機艙平臺附近居住艙室自噪聲特性分析

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(哈爾濱工程大學 船舶工程學院，哈爾濱 150001)

船舶噪聲會引起船舶結構疲勞破壞，同時也會使船員感到身體不適，從而使船員不能正常工作，降低精密儀器設備的適用壽命。若在已建好的船舶上再考慮降低噪聲，這使其成本提高好幾倍[1]。為此，首先將船舶聲學設計融入到船舶結構設計當中。

目前，較為常用的船舶艙室噪聲預報的方法是：在低頻段內通過有限元[2]結合邊界元的方法；在中高頻段內則采用統計能量分析方法[3]。其中有限元結合邊界元的方法對聲學網格的要求較嚴格：一個聲波波長必須至少滿足6個聲學網格的要求，從而無形中加大了聲學模型計算規格，限制了計算頻率范圍[4]。統計能量分析方法可用于求解高頻隨機激勵作用下的復雜工程結構的動力響應，該方法能夠將復雜的機械系統或者聲學系統劃分為不同的模態群，從統計意義上將大系統劃分為若干個獨立的子系統，并不是逐個精確地確定每個模態的響應[5]。該方法能夠充分利用在高頻段上振動與聲輻射的模態密集性，適用于解決復雜系統寬頻動力學問題，能夠將振動聲源和空氣聲源有效地合理地模擬，同時可實現聲學復合材料地有效定義及常規的減聲降噪措施。

本文基于統計能量法，建立某船艙室統計能量法計算分析模型，對其機艙平臺附近居住艙艙室噪聲特性及優化進行數值分析研究。

1 計算分析模型

根據相應的圖紙，在有限元軟件中建立有限元模型。該船模型長69 m，型寬8.7 m，型深5 m，船殼厚度為8 mm，加強肋板厚度為6 mm,主船體材料為鋼材，上層建筑材料為鋁合金。材料的彈性模量為210 GPa，泊松比0.3，密度7 800 kg/m3；鋁合金彈性模量為71 GPa，泊松比為0.33，密度為2 700 kg/m3。通常在實際計算模型中，考慮到流固耦合[6]的作用，可對船體材料密度作適當的加大處理。

將建立的有限元模型導入到VAONE中，并且相應的建立統計能量分析模型，全船統計能量分析模型中實際接收和傳遞能量的子系統共有801個，其中板殼子系統有726個，聲腔子系統有75個，在子系統完全建立后，可得到某船的全船艙室噪聲SEA初步分析模型，見圖1～4。

圖1 某型船SEA板殼子系統

圖2 船舶子系統能量傳遞示意

圖3 某型船機艙附近居住艙室模型示意

圖4 某型船機艙附近居住艙室SEA聲腔簡化模型

基于統計能量法[7]計算振動和噪聲時，根據模態相似的原則將某型整船劃分為801個子系統，包括船體甲板、艙壁、外板以及各個艙室聲腔。當振動激勵源作用在某個或某些子系統上時，子系統間通過接觸邊界會發生能量交換，對于每個子系統可得到一個能量平衡方程，最終形成一個高階線性方程組，求解方程組可得到各個子系統的能量，根據求得的能量從而可獲得相應參數如速度、加速度和外場聲壓等。

根據能量守恒原則，得到高階線性能量守恒方程。

(1)

式中：ω——計算頻帶的中心頻率；

UN——外界向該系統輸入的功率；

n——該系統在某頻段內的模態數；

ηi——子系統的內部損耗因子；

ηNi——子系統間的耦合損耗因子。

通過求解此方程組得到各個子系統的能量，再根據求得的各子系統能量對系統的響應進行估計預報。

每一個結構子系統或聲學子系統都具有一個與時間平均和空間平均振速或聲壓成比率的穩態能量水平。

對結構子系統，它的振動均方速度為

(2)

式中：Ei——子系統結構的模態振動能量;

Mi——子系統質量。

振動速度級為

(3)

式中：v0——參考速度值，v0=1×10-9m/s。

據此相應的可求出系統的加速度級。

對聲場子系統，其聲壓均方值為

(4)

聲壓級為

(5)

式中：p0——水介質中的參考聲壓，

取p0=1×10-6Pa。

由此建立能量與響應之間的關系，由能量可得到響應量，由響應量亦可計算出能量。

2 機艙附近居住艙室單人間噪聲特性分析

從建立的分析模型可知，全船的損耗因子并沒有給定，在此根據實際的工程經驗，暫定全船的損耗因子為0.001。在此假定的基礎上，對某型船的機艙平臺附近居住艙室進行噪聲特性分析。

采用統計能量法首先必須驗證其是否滿足計算條件，即所有子結構的模態密度都必須大于或者等于4。圖5給出了相應部分子結構的模態密度，通過分析可知，大部分子結構的模態密度都大于7，因此采用統計能量法分析目標艙室的噪聲是有效可行的。根據相關的船舶減振降噪的經驗，機艙平臺附近的居住艙室噪聲的噪聲源類型分為以下兩類：螺旋槳噪聲源及機械載荷噪聲源。在此根據已確定的噪聲源類型，整理出本船的主要載荷，本船在正常巡航狀態下，所有相關的設備都正常運行。關于機械載荷，主要有主機、發電機、風機、泵類及空壓機5種。對于螺旋槳噪聲源，通常只需要考慮螺旋槳的振動激勵載荷。

圖5 部分子系統的模態密度

主要設備激勵載荷布置位置見表1。

表1 主要設備激勵載荷統計表

在驗證其滿足計算條件后，將以上14種載荷進行相對應的噪聲源類型分類，再將這些載荷對于機艙平臺附近居住艙室噪聲的影響分別進行計算分析。將這些噪聲源分成5種工況進行研究分析：只開主機與發電機、只開螺旋槳、只開風機、只開泵、所有激勵載荷全開。5種工況下機艙平臺附近單人間的噪聲聲壓值見表2。

表2 5種工況下對機艙平臺附近居住艙室單人間噪聲聲壓值

通過分析表2可知，5種不同工況下對機艙平臺附近居住艙室單人間的艙室噪聲的影響不一樣。可以看出，在所有載荷全開的工況下，單人間在頻點63 Hz下的艙室噪聲值最大。比較其他4種單機工況可知，只開主機與發電機對單人間的艙室噪聲的貢獻量最大;風機對其貢獻量最小。因此可以得出主機與發電機載荷噪聲源是機艙平臺附近居住艙室單人間的主要噪聲源。全船在所有激勵載荷全開的工況下，全船結構的振動能量主要集中在前后機艙的附近。由船體板殼子系統的能量傳遞原理可知，結構振動能量是通過設備的基座傳向內部聲腔。能量在傳遞的過程中都會有耗散，所有的激勵載荷源對其附近的艙室噪聲的貢獻量最大,因此，單人間的主要噪聲貢獻量來源于主機艙。主機、發電機載荷是居住艙室單人間的主傳導途徑。在全船激勵載荷全開的工況下，單人間的艙室噪聲值為78.6 dB,而居住艙室噪聲限值為60 dB，因此單人間噪聲聲壓不達標。

3 機艙附近居住艙室單人間噪聲優化研究

對于不滿足考核標準的艙室需要進行減振降噪[8]的優化工作。由于各艙室的艙室噪聲與其主要噪聲源及結構布置密切相關，所以對考核艙室噪聲的減振降噪措施不能一概而論，而應從噪聲源控制、提高傳遞損失、艙室末端防護等3個方面進行綜合考慮，其優化方案如下。

1)噪聲源控制。對主要的振動噪聲源進行相應的隔振處理。在此次進行艙室噪聲預報分析計算時，所加的主要振動載荷輸入都是已經過隔振以后的數值，所以在此次預報計算中已對噪聲源進行了控制。

2)提高傳遞損失。通過對艙室噪聲的主傳導途徑的分析，主機及發電機為單人間艙室噪聲的主傳導傳遞途徑。根據能量傳遞原理，在傳遞途徑中會有能量的耗散及被材料吸收，故通過增大材料的損耗因子，使能量在傳遞途徑上更多地被吸收，使傳遞到目標艙室的能量最小。

3)艙室末端防護。當振動能量傳遞到單人間艙室時，可在艙室內敷設吸聲材料，吸收能量，降低艙室的自噪聲。

通過以上3項優化措施的分析，初步確定3種優化方案如下。

1)將整船的模態損耗因子增大到0.01，使能量在傳遞的途徑中損耗更多的能量，從而到達單人間的能量最少，以降低目標艙室自噪聲聲壓級。

2)在單人間艙室敷設礦物棉板貼布板，當能量傳遞到目標艙室時，礦物棉板貼布板吸收部分能量，從而使目標艙室的噪聲聲壓級降低。

3)在在適當改變模態損耗因子為0.004的基礎上，在單人間艙室敷設礦物棉板貼布板。

表3為將整船的模態損耗因子定為0.01時在63 Hz考核頻點下船舶單人間的艙室噪聲聲壓級。表4為在居住艙單人間加礦物棉板貼布板后單人間的艙室噪聲聲壓級。表5列出了將整船的模態損耗因子定為0.004且在目標艙室內敷設吸聲材料礦物棉板貼布板下船舶艙室單人間的噪聲聲壓級。圖6給出了3種不同優化措施方案下居住艙單人間艙室噪聲聲壓。

表3 整船模態損耗因子為0.01時的噪聲聲壓級 dB

表4 在單人間加吸聲材料的噪聲聲壓級 dB

表5 模態損耗因子為0.004時加吸聲材料的噪聲聲壓級 dB

圖6 3種不同優化措施方案下單人間的艙室噪聲聲壓

通過比較表3和表4可知，將整船的模態損耗因子定為0.01和在單人間敷設吸聲材料都能達到一定的降噪效果，都能達到考核目標要求，前者比后者的吸聲效果更好。但是敷設吸聲材料的經濟效益比改變損耗因子要好。所以在滿足設計要求的前提下，應該從考慮經濟效率出發，在適當地改變損耗因子的基礎上結合艙室敷設吸聲材料也能達到不錯的降噪效果，所以第三種方案為最佳優化方案。

4 結論

1)機械載荷激勵源中的主機及發電機振動噪聲源是機艙平臺附近居住艙室單人間的主要噪聲源，分析可知，不同的載荷激勵源對居住艙室單人間的噪聲貢獻量不一樣。

2)在確定了主要噪聲源的基礎上，得到居住艙室單人間的艙室噪聲的主導傳遞途徑，并且根據艙室分布，得出離單人間艙室越近，則對單人間居住艙室自噪聲影響越大；

3)通過對3種優化方案的對比分析可知，第一種方案的降噪效果最好，其次是第三種方案，最后是第二種優化方案。從經濟效應及可行性出發，得出第三種方案為機艙平臺附近居住艙室單人間自噪聲最優化的降噪方法。

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