Расчет и проектирование глушителей шума энергоустановок - Шум газотурбинных установок

В ГТУ интенсивный шум возникает в системе всасывания воздуха и выхлопа газов, в вентиляторе системы охлаждения, в корпусе турбомашины и в генераторе.
Шум, создаваемый в процессе всасывания воздуха в компрессор, обусловлен взаимодействием турбулизоваиного ротором компрессора воздуха со статором, т. е. переменными аэродинамическими силами, а также явлениями неустойчивости турбулентного. потока.
Аэродинамический шум компрессора разделяют на два вида: вихревой: и сиренный. Основная частота вихревого шума соответствует скорости вращения ротора и равна числу оборотов в секунду (n/60). Для промышленных газовых турбин она колеблется в пределах 50—160 Гц. Частота, соответствующая произведению числа лопаток ротора на число оборотов в секунду (z/60)—основная частота сиренного шума. Для газовых турбин она составляет-1000—5000 Гц. Сиренный шум является наиболее вредным по воздействию на человека. Интенсивность его зависит от давления в проточной части компрессора, числа лопаток, скорости вращения. Интенсивность сиренного шума пропорциональна,  окружной скорости колеса в третьей степени.

На рис. 2-6, а приводятся спектры шума на всасывании двух энергетических ГТУ «Фиат — Вестингаус», а на рис. 2-6, б — спектры шума на всасывании некоторых отечественных ГТУ.
Шум, создаваемый явлениями неустойчивости воздушного потока, обычно ощутим лишь в режиме пуска компрессора. Однако он может существенно возрасти при резонансе.

Рис. 2-6. Уровни звуковой мощности шума всасывания газовых турбин: а — фирмы «Фиат—Вестннгауз»; б — отечественных ГТУ 15 МВт: 2—ГТУ 31 МВт; 3—ГТ-25-700 (ЛМЗ); 4—ГТ-35 (ХТГЗ); 5—ГТ-100-750 (ЛМЗ)

В результате теоретических и экспериментальных исследований, выполненных на моделях осевых компрессоров в цкти и на ряде натурных объектов, авторами была предложена полуэмпирическая формула для расчета ожидаемой мощности шума всасывания:
где k — некоторая эмпирическая постоянная для обширного класса ГТУ; S — площадь сечения воздухозаборного канала; М — число Маха для окружной скорости концов рабочих лопаток первой ступени; i — номер лопаточного ряда; δi— относительные осевые зазоры (по первым двум ступеням); |μi|—абсолютные разности чисел рабочих и направляющих лопаток в соседних рядах для первых двух ступеней; Ει— коэффициент, учитывающий экранирование второй ступени первой ступенью: Ει, 2 = 1, Ез, 4 = 0,5. Таким образом, для уровня звуковой мощности имеем:
(2-4)
Если положить в этой формуле Αίο = 0,5; 6(0 = 0,2, то постоянная В должна быть равна 144 дБ.
Эта формула верна для компрессора с дозвуковыми скоростями обтекания лопаток, при числе рабочих лопаток в первой и

второй ступени близкими друг к другу, что и бывает обычно на практике.
Строго говоря, формула (2-4) определяет уровень звуковой мощности для основной гармоники сиренного шума. Однако общий уровень практически не отличается от уровня первой гармоники — она является доминирующей в спектре. Сплошной спектр располагается ниже на 20—25 дБ. Уровни высших гармоник сиренного шума могут быть рассчитаны по формуле Lpj = Lp — —20 lg j, где j — номер гармоники. Уровень вихревого шума спадает в сторону низких частот 3 дБ на октаву.
Некоторый подъем спектра на частоте вращения ротора обычно бывает вызван остаточным дисбалансом ротора и влиянием звуков вращения, механизм возникновения которых отличен от механизма звуков взаимодействия решеток.
Шум, производимый на выхлопе ГТ, вызван процессом горения, высокой скоростью прохождения газов через проточную часть турбины и турбулентностью газового потока на выхлопе, что является главной составляющей шума. Известно, что он значительно ослабляется при уменьшении средней скорости выхлопных газов и неравномерности скоростей в секциях выхлопного патрубка. Кроме того, по своему физиологическому воздействию шум на выхлопе газовых турбин менее вреден, чем шум на всасывании компрессора (общий уровень и частота ниже).
Серьезную проблему шум выхлопа может представить при возникновении газодинамических колебаний в теплообменниках, зачастую устанавливаемых в выхлопном тракте для утилизации тепла.
При определенных, неблагоприятных сочетаниях конструктивных параметров, колебания могут также возникать в трубчатых теплообменниках (экономайзерах, утилизационных котлах). Интенсивность этих колебаний настолько велика, что они нередко приводят к разрушению теплообменников и вызывают очень сильный шум, значительно превышающий допустимые нормы. Причиной возникновения колебаний служит срыв вихрей с трубок водогрейного пучка. Авторами были исследованы колебания, возникшие при наладке парогазовой установки ПГУ-1 конструкции ЦКТИ [6]. Экономайзер ПГУ-1 представлял собой автономный теплообменник высотой 8,5 м и сечением 2,4Х2Г2 м. Горизонтальные пучки трубок с рядным расположением имели шаг по потоку 40 мм и перпендикулярно потоку 37 мм. Наблюдались тональные звуки с основной частотой 83 Гц при средней скорости прохождения газов через теплообменник 15,3 м/с и 160 Гц при скорости газов 18,25 м/с. Уровни этих составляющих в спектре звукового давления составляли 110—113 дБ (при измерениях на расстоянии 1 м от обшивки).

Поскольку наблюдавшиеся частоты колебаний соответствовали резонансам газового объема теплообменника, были установлены секционирующие перегородки. Впоследствии ни на одном из режимов работы ПГУ-1 колебания не наблюдались.

Рис. 2-7. Частотная характеристика шума выхлопа ГТК-10

Пластинчатые регенераторы, являющиеся основным видом теплообменных аппаратов газотурбинных установок, до сих пор рассматривались как устройства, дополнительно снижающие шум на выхлопе. И в большинстве случаев это действительно так. Однако в последнее время авторами был обнаружен и исследован случай возникновения звуковых колебаний в пластинчатых регенераторах газоперекачивающей установки типа ГТК-Ю. Звук имеет тональный характер. Спектр его при режиме работы установки, близком к расчетному, приведен на рис. 2-7.
Уровень звукового давления на частоте 560 Гц составлял в районе газоходов 100—105 дБ.
Проведенное исследование динамики процесса (при разных расходах газа через регенератор) позволяет предположить, что колебания вызываются неустойчивостью растекания струек газа по сложной системе двуугольных каналов между пластинами регенератора.
Через дымовые трубы этот звук, имеющий очень неприятный тембр, может распространяться в радиусе нескольких километров.
Шум, создаваемый корпусами ГТ, является следствием турбулентности потока воздуха и газов в зоне горения в трубопроводах и определяется размерами корпусов, их жесткостью. Большое разнообразие существующих типов газовых турбин затрудняет определение значений уровня шума, создаваемого корпусами. Можно лишь отметить, что уровень звуковой мощности возрастает с увеличением размеров газовой турбины.
В табл. 2-5 приведены октавные уровни звуковой мощности, излучаемой агрегатами ГТУ в машинный зал. Оценка общего уровня звуковой мощности шума агрегатов ГТУ, применительно к установкам с другими параметрами, производится по формуле Lp = Н + lOlgN, где N—номинальная мощность ГТУ, МВт. Постоянная Н, полученная экспериментально, составляет 105 дБ для агрегатов ГТУ, покрытых теплоизоляцией, и 113 дБ — без слоя теплоизоляции.
Октавные уровни звуковой мощности находят по формуле Ln = Lp +  ΔLpi, где Δίρ,- определяют по рис. 2-8, на котором приведен расчетный относительный спектр звуковой мощности агрегатов ГТУ, облицованных теплоизоляцией.

Таблица 2-5
Уровни звуковой мощности, излучаемой ГТУ в машинный зал (ДБ)

* Агрегаты без теплоизоляции.

В этом спектре максимум на низких частотах (63 и 125 Гц) определяется соответственно частотой вращения ротора ГТУ, т. е. п/60, где п = 3000 — число оборотов в минуту приводного вала, и магнитным шумом (100 Гц) электрогенератора. На высоких частотах максимум определяется первой гармоникой лопаточной частоты последней ступени компрессора низкого давления, т. е. zRn/60, где zR — число лопаток рабочего колеса последней ступени компрессора низкого давления.

Рис. 2-8. Относительный спектр звуковой мощности шума, излучаемого агрегатами ГТУ

В работе [6] обобщены результаты исследований различных авторов, занимающихся вопросами борьбы с шумом турбомашин на стадии их изготовления, и даются рекомендации по уменьшению вихревого и сиренного шума.
Для снижения вихревого шума рекомендуется:

1. Стремиться обеспечить работу машины в оптимальном режиме, т. е. при сохранении высокого к. п. д.
2. Турбулентность потока на входе сохранять минимальной. Дополнительная турбулизация воздуха на входе в осевой компрессор увеличивает уровень шума на 5 дБ. Входным устройствам придают обтекаемую форму, избегают препятствий на пути подвода потока или увеличивают расстояние от входа до проточной части.
3. Использовать накладки из пористого металла на задней кромке лопатки. По экспериментальным данным, ослабление шума составляет 5 дБ для общего уровня звукового давления и до 16 дБ в диапазоне частоты вихревой дорожки Кармана.
4. Нарезка поперечных насечек на рабочей стороне лопатки, предотвращающих отрыв пограничного слоя, приводит к уменьшению шума на 1—2 дБ; аналогичный результат можно получить покрытием межлопаточного канала металлической сеткой или используя лопатки с пластичным покрытием. Нарезка насечек на задней кромке лопатки также способствует уменьшению звукоизлучения, правда эти способы связаны с увеличением турбулентности в последующих ступенях.

Рис 2-9. Влияние осевого зазора между рабочими и направляющими лопатками на уровень шума всасывания (ступень К-50-10 ЦКТИ)
8—задний зазор, мм; Llnz — уровень первой гармоники сиренного шума, дБ;    Lвих— уровень вихревого шума, дБ; 1 — кривая первой гармоники сиренного шума; 2, 3 — кривые уровней вихревой составляющей соответственно на частотах 3003 и 8000 Гц

Существенное влияние на уменьшение сиренного шума осевых турбомашин оказывают следующие факторы:

1. Отношение числа рабочих лопаток к числу направляющих. При одинаковом числе рабочих и направляющих лопаток уровень шума максимальный. Считаются оптимальными следующие соотношения: для основной гармоники 1:2, для 1-й гармоники 1:4 или 3 :4, для 2-й гармоники 5: 6.
2. Осевой зазор между направляющими и рабочими лопатками должен быть возможно больше. На рис. 2-9 показано влияние осевого зазора на уровень шума [6]. Увеличение осевого зазора приводит к ослаблению шума на 15 дБ и более.

Известно, что несимметричность шага лопаточной решетки также способствует уменьшению звукоизлучения турбомашин.
Из изложенного следует, что возможности снижения шума ГТУ в источнике сильно ограничены. Снизить сиренный шум можно на 10—16 дБ. К тому же требования акустики трудно сочетать с требованиями по оптимальным рабочим характеристикам. Вихревой и турбулентный шумы вообще практически не могут быть ослаблены в источнике сколько-нибудь заметно.
В то же время уровень основного источника шума ГТУ — всасывающего тракта — необходимо снижать на 40—50 дБ. Поэтому в современной промышленной акустике большое внимание уделяется вопросам расчета и проектирования глушителей во всасывающих трактах турбоустановок.

В последнее время большое распространение получают парогазовые установки (ПГУ). ПГУ соединяют в себе преимущества

ГТУ (высокие начальные температуры цикла) и паротурбинных установок (низкие конечные температуры). Высокая экономичность, компактность, маневренность позволяют применять их для покрытия полупиковых нагрузок.
Опыт эксплуатации ПГУ показал, что основной источник шума в них — ГТУ. Однако отличительной особенностью ПГУ является то, что коэффициент избытка воздуха, с которым они работают, лежит в пределах 1,1—1,5, т. е. в несколько раз меньше, чем у ГТУ с камерами сгорания. Поэтому массовый расход газа через турбину существенно отличается от расхода выпускных газов в ГТУ с камерами сгорания. При расчетах акустической мощности и различных газодинамических колебаний на выпуске это обстоятельство следует учитывать.