隔聲結構聲學計算表

四、進氣通道消聲的設計特點

大型燃氣輪機進氣系統除了對管道外壁進行隔聲處理外，為了滿足系統的噪聲輻射值要求，根據燃氣電廠廠界的噪聲排放要求和整個電廠的噪聲排放規劃的要求，一般項目會要求在距進氣系統1m處，1.5m高的位置的聲壓級不能高于85dB（A）。

進氣系統氣流通道的聲學設計影響因素有: 消音片的插入損失、過濾房濾芯的插入損失、沿程損失（沿管道的損失和壁板透射損失）、系統再生噪音。在進氣系統中氣流通道壁板一般都是用5mm左右的金屬板和外壁加強筋制成，沿壁板透射的噪聲相對管道內部的噪聲基本可忽略不計，因此，壓氣機噪音通過進氣系統到達過濾房空氣入口處的噪音衰減值：

△L = △L1 + △L2 - △L3

其中, △L1=消音片的插入損失

△L2=過濾房濾芯的插入損失

△L3=系統再生噪音

（一）濾芯的插入損失

進氣系統中濾芯是安裝于過濾房的結構框架之上，濾芯與結構框架之間具有良好的密封性；結構框架一般是5mm厚的鋼板制成，濾芯一般是由濾紙、框架和密封材料組成，均會有一定的隔聲和吸聲性能，理論上隔聲性能與材料的面密度有關，初濾、反吹濾筒、框式精濾的插入損失各不相同，不同廠家提供的濾芯一般都會稍有差別，因此，在進氣系統的聲學設計時，這方面的影響是不可忽略的。不同項目的過濾房濾芯配置不同，對聲學的影響也就不同。

表四顯示，某項目AE94.3燃機進氣系統過濾房配置兩級濾芯，在不配置消音器的情況下，進氣系統入口監測點的聲壓級如表5是115dB（A）左右。

表四 不加消音器時進氣系統入口聲壓級計算表

（二）消音器的插入損失

僅僅有濾芯的消音降噪效果還是遠遠不能聲學設計要求，需要在進氣通道中設計安裝消聲器。進氣系統中一般配置是阻性片式消音器，大型F級燃氣輪機的進氣量一般都在600Nm3/s左右，片式消音器的片間流速是一個重要的控制指標。

若片間流速設計的過小，消音器的體量就會非常大，設備的成本就較高，不經濟；若進氣系統消音片的片間流速過大，會造成消音器壓力損失和再生噪聲都會更大，同時，消音器壓力損失過大會造成整個進氣系統的運行阻力過大，燃氣輪機的運行效率就會降低，如圖三所示，一般把消音器壓力損失控制在200Pa左右；再生噪聲的增大也會影響消音器的消音效果。這是一個綜合平衡的考慮。

圖四：大型燃機進氣系統壓損與燃機效率關系圖

消音器的消音量計算公式如下：

其中

式中φ（α0）是與材料吸聲系數α0有關的消聲系數；

α0正入射吸聲系數；

P消音器通道截面周長；

S消音器通道截面積；

l消音器的有效長度；

消音器的壓力損失計算方式如下：

局部阻力

在消音片設計過程中，需選擇合適的截止頻率范圍，還需對消音片的高頻失效問題進行校核。對于消音片厚度的確定、吸音材料的選擇、包裹玻纖布的選擇等，除了利用經驗公式、材料數據之外，還是要做必要的樣件測試。

燃氣輪機進氣系統管道消聲器設計上，一個重要的原則是安全，絕對不可以有任何物件脫落。

（三）系統氣動噪音（再生噪音）

在進氣系統的聲學設計過程中消音器的再生噪聲是對消聲性能影響的一個關鍵量，對于消音器的再生噪聲可根據經驗公式進行核算，公式如下：

其中：LWA為消音器氣流再生噪聲的A聲功率級；

α為與消音器結構相關的參數；

v為消音器內的平均流速；

s為消音器內氣流通道的總面積

進氣系統中消音器為片式的，α我們取5dB，消音器的片間流速一般會控制在25m/s左右，故消音器位置的再生噪聲的聲功率級約為102.7dB；而進氣系統消音器出口位置的理論聲功率計會達到125dB左右，兩者的差值較大，所以消音器的再生噪聲基本可以忽略不計。

至此，進氣系統過濾房入口處的噪聲衰減值計算模型可以簡化為：

其中, △L1=消音片的插入損失

△L2=過濾房濾芯的插入損失

五、工程驗證

以某項目燃機進氣系統的聲學設計為驗證目標，聲學計算表如下：

表五：某燃機進氣系統聲學計算表

項目完成后，對該項目的進氣系統的入口處噪音進行了實測，結果如下：

表六：某燃機進氣系統運行噪音實地測量值

從測試結果可以發現設計模型與實測結果有較高的相關度，基本滿足進氣系統的聲學設計需要，見圖五、圖六。

圖五：進氣口位置理論計算值與實測值對比表

圖六：管道外側理論值與實測值對比表

六、結論

綜上所述，燃機進氣系統是為燃氣輪機配套的輔助系統，其應用場合決定了燃機進氣系統聲學設計的基本特點。

1.燃機進氣系統聲學設計需考慮管道外壁的隔聲和沿氣流通道方向的降噪設計。進氣管道的外壁隔聲采用復合結構；沿氣流通道方向的降噪設計主要有消音片和濾芯。

2.沿氣流通道方向的降噪設計時，必須考慮結構上的安全性，任何物件的脫落都將造成燃機葉片損害，造成巨大損失。

3.沿氣流通道方向的降噪設計時, 考慮的主要降噪因素是進氣管道中的消音片插入損失和過濾器濾芯插入損失兩個方面。先根據過濾房的濾芯配置，確定濾芯的插入損失后，再考慮進氣管道內消音器的設計。

4.隔聲設計需兼顧高隔聲結構與經濟性的權衡。在消音器設計時壓力損失和消音量之間是一對相互矛盾的量，而進氣系統的壓力損失又直接影響燃氣輪機運行效率，我們設計時需兼顧進氣系統的噪聲控制要求、制造成本、運行經濟性這三個方面，在具體項目實施中，應考慮項目具體要求做差異化設計。