鉆井船空調通風系統的消音降噪

田碩實，杜曉程，陳育喜

（中滬東中華造船（集團）有限公司 LNG技術研究所，上海 200120）

0 引言

近年來，隨著船舶與海洋工程領域市場行情走低，船東對船舶的設計要求愈來愈嚴苛。船廠在制造船舶產品的過程中，不僅要滿足其功能性，還需要提升其舒適性。噪聲等級作為檢測艙室居住與工作環境舒適度的一項重要指標，正逐漸受到船級社的重視。隨著國際海事組織（International Maritime Organization,IMO）通過MSC337（91）對 IMO.A.468進行升級[1]，挪威船級社（DNV GL）、中國船級社（CCS）、法國船級社（BV）與美國船級社（ABS）等各大船級社也先后更新了舒適性的附加符號，以完善對噪聲的相關要求，見表1。

鉆井船的空調通風系統是居住區域與機械區域噪聲的一個重要來源，必須在前期設計時做好噪聲控制，并在后期調試時做好消音降噪。為了打好這場沒有硝煙的戰爭，在實際應用中達到事半功倍的效果，需要先了解一下噪聲的常用概念。

1 噪聲概述

1.1 聲功率

聲功率是指聲源在單位時間內向空間輻射聲的總能量，其物理符號為E，單位為W。在噪聲檢測中，聲功率指的是聲源總聲功率。在數值計算過程中，聲功率可以直接代數相加。

表1 船級社噪聲符號

1.2 聲功率級

聲功率的表達式為

式中：W0為基準聲功率，常用基準聲功率為W0=10-12W，dB；W為聲功率值，dB。

詳細的聲功率級數據資料會按照不同倍頻帶分開表示。某型號為CK160C的NAV.EQ.RM(E)海洋設備處理間抽風機的聲功率級資料見表2。通常會選擇中心頻率來代表每個倍頻帶。如：用中心頻率125 Hz來代表90 Hz～180 Hz倍頻帶。倍頻帶的頻率上限是下限的兩倍（180 Hz是90 Hz的2倍）。

表2 風機的聲功率級資料

在計算過程中，聲功率級的疊加公式為

1.3 聲強

聲強是指聲波平均能流密度的大小。

聲源在某點發出聲波并向外傳播，計算其距聲源r處的聲強為

式中：I為聲強，W/m2；E為聲源在聲音傳播到該球面時的總聲功率，W。

通常，聲強可以理解為單位面積上的聲功率。聲強可以直接代數相加。

1.4 聲壓

聲音通過空氣振動所產生的壓強稱之為聲壓，單位為Pa。聲壓相當于在大氣壓強上疊加一個聲波擾動引起的壓強變化。聲壓的測量在現實中比較容易實現。聲壓不能夠直接代數相加。

聲壓與聲強的換算公式為

式中：p為聲壓，Pa；I為聲強，W/m2；ρ為介質密度，kg/m3；C為聲速，m/s。

1.5 聲壓級

聲壓級的表達式為

式中：Lp為聲壓級，dB；p0為基準聲壓，2×10-5Pa；p為聲壓值，Pa；I0為基準聲壓對應的聲強，W/m2；I為聲強值，W/m2。

由式(5)可知，聲壓級可以通過公式進行代數求和（疊加）。

1.6 A聲級

A聲級是指具有A計權特性時測得的計權聲壓級，符號為Lp(A)，單位為dB(A)。

式中：ΔLi為第i個倍頻帶的A聲級計權修正值；Lpi為每個倍頻帶的聲壓級數據。

人的聽覺對低頻聲音不夠敏感。A聲級對低頻段（500 Hz以下）噪聲進行人工衰減，從而盡量做到與人的感覺一致。許多測量噪聲的聲級計可以通過模式選擇直接對A聲級數據進行測量，這是當今噪聲評判的主要標準。A聲級噪聲修正數據見表3。

表3 A聲級噪聲修正數據

2 居住區域噪聲計算

2.1 噪聲的疊加效果

根據聲功率級以及聲壓級的疊加式(1)和式(5)可以看出，只有數值相近的噪聲源疊加，才會有明顯的增益效果。比如2個相同聲壓級的噪聲源疊加，聲壓級增加了 3 dB。但是兩個聲源的聲壓級超過10 dB時，聲壓級只會增加0.4 dB，可以忽略不計。

n個相同聲壓級（Lp1）聲源疊加公式為

同理，n個相同聲功率級（Lw1）疊加公式為

2.2 風管中的噪聲衰減與再生噪聲

居住區域的噪聲要求普遍偏高，有的房間甚至會達到 55 dB[2]。上層建筑由于鮮有大型設備的存在，通風空調系統的噪聲就成為了房間噪聲的主要來源。因此，必須在設計時做好計算，盡量避免在前期產生不必要的噪聲。

空調通風系統的噪聲主要來自于風機以及風管內的氣流振動。風機的噪聲經過直管、彎頭、三通、變徑等的衰減，最后到達房間內部。同時氣流在流經直管、彎頭、三通、變徑時均會產生再生噪聲。在進行上建區域計算時，由于設計風速（見表4）普遍偏低，螺旋風管或鍍鋅鋼板方風管的尺寸與布置比較規范，所以風管內因氣流振動導致的再生噪聲很小，與同位置的風機噪聲進行疊加的效果可以忽略不計。計算主要著眼于噪聲源（風機）產生的噪聲經過風管的衰減最終進入房間的數值。

表4 低噪聲空調通風系統建議風速

2.2.1 直管噪聲衰減

金屬直管噪聲衰減量與管道截面周長、管長成正比，與截面積成反比。衰減數據可以在《噪聲與震動控制工程手冊》[1]上查詢，具體見表5[3]。

表5 金屬直管噪聲衰減量（單位：dB/m）

圓形風管De（每米風管噪音衰減量）的計算公式為

式中：a為圓形風管的長，m；b為圓形風管的寬，m；De為圓形風管的直徑，m。

經過指定風管衰減后，各個倍頻帶的噪聲聲功率級為

式中：Lw2為衰減后的聲功率級，dB；Lw1為衰減前的聲功率級，dB；ΔL為聲功率級衰減值，dB。

式(11)對后面彎頭、三通等的噪聲衰減同樣有效。

2.2.2 彎頭噪聲衰減

彎頭噪聲衰減量見表6[3]。彎頭尺寸越大，衰減量越高。

表6 彎頭噪聲衰減量（單位：dB/個）

2.2.3 三通噪聲衰減

風管中有管路分叉時，噪聲能量按照支管的斷面積比例分配。衰減量可以按照式(12)計算。

式中：S1為支管的斷面積，m2；S為分叉處全部支管的斷面積，m2。

2.2.4 變徑（突擴與突縮）噪聲衰減

管道截面突變也會造成噪聲衰減，公式為

式中：S1為變徑前的風管斷面積，m2；S2為變徑后的風管斷面積，m2。

2.2.5 通風附件噪聲衰減

通風附件噪聲衰減主要指空調布風器對噪聲的衰減。不同的產品效果不同，這里以通過同濟大學聲學研究所測試的TAB-250型布風器為例，其噪聲衰減量見表7。

由表7可知：布風器內風量越小，消音效果越好。所以一般在進行布風器的選型時，可按照它最大風量的80%來進行風量分配，以達到良好的消音效果。

表7 TAB-250型布風器噪聲衰減量（單位：dB/個）

2.2.6 風口末端反射噪聲衰減

當噪聲到達風管送風口時，一部分能量由于反射而衰減。風口末端反射損失與風口尺寸、風口位置有關。小風口末端反射損失效果強于大風口，房間平頂或者墻面中部且局部突出的風口末端噪聲損失最大。具體數據可以通過查閱圖1[3]獲得。

圖1 末端反射噪聲損失列線圖

2.2.7 房間內噪聲求值

根據房間內測量距離及聲源位置不同，聲壓級可以通過聲功率級算出。其轉換公式為[2]

式中：Lw為風口傳入房間的聲功率級，dB；Q為聲源位置指向性因子，數值可以根據圖2[4]取（Q實際上是一個與風口尺寸有關的函數，因為船舶設計中風口尺寸差別不會太大，這里為了簡化計算統一取值）；r為聲源與測量點之間的距離，m；R為房間常數，m2，由房間大小及吸聲能力決定。

圖2 指向性因子

2.3 聲功率級與聲壓級的應用

聲功率級是能量，在整個噪聲計算過程中，采用的物理量統一為聲功率級。聲壓級在管路衰減中不能直接用來計算。聲波在風管中傳播可以看作平面波，聲壓級與聲功率級關系為[5]

式中：S為管道的截面積，m2。

由此可見，相同位置的聲壓級會因風管尺寸的不同而改變。所以只在計算到最終結果時，才將聲功率級轉換為聲壓級。

2.4 噪聲計算舉例

噪聲源：管道風機；風機參數：接口DN 160，全壓300 Pa，風量800 m3/h。倍頻帶中心頻率與聲功率級的關系見表8。

表8 倍頻帶中心頻率與聲功率級的關系

管路系統中有4個支路通向4個布風器。為了簡化計算，只計算距離風機最近、噪聲衰減量最小的布風器產生的噪聲。假定4個布風器噪聲相同，以式(8)和式(9)進行疊加計算。

為了簡化計算，在設計之初對風管內所有的再生噪聲均進行統一考慮。假設再生噪聲聲功率級與風機一致（此數值已經很大，一般情況下不會達到），則噪聲的疊加根據式(8)和式(9)為每個頻帶增加3 dB，見表9。

直管分為2部分，一部分為DN 200，管長13 m；一部分為DN 100，管長1 m。2部分同屬于管徑0.075 m～0.2 m范圍內的金屬直管，其消音量見表10。

系統中有一個突擴變徑，即DN 160突變為DN 200。根據公式(12)可求得每個頻帶噪聲衰減3.4 dB，具體數值如表11所示。

表9 噪聲源的修正

表10 金屬直管的消音量

表11 突擴變徑的消音量

系統中有1個彎頭，管徑DN 200，彎頭的消音數值見表12。系統中有1個三通，支管1為DN 100，支管2為DN 180。根據公式(12)求得每個頻帶消音為6.3 dB，見表13。每個布風器分配200 m3/h的風量，采用TAB-250消音數據，見表14。

表12 彎頭的消音量

表13 三通的消音量

表14 布風器的消音量

空調布風器在進行消音數據采集的時候，已經將末端反射消音效果包括在內了。如果出風口不是空調專用布風器，而是格柵或一般的散流器，需要根據圖1進行末端反射損失計算。

經過以上一系列的數值計算，出風口聲功率級總結見表15。

表15 出風口聲功率級

一般測量點距離布風器出風口1 m，房間體積為100 m3，指向性因子Q一般取值為2。房間性質選擇普通房間，R取27 m2。根據式(13)計算可得出單個布風器在房間內的聲壓級，見表16。將4個出風口噪聲疊加，相當于每個頻帶增加6 dB噪聲，結果見表17。

轉換為A聲級，見表18。

表16 單個布風器在房間內的聲壓級

表17 四個出風口噪聲疊加

表18 四個出風口A聲級噪聲疊加

再將不同頻帶噪聲進行疊加處理，可得總噪聲值為 49.6 dB(A)，而房間噪聲要求不得高于55 dB(A)，所以此房間噪聲符合標準。

如果最終計算所得結果超出房間的噪聲要求，那么需要將3個數據：A聲級數據（頻帶表）、房間要求的噪聲標準和噪聲源數量發給消音器廠家，供其進行消音器選型。當然還要綜合考慮消音器所接風管的尺寸以及消音器的長度要求等。

3 施工過程的降噪方案

船上的施工環境復雜，尤其在機械區域，空間的限制、風管穿艙形式的不規則、結構風道的采用等因素均會使風管中的氣流很難保持低速低噪聲的工況。那么具體到調試階段，如何處理某些噪聲超標的通風區域呢？這里進行一些簡單的總結。

1）風管支架的加固與減振

噪聲與振動是緊密相關的。在現場勘查時，如果發現噪聲源主要來自于某段風管的振動，那么可以通過加粗風管支架、為風管支架增加減振墊材等手段來減振降噪。

2）風機電機或葉片更換

此方法主要應用于軸流風機。許多風機的電機噪聲偏大，改用能效高、質量好的電機可以降低噪聲。另外，風機在設計時普遍全壓余量過大，風管阻力并沒有與風機全壓相匹配，風機過高的壓頭就會導致噪聲產生。此時根據管路的實際阻力損失，調整風機電機與葉片以改變風機的特性曲線，使風機在最佳工況附近運行，即可有效降低風機噪聲。

3）風機底座增加減振器

此方法主要應用于離心風機。離心風機的平臺式底座上可以增加減振器。如果離心風機振動是噪聲主要來源，可以采用此方法解決。

4）風管外部包裹巖棉隔熱層以隔聲

如果風管內氣體的振動是主要噪聲源，而風管僅僅穿過測量區域而不服務于該區域，那么可以使用此方式，利用厚度為30 mm左右的隔熱層隔離風管內傳出的噪聲。此方案的弊端在于，噪聲并沒有被消解，僅是被隔離無法傳出。如果風管內氣流噪聲本已很大，那么困在風管內的噪聲會彼此疊加，進而在出風口處產生更為強烈的噪聲甚至喘振。所以此方案一般與方案 8）配合使用，將噪聲集中在管路末端統一吸收。

5）軟聯結

此方案通過減少振動的傳遞來降低風管上的噪聲，主要應用于離心風機或空調進出風口。但是一定要注意，這種方法不能應用于本身噪聲非常大的設備。如圖3所示，此軸流風機為主要噪聲源，使用軟聯結雖然減少了風機傳遞給風管的振動，但是帆布軟接頭太薄，聲波通過軟接頭直接傳入室內，反而使噪聲加大。有效的解決方案是將軟接頭改為3 mm的厚鋼管聯結，并在風機、風管外面包裹絕熱層隔音，最后在風管末端使用消音器吸收噪聲。

圖3 軟聯結

6）風管內部鋪設消音棉

如果風管尺寸足夠大，且旁邊正好有可拆卸的設備，如風機、風柵等，那么在風管內鋪設厚度為25 mm左右的消音棉是最經濟、有效的消音降噪方式。由于消音棉在風管內部的固定需要有足夠的施工空間，所以此方案對現場操作環境的要求比較高。

7）增加靜壓箱

風管內的靜壓箱起到穩定氣流、增加氣體靜壓和減少動壓的作用。在此過程中也有消音效果。一般將方法6）與方法7）相結合，制成消音靜壓箱，降噪效果就會很明顯，可達到6 dB以上。

8）增加消音器

在風機附近、風管中間或者出風口處增加消音器是最簡單、直接的消音降噪手段。但是此方案主要用于減少風管內的氣流噪聲，如果噪聲是由設備或者風管的振動導致的，那么效果不會特別理想。消音器的主要類型有管道式消音器、消音風口、插片式消音器等。

管道式消聲器一般適用于中小型風管（圓形風管的直徑以及矩形風管的長邊在1 m以下，風量在5 000 m3/h以內）。風管截面面積與周長比越小（風管長寬比必須在合理范圍內，一般不超過 3∶1），消音效果越好。

消音風口位于風管末端，尺寸偏小，安裝簡便。90°彎頭型風口的消音效果強于直筒型風口。

插片式消音器一般適用于空間大的風箱或大型風道（風量在5 000 m3/h以上）。其消聲效果與消聲插片的片厚（越厚消低頻噪聲效果越好）、間距（越小消高頻噪聲效果越好）以及長度有關。在增加片厚、減小片距以提升消音效果的同時，要注意防止氣體阻力上升太多而產生再生噪聲。

4 結束語

空調通風專業的消音降噪是一個系統性工程，不僅僅要做好前期的噪聲預防設計，還要能夠在安裝調試階段處理掉超標的振動噪聲源。兩個方面的工作都不能忽視，做到理論與實際相結合，才能設計出合格的船舶海工HVAC系統。