車客渡船艙室噪聲預報與控制

李卓亮，季振林

哈爾濱工程大學動力與能源工程學院，黑龍江哈爾濱150001

0 引 言

近年來，船舶噪聲問題備受關注，在船舶設計階段就考慮艙室的聲學問題，預報艙室噪聲并提出相應的控制措施，要比等船舶建造好后再進行補救更具主動性。船舶結構復雜、設備繁多，運行時處于一個非常復雜的動態系統中，很難通過建立微分方程來解決振動與噪聲預報問題［1］。船舶噪聲主要來自主輔機、螺旋槳、泵、通風空調等設備。從理論上講，通過有限元和邊界元計算可以預報任何結構的振動噪聲問題，但隨著結構復雜程度及分析頻率的提高，數值計算很難得以實現［2］。統計能量分析（Statistic Energy Analysis，SEA）方法已經發展了50 多年，被認為是解決復雜結構中高頻隨機激勵動力學問題的有效工具。

本文將使用統計能量分析法預報車客渡船的艙室噪聲。將船舶離散成若干個子系統（一般一個艙室就是一個聲腔子系統），然后根據模態阻尼的不同以及幾何特征劃分二維板子系統，再根據各個子系統之間的能量傳遞關系建立系統的統計能量方程。統計能量分析的基本關系是在一些假設限制條件下建立的，包括保守耦合、弱耦合、激勵源不相關及互異性原理［3］等。對方程進行求解可得到各子系統的統計能量平均值，但不能得到子系統某個點的精確響應，只能預測子系統的空間平均聲學參數，適于求解大型復雜結構的中、高頻聲振問題［4］。本文擬使用統計能量分析軟件VA One 預報艙室噪聲，分析不同振動噪聲源的傳播方式，然后再根據國際海事組織（IMO）A468 船舶噪聲級規則評判計算結果［5］，對噪聲超標的艙室給出減振降噪措施，并評價其降噪效果。

1 全船SEA 模型及噪聲源

1.1 模型的建立

以100 m 級三體海峽車客渡船的CAD 圖紙和型值表為藍本，采用CATIA 建立全船模型，導入Hypermesh 中生成有限元板殼網格，然后再由有限元結構生成SEA 模型。生成SEA 全船模型時，根據板材厚度、加筋板的加筋方式以及處于不同平面的板材形成T 型連接時分開建模的原則劃分子系統，并盡可能保證子系統有足夠高的模態密度。振動噪聲的低、中、高頻是根據單位帶寬內的模態數N 來劃分的，N＞5 時為高頻。模型定義了8種厚度不同的鋁板，以及50 種不同加筋模式的加筋板，加筋板的加筋方向采用VA One 里的局部坐標來模擬。設備以及舾裝單元不用模擬。在模型中，由于舷側部分受干舷和濕舷的影響不同［6］，以水線為標準，可劃分為上、下兩部分。外部流場用3 個半無限流體（SIF）非結構子系統模擬，模擬介質為海水，連接船舶水下結構。實船上層建筑采用6082 鋁合金，主船體采用5083 鋁合金，支柱均為鋼結構。船舶從上至下分別為駕駛頂棚、駕駛甲板、橋樓甲板、艏樓甲板、主甲板、機艙及雙層底結構。全船SEA 模型如圖1 所示，子系統數目列于表1 中。

圖1 全船SEA 模型Fig.1 The SEA model of the ferry

表1 子系統數目Tab.1 Number of subsystems

1.2 輸入激勵

船舶在滿載正常狀態航行時，噪聲主要來自主機、發電機組、噴水推進激勵、空調、泵和風機等，并通過結構和空氣傳播。空氣噪聲用聲功率級Lw表示，結構噪聲用加速度級La表示。要分析模型的主要輸入功率，應優先采用實驗進行測量，但由于船舶處于設計階段，受條件所限，本文的主要設備噪聲在倍頻程上加載，依據經驗公式推算［7］。如式（1）～式（5）所示，主要噪聲源特性列于表2 中。主機是型號為MTU 20V 8000 M71L 的高速柴油機，單機重46 200 kg，輔機型號為12V 2000 M51，單機重3 775 kg，噴水推進采用MARIC Jet HL1260，機械設備質量均以線連接加載質量的方式加入模型中。

表2 主要激勵源頻譜Tab.2 The spectra of primary excitations

主機噪聲估算公式：

柴油發電機組噪聲估算公式：

式中：kw 為功率，kW ；w 為主機質量，kg；rpm 為機械設備的實際轉數；RPM 為機械額定轉數；M 為噴水推進裝置數目；N 為葉輪葉片數；D 為噴水推進噴口直徑，m；C0為修正值。

除主輔機和噴水推進外，各個泵和風機、空調等在船舶正常航行時都會不可避免地產生較強的噪聲，并通過板材和空氣傳播到上層建筑。泵在前后機艙內的分布將直接導致在主甲板和艏樓甲板上處于對稱位置的艙室噪聲的不同。而空調和風機等對其所在艙室的影響則不可忽略。部分次要噪聲源的聲壓級根據文獻［8］的經驗公式推算并在倍頻程上加載，且總聲壓級加權后不超過廠家給定的輪機設備技術參數的限值。其頻譜列于表3 中。

表3 次要激勵源頻譜Tab.3 The spectra of secondary excitations

在船舶橋樓甲板上的客室、醫務室、廚房、吧臺等艙室的天花板以及駕駛板頂棚上開設有船用間接式通風空調口，其振動取6 個測點的平均振級，由廠家給出。選擇在1/3 倍頻程加載。通風空調口的開設位置如圖2所示，其振動激勵如表4所示。

圖2 通風空調口開設位置Fig.2 Positions of ventilation and air conditionings

表4 間接式通風空調口振動數據Tab.4 Vibration data of indirect ventilation and air conditionings

2 艙室噪聲預報及控制

2.1 艙室噪聲預報

經過計算，得到1/3 倍頻程下各艙室的聲壓級。例如，船舶在航行狀態下橋樓甲板艙室的聲壓級曲線如圖3 所示。

圖3 橋樓甲板艙室聲壓級曲線Fig.3 Sound pressure level curves of cabins on the bridge deck

決定統計能量法精度的是子系統的模態密度。船舶艙室體積越大，低階固有頻率越低，而橋樓甲板上艙室較多且體積較小，致使橋樓甲板上的艙室在低頻范圍內不易達到統計能量使用前提。圖4 所示為橋樓甲板上所有聲腔子系統的單位帶寬模態數。從中可看出，除通道外，其他艙室在63 Hz 以下的單位頻帶模態數均小于5，處于低、中頻域，在這一頻率范圍內使用統計能量法結果不準確。而統計能量法的計算精度覆蓋了大部分的頻率范圍。忽略各個子系統之間的邊界損耗，視為弱耦合，其耦合損耗因子（CLF）根據子系統的大小、連接方式和周長由軟件程序自動計算獲得。

圖4 橋樓甲板艙室單位帶寬模態數Fig.4 Number of modes in cabins on the bridge deck

2.2 噪聲傳播方式

為了探討空氣噪聲和結構噪聲的傳播方式，圖5 給出了主機空氣噪聲和結構噪聲單獨作用下各聲腔子系統的響應。由下至上分別選擇主機艙、主甲板上的設備室、艏樓甲板上的救生艇間、橋樓甲板上靠近主機艙側的55 座客室和廚房，以及駕駛甲板上的駕駛室和船員休息室作為參考對象，計算頻率范圍為125～8 000 Hz。其中實心點曲線代表單獨受空氣噪聲激勵的影響，空心點曲線代表單獨受結構激勵的影響。若單獨受主機空氣噪聲激勵，則主機艙（激勵源室）的噪聲為107 dBA；若單獨受主機結構噪聲激勵，則主機艙的噪聲為99 dBA。以上說明，空氣噪聲激勵為直達聲，其對激勵源所在聲腔子系統的作用較為明顯，但隨著傳播距離的變遠會逐漸衰減；而主甲板以上的艙室則單獨受結構噪聲聲壓的響應較大，這是因為結構噪聲通過板材振動進行傳播可以將其傳播得很遠，其對遠離激勵源的聲腔子系統（非激勵源室）的作用較為明顯。并且在高頻階段，結構噪聲對艙室的影響更大。

圖5 主機空氣聲或結構聲單獨作用比較Fig.5 The comparison of structure-borne and air-borne noise of main engine

2.3 艙室主要貢獻噪聲源分析

選取主甲板上設備室、艏樓甲板上的救生艇間、橋樓甲板上的55 座客室和廚房，以及駕駛甲板上的駕駛室為參考對象，考慮不同甲板上艙室的主要噪聲來源，由此，即可以有方向性地進行降噪處理。圖6 中空心點曲線為只有機艙噪聲源的激勵，實心點曲線為包括上層建筑結構激勵在內的所有激勵。從圖6 可以看出，設備室與救生艇間的曲線基本重合，而從橋樓甲板開始的上層建筑實心點曲線與空心點曲線間則相差較大，這是因為上層建筑艙室較多、體積較小，通風口噪聲不易衰減。因此，其主要噪聲源來自開設的間接式通風口，而艏樓甲板以下艙室的主要噪聲源則為機艙內主輔機及泵體等設備的空氣噪聲與結構噪聲。

圖6 不同甲板艙室主要噪聲源分析Fig.6 The analysis of noise sources in the cabins on different decks

2.4 艙室噪聲初步預報及控制

受篇幅所限，在甲板上處于對稱位置且振動噪聲響應基本相同的艙室此處不予重復列出。各艙室的初步預報值以及采取控制手段后的修正值如表5 所示。

由上節的圖6 可以看出：隨著頻率的增加，各艙室內的聲壓級逐漸降低；離激勵源越近，艙室噪聲越大；隨著甲板層數的增高，機艙的振動噪聲能量逐漸衰減。因此，減振降噪處理應根據主要噪聲源以及噪聲傳播的途徑進行處理。可以使用VA One 里的NCT（Noise Control Treatment）平臺定義噪聲處理方案。但這種阻尼敷設方法并未考慮復合板結構的動態特性，其只能考慮結構特性，也就是質量和阻尼損耗因子的線性疊加。首先，從機艙噪聲源開始進行控制，在主機艙底部平臺甲板的相應位置敷設10 mm 的SA-3 型橡膠阻尼材料，阻尼損耗因子取0.81。其次，從傳播途徑上進行降噪，在主機艙天花板上敷設35 mm 厚的三聚氰胺吸聲材料，四壁則敷設25 mm 厚的三聚氰胺，阻尼損耗因子取0.17，以使艏樓甲板以下艙室的聲壓值均得到一定程度的降低。由表5 可知，在機艙范圍內敷設阻尼材料以及吸聲材料對激勵源所在主機艙的影響不大，因為吸聲材料和阻尼材料主要是用來降低混響聲，其對直達聲影響較小，但對噪聲源主要來自機艙的其他艙室有一定的降噪作用。若要進一步降低主機艙的噪聲，建議在主機艙內使用隔聲罩或者隔聲門。橋樓甲板上艙室的主要噪聲源為間接式通風空調口。文獻［9］指出，自由阻尼對降低結構噪聲激勵的傳播較為有效，因此，可采取在橋樓甲板艙室頂部以及駕駛室頂棚敷設10 mm 厚的SA-3 型橡膠阻尼材料，四壁敷設25 mm 厚的三聚氰胺吸聲材料來降低上層建筑艙室的噪聲。

由表5 可知，對于醫務室這類對噪聲要求較高的艙室，敷設吸聲材料或是自由阻尼仍然不能滿足IMO 標準的要求。這是因為醫務室位于橋樓甲板，其噪聲主要來自天棚空調通風口的振動，特別是在結構和聲腔發生共振時更為嚴重，因此應考慮在空調通風口加消聲器來降低醫務室的噪聲。由圖7 所示的醫務室噪聲預報可知，聲壓最大峰值在200～400 Hz 之間，應設計消聲器來降低通風口的噪聲（消聲頻段在200～400 Hz 范圍內），且其降噪量至少需達到4.1 dB 才能達到IMO 限值要求。

表5 艙室噪聲降噪前、后預報值和IMO 標準限值Tab.5 Cabins'noise predictions before and after noise reduction，and IMO standard

圖7 醫務室聲壓級Fig.7 Sound pressure level in clinic

3 結 語

以統計能量分析軟件VA One 為平臺，預報了海峽車客渡船所有艙室的噪聲。初步評估表明，部分艙室噪聲超標，因此開展了艙室聲學設計研究。針對三體海峽車客渡船，分析其噪聲源、噪聲傳播方式和傳播途徑，并結合經濟性提出了控制噪聲的手段。文章對子系統單位帶寬內的模態數予以了計算，發現在63 Hz 以下，很多子系統都不滿足統計能量法的基本前提，即單位帶寬內的模態數N＞5 的要求，可見63 Hz 以下的計算結果不可信，需要使用低頻FEM 和中頻FE-SEA 法進行計算分析。本文的研究方法可對船舶設計初期的設備選型、艙室布置、敷設材料的選擇等聲學設計以及建造時的降噪處理起指導作用。

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