Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок - Источники шума на паротурбинных электростанциях

ГЛАВА ВТОРАЯ
ОСНОВНЫЕ ИСТОЧНИКИ ШУМА ЭНЕРГООБОРУДОВАНИЯ

1. 1. Источники шума на паротурбинных электростанциях

Оборудование тепловых электростанций (ТЭС) создает шум во всем звуковом диапазоне, воспринимаемом человеком. Основными источниками шума на тепловых электростанциях являются турбины, дутьевые вентиляторы, дымососы, мельницы, градирни, компрессоры, насосы, трубопроводы, клапаны и т. д.
В [10] приведены результаты исследования основных параметров звукового поля в машинном зале современной блочной тепловой электростанции. Был определен спектральный состав шума в машинных залах восьми блочных ГРЭС: Змиевской, Славянской, Углегорской, Старобешевской, Приднепровской, Запорожской, Криворожской-2 и Трипольской.
Многочисленные замеры позволили получить усредненные значения уровней шума на рабочих местах и в зонах обслуживания. При этом было установлено, что среднее значение уровней шума в машинных залах ТЭС определяется типом оборудования и составляет:
Турбоагрегат                                                                                                        дБ А
К-200-130                                                  ....................................................... 88
К-300-120                         с ионным возбуждением генератора .        91
То же, с                  машинным возбуждением генератора                   94

Максимальные значения уровней звука в зонах обслуживания машинных залов ТЭС достигают 100—110 дБ А.
Согласно ГОСТ 12.1.003—76, допустимые уровни звука для постоянного шума на рабочих местах в производственных помещениях составляют 85 дБ А. Следовательно, средний уровень звука в машинных залах ТЭС превышает допустимый уровень на 3—9 дБ А.
Обслуживающий персонал электростанций не находится постоянно в машинном зале, однако часть ремонтного персонала может подвергаться воздействию повышенного шума полный рабочий день.
Основными источниками шума в машинных залах ТЭС являются турбоагрегаты и насосы с приводами. Значения усредненных уровней звука, создаваемого этим оборудованием на расстоянии 1 м от источника, приведены в табл. 2-1.
Обширные исследования уровней звука на рабочих местах и в зонах обслуживания на ряде ТЭЦ, ГРЭС и ГЭС проведено А. М. Микитасовым [15]. Были получены экспериментальные данные по индексам предельных спектров (cм. § 1-3) шума энергооборудования, приведенные в табл. 2-2. Анализ таблицы показывает, что к основным источникам шума на исследованных электростанциях следует отнести: 1) выброс пара в атмосферу при растопках котлоагрегатов, срабатываниях предохранительных клапанов, а также при продувках паропроводов, линий обеспаривания турбин и т. д.; 2) работу редукционно-охладительных установок (РОУ) и быстродействующих редукционно-охладительных установок (БРОУ); 3) турбоагрегаты; 4) дутьевые вентиляторы и дымососы; 5) газотурбинные установки.
Производственный шум на рабочих местах и в обслуживаемых помещениях ТЭС в основном превышает допустимые значения, предусмотренные ГОСТ 12.1.003—76 по громкости в 1,5— 4 раза, а уровни звука поставляемого оборудования все еще высоки.

Уровни звука, создаваемые оборудованием энергоблоков, дБ А
Таблица 2-1

Индексы предельных спектров шума в производственных помещениях электростанций
Таблица 2-2

Анализ мировой литературы показал также, что не меньшей шумностью обладает, в целом, и зарубежное оборудование тепловых станций.
В табл. 2-3 приведены результаты измерения шума энергоблоков ТЭС, эксплуатируемых в США. Как видно, наиболее высокие уровни звукового давления создаются на входе воздушного тракта вентилятора.
Таблица 2-3
Уровни звукового давления в октавных полосах частот и уровни звука оборудования ТЭС (дБ)

Шум низких частот создается вентиляторами, топками, мельничным оборудованием, шум средних и высоких частот — преимущественно рабочей средой (пар, газ), проходящей с большими скоростями по трубопроводам, через вентили, клапаны, задвижки.

Уровни звукового давления различных станций [8]:

Рассмотрим источники шума в отдельных видах оборудования и возможные пути снижения шума в самом источнике. Об уровнях звука, излучаемого турбоагрегатами, можно получить представление по следующим данным (измерения выполнены на расстоянии 1 м от поверхности):

* Некоторые части закрыты кожухом.
На рис. 2-1 приведен спектр шума отечественной паровой турбины К-200-130, который выше кривой ПС-80 на 10—12 дБ.

Рис. 2-1. Уровни звукового давления на расстоянии 1 м от корпуса паровой турбины К-200 с установленным теплоизолирующим кожухом (кривая 1) и предельный спектр ПС-80 (кривая 2)

Интенсивность шума, создаваемого турбинами, во многом определяется конструктивным выполнением. В акустическом отношении работа паровой турбины в режиме полной нагрузки существенно отличается от работы ее в режимах пуска и останова.
Шум производится различными узлами турбогенератора: редуктором, масляным насосом, уплотнениями, лопаточным аппаратом. Э уплотнениях паровой турбины возникает шум частотой 15000—20000 Гц. Уменьшения шума достигают путем понижения давления уплотняющего пара.
Вращающееся статическое поле давления каждой отдельной рабочей лопатки является причиной возникновения звуков вращения с частотой несколько килогерц. Однако их очень трудно выделить из общего звукового спектра.
Для оценки октавных уровней звукового давления в децибелах на расстоянии 1 м от поверхности теплоизолирующей обшивки паровой турбины в равномерной части спектра шума, лежащей обычно в пределах 500—2500 Гц, можно пользоваться следующей эмпирической формулой: L — 10 lgP + 70, где Р — мощность турбины, МВт.
Характер шума в других частях спектра можно оценить по рис. 2-1.
Вентиляторы и дымососы. Уровень звука обычных типов тягодутьевых машин на расстоянии 1 м составляет 90— 100 дБ А.
В шуме вентиляторов главными составляющими являются обычно вихревой шум и шум пограничного слоя. При сохранении подобия конструкции звуковая мощность вентиляторного аэродинамического шума пропорциональна шестой степени скорости вращения и квадрату геометрических размеров рабочего колеса:
(2-1)
где Г— величина, учитывающая зависимость мощности шума от типа вентилятора и режима его работы; vr — окружная скорость рабочего колеса, м/с; £> — диаметр рабочего колеса, м.
Важной характеристикой, определяющей совершенство конструкции в акустическом отношении, является /.. Чем выше коэффициент давления П и коэффициент расхода ф, тем выше L, Эти коэффициенты вычисляются по формулам:

где Q — производительность, м3/с; Н — развиваемое полное давление, Па.

С использованием этих формул можно получить другой вид для (2-1):
(2-2)
где £— критерий шумности, определяемый по выражению

Значения критерия шумности L или величины L для различных образцов вентиляторов определяются экспериментально при создании головного образца ряда типоразмеров. Критерий шумности  позволяет сравнивать по звуковой мощности вентиляторы различных типов и размеров.
Теоретический анализ шума дутьевых машин показал, что можно приближенно по известной аэродинамической характеристике рассчитать шумовую характеристику проектируемого
вентилятора по формуле
Для центробежных машин В = 35 дБ — со стороны всасывания и В = 40 дБ — со стороны нагнетания.
Приведенные формулы служат для расчета мощности аэродинамического шума, излучаемого в присоединенные трубопроводы. В шуме, излучаемом корпусом вентилятора, значительную долю может иметь шум механического происхождения. Этот вид шума особенно значителен при плохой балансировке рабочего колеса. При электроприводе дутьевых вентиляторов шум электродвигателя обычно превосходит корпусной шум самого вентилятора.

Рис. 2-2. Относительный спектр звуковой мощности шума на всасе вентиляторов
1 — ВДН-25Х2; 2—ВДН-36Х2

Для определения мероприятий по борьбе с шумом необходимо также знание характера спектров шума. Спектры шума дутьевых вентиляторов приближаются к сплошным, с монотонным понижением в сторону высоких частот.
Е. Я. Юдин предложил серию геометрически подобных вентиляторов характеризовать безразмерным спектром (относительным спектром):
(2-3)
где Lpi — уровень мощности в ί-й полосе частот; п — число оборотов рабочего колеса в единицу времени.
Относительные спектры различных промышленных вентиляторов, близких по своей конструкции, мало отличаются друг от друга. Хорошим подтверждением этому служит относительный спектр вентиляторов серии ВДН. Эти вентиляторы используются в качестве воздуходувных машин на всех мощных энергетических блоках Советского Союза. На рис. 2-2 приведены относительные спектры звуковой мощности на всасе Sp — Lp — вентиляторов ВДН-25Х2 и ВДН-36Х2 в зависимости от частоты f = ft/n, построенные по результатам измерений. Относительные спектры почти не отличаются друг от друга.
Учитывая, что уровень шума вентиляторов и дымососов увеличивается пропорционально шестой степени скорости воздуха или газа, а производительность — первой степени, для снижения шума можно использовать менее быстроходные вентиляторы (с большим количеством лопаток большого диаметра). Однако этот способ связан с большими капитальными затратами. Иногда можно уменьшить шум изменением направления потока, устанавливая направляющие лопасти.

Шум сбросных устройств.

При выбросе струи пара в атмосферу происходит кратковременное повышение уровня звука на 30—40 дБ А над прилегающей к электростанции территории на несколько километров. Это делает проблему снижения шума от срабатывания предохранительных клапанов очень острой. То же относится и к глушению шума от линий продувки.
Шум струи по современной классификации относится к звукам аэродинамического происхождения. Аэродинамический звук можно определить как звук, возникающий в результате воздействия воздушного потока на окружающую среду, т. е. причиной шумообразования являются нестационарные процессы в газовом потоке. Шум струй довольно подробно исследован в связи с проблемой снижения шумоизлучения от реактивных двигателей. Установлено, что основными источниками шума в струе являются турбулентные пульсации, особенно на границе струи с окружающей атмосферой, и колеблющиеся скачки давления в ядре струи.
Выражение для звуковой мощности при больших скоростях истечения, до М = 2 имеет вид:

где κ — коэффициент пропорциональности; р — плотность истекающей струи; ν — скорость струи; D — диаметр струи; ро — плотность атмосферы, Со—скорость звука в атмосфере.
При больших сверхзвуковых скоростях
Приведенные формулы справедливы для составляющей шума струи, вызванной турбулентными пульсациями, и не учитывают составляющие шума, вызванные ударными волнами.
Колебания скачков уплотнения приводят к появлению в спектре дискретной составляющей. Частота ее определяется выражением
где т — 1; 2; яс — перепад давления на срезе. Эта частота хорошо наблюдается при яс = 2,2 - 5.
Мощность шума турбулентной струи удобно вычислять, зная акустико-механический коэффициент. График этой величины в зависимости от числа Маха М приведен на рис. 2-3, а. Тогда Р = г\Рмех, где Р мех             механическая мощность струи. Акустическую мощность дискретной составляющей можно вычислить, пользуясь величиной η, определенной по рис. 2-3,6 в зависимости от перепада давления на срезе πς.

Спектр турбулентной составляющей шума струи является сплошным, со слабо выраженным максимумом.

Рнс. 2-3. Акустико-механический коэффициент струи: а — для турбулентного шума; б—для дискретной составляющей спектра
Уровни звуковой мощности в стандартных октавных полосах со среднегеометрическими частотами, удовлетворяющими соотношению f = — Sh{v/D), определяются интерполяцией по следующим значениям:

Пример спектра такого рода приведен на рис. 2-4. Спектр измерен при выбросе пара из трубы с внутренним диаметром 0,033 м, на расстоянии 10 м от среза. При этом наблюдался уровень звука, равный 115 дБ Л.

Рис. 2-4 Уровни звукового давления на расстоянии 10 м от продувки паропровода в атмосферу

Характеристика направленности излучения струй имеет слабый максимум порядка 6—8 дБ в направлениях, составляющих 45° к оси струи. Эта поправка должна прибавляться к усредненному уровню звукового давления, рассчитанному для простого полусферического расхождения волн.
Для снижения шума струй применяют различные устройства, обеспечивающие плавное торможение струи, дробление крупных вихрей, стабилизацию скачков уплотнения.

Трубопроводы.

Трубопроводы не только передают вибрацию на большие расстояния, но и сами могут быть источниками шума. Основной источник шума в трубопроводе — рабочая среда (жидкость, газы), проходящая с большой скоростью. Шум вызывается пульсациями потока, взаимодействием рабочей среду со стенками трубы, смешением рабочих сред, образованием ударных волн.

Быстрые изменения скорости потока обусловливают изменения статического давления, вызывающие сокращения и расширения трубы, что связано с возникновением шума, если частота его лежит в слышимом диапазоне.
При столкновении рабочей среды, например пара, со стенками паропровода, возникает периодически действующая сила, вызывающая вибрацию трубы. Выступы и резкие переходы диаметра могут стать причиной возникновения турбулентных вихрей, сопровождающихся сильным звукоизлучением.
В результате турбулентного смешения рабочих сред появляются звуковые волны, распространяющиеся от центра к стенкам, что вызывает вибрацию стенки, сопровождающуюся звукоизлучением (это имеет место также за соплами и клапанами, где высокоскоростная среда смешивается с потоком, движущимся с малой скоростью).
Ударные волны возникают в паропроводах, когда перепад давления в сужении паропровода превышает критический перепад давлений. При этом скорость потока в узком сечении равна скорости звука. Поток после прохождения сужения смешивается с потоком, движущимся с нормальной скоростью на коротком участке трубы, что вызывает ударную волну, распространение которой по стейкам трубы сопровождается звукоизлучением.
Акустическая мощность, излучаемая участком трубопровода, может быть приближенно рассчитана по формуле P = t\QAp, где η — акустико-механический коэффициент; Q—расход газа в сечении, м3/с; Ар — общее падение давления на рассматриваемом участке, Па. Для оценки величины η можно пользоваться графиком, приведенным на рис. 2-3, а.
Ориентировочный расчет спектра выполняется методом, изложенным для расчета спектра струи. Одиако при расчете уровней звукового давления следует учитывать еще звукоизолирующий эффект стенки трубы.

Для уменьшения шума трубопроводов рекомендуется:

1. При выборе размера труб учитывать, что чем больше скорость проходящего потока, тем больше шум, возникающий в результате смешения сред. При проектировании поэтому надо задаваться низкими скоростями. В местах крутых изгибов, резких переходов, сужений снижать скорость, исходя из того, что при скорости пара до 90 м/с в правильно спроектированных паропроводах уровень звука редко превышает 90 дБ А (при измерении на расстоянии 1 м).
2. Избегать прокладки трубопроводов в небольших помещениях.
3. Для обеспечения плавного изменения скоростей и направлений потока, выбирать большие радиусы изгиба труб, избегать прямых тройников и т. д.
4. Использовать малошумную арматуру.
5. Стараться избегать внутренних выступов в трубах, тщательно зачищать сварные швы, более точно доводить прокладки, т. е. устранять причины, которые могут вызвать турбулизацию потока и отрывы вихрей.

Арматура трубопроводов.

К наиболее «шумной» арматуре на электростанциях относятся байпасные устройства паровых турбин, задвижки подпитки промежуточных перегревателей, редукционные клапаны, вентили паровой продувки, байпасы насосов питательной воды, дренажные клапаны конденсата греющего пара подогревателей, вентили впрыска воды в пароохладители, клапаны регулирования воды в сборниках конденсата, вентили продувки барабанов котлов, редукционные клапаны газа высокого давления, подаваемого к горелкам котла. Интенсивным источником шума являются предохранительные клапаны котлов. Экспериментальные измерения шума предохранительных клапанов показали, что на котельной установке высокого давления (186-10+5 Па) уровень звука в зоне обслуживания 98— 100 дБ А, на котле среднего давления (21,5-10+5 Па) соответственно 88—90 дБ А. Уровень звука в котельном зале при срабатывании клапанов составляет 105—110 дБ А.
Шум от арматуры (задвижки, вентили, клапаны) вызывается главным образом дросселированием. Снижение давления потока с 41 - 10s до 13,7* 105 Па вызывает шум от арматуры 110—120 дБ А. Преобладающая частота шума определяется массой, материалом и жесткостью конструкции.
Низкочастотный шум характерен для крупных клапанов, рассчитанных на малые давления и для атмосферных выпускных клапанов, работающих на больших расходах. Высокочастотный шум обычно связан с клапанами средних и небольших размеров, работающих при больших давлениях и скорости.
Мощными источниками высокочастотного шума являются также РОУ и БРОУ. Шум, возникающий в этой арматуре, создает вблизи них спектральные уровни около 100—110 дБ. Общая звуковая мощность РОУ обусловлена процессом редукции давления в регулирующем клапане, который сопровождается сильным звукоизлучением, и процессом в пароохладителе. Основной причиной интенсивного шумообразования в пароохладителе являются, по-видимому, быстроперемеиные термические напряжения, возникающие при попадании капелек воды, не успевших Испариться, на горячие металлические стенки участка охлаждения. Эти же термические напряжения иногда приводят к быстрому растрескиванию внутренних защитных рубашек. Для устранения этих явлений необходимо более тонкое распыление охлаждающей воды (усовершенствованные форсунки, регулировка Давления охлаждающей воды и т. п.).
На рис. 2-5 приведены усредненные спектры уровней звукового давления РОУ при расходе пара 50 т/ч. При рассмотрении спектров сразу обращают на себя внимание значительные уровни на самых высоких частотах звукового диапазона. По-видимому, спектр простирается и в область ультразвуков. На высоких частотах уровни звукового давления превышают кривую ПС-80 на 20—30 дБ. По насыщенности высокими частотами шум РОУ имеет уникальный характер по сравнению со всеми другими известными источниками. Методика расчета ожидаемой мощности шума в зависимости от паропроизводительности и коэффициента редукции еще не разработана, нуждаются в дополнительном исследовании и процессы шумообразования.
Важная проблема шума клапанов слабо освещена как в теоретических, так и в экспериментальных исследованиях. Приближенно распределительный клапан рассматривают как устройство, образующее струю, которая ограничена стенками трубы.

Рис. 2-5. Усредненные уровни звукового давления на расстоянии 1 м от поверхности редукционио-охладительиых установок (РОУ) роу ио/16; г—роу 16/1.2

Для расчета акустической мощности применяют формулы, приведенные для струй. При расчете уровней звукового давления учитывают потери на передачу через стенки присоединенной трубы. Хотя данный метод оказался эффективным при проведении оценок, мнения относительно целесообразности его использования расходятся.
Основной составляющей шума арматуры является аэродинамический шум, возникающий при дросселировании. Наиболее эффективный способ борьбы с этим шумом — ограничение скорости дросселирования. Уменьшению скорости на 50% соответствует уменьшение звуковой мощности в 256 раз или уменьшение уровня звукового давления на 24 дБ.
Если ограничение скорости окажется недостаточным, следует перейти к многоступенчатой конструкции клапана или использовать клапан с многоступенчатым дросселированием.

Градирни.

Градирни относятся к довольно шумным установкам из-за большой звукоизлучающей поверхности. Шум в градирнях вызывает свободное падение воды.

Причем, уровень звукового давления зависит от размера падающих капель, высоты падения, количества воды. Размер капель влияет на частотный спектр шума. Уменьшение высоты падения или количества воды вдвое приводит к уменьшению уровня звука на 3 дБ А.
Учитывая эффект ослабления звука с увеличением расстояния от источника, уровень звука градирни с естественной тягой (производительность 30 000 т/ч, высота падения — 8 м) на расстоянии 500 м составляет 48—52 дБ А.
Так как для уменьшения шума градирен глушители используются довольно редко из-за больших потерь давления, высокой стоимости и опасности обледенения, а сами градирни устанавливают вне зданий, то борьба с шумом значительно осложняется.
Для уменьшения шума градирен рекомендуется использовать: 1) устройства для смягчения падения воды в водосборный бассейн; 2) экранирующее действие других зданий станции; 3) звукопоглощающую обшивку корпуса (для небольших градирен) . С помощью этого метода можно добиться уменьшения уровня звука на 3—5 дБ А. Причем звукопоглощающий материал должен быть защищен от влаги пленкой.

У вентиляторных градирен наряду с шумом падения воды существует шум, излучаемый вентилятором. Вентиляторы, помещенные в градирнях, имеют окружную скорость лопастей 60 м/с и выше. Применяя вентиляторы с окружной скоростью 30 м/с, можно добиться уменьшения уровня звука приблизительно на 15 дБ А.