甲板運輸船艙室噪聲預報與控制

董 勇 顏 名 丁許聰 樊 紅

(廣州航通船業(yè)有限公司1) 廣州 510290) (武漢理工大學能源與動力工程學院2) 武漢 430063)

0 引 言

船舶艙室噪聲是船舶舒適性的重要指標.甲板運輸船一般采用尾樓尾機型，上層建筑各艙室受發(fā)動機和螺旋槳激勵影響大，噪聲容易超標，影響船員的正常休息和工作.如果能在設計階段進行艙室噪聲預報，能大大減少船舶建成后由于噪聲不達標帶來的返工成本.

目前，統(tǒng)計能量分析(statistical energy analysis, SEA)方法因其相比于有限元法有較大的計算量上的優(yōu)勢，被越來越多地使用到船舶艙室噪聲預報中.國內(nèi)各研究機構和學者對油船[1]、高速客船[2]、集裝箱船[3]、散貨船[4]和海工船[5]等類型船舶艙室噪聲研究較多，工程船舶關注相對較少.本文對某3 000 t甲板運輸船的上層建筑艙室噪聲進行預測，并與實測值進行比較，分析該類船舶主要激勵源對艙室噪聲的影響大小，并利用聲振軟件進行減振降噪模擬.統(tǒng)計能量分析是用能量描述各種動力學子系統(tǒng)的狀態(tài)，使用功率流平衡方程描述耦合子系統(tǒng)間的相互作用關系，從而建立機械振動與聲學間的聯(lián)系.

統(tǒng)計能量分析把復雜結構動力學系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)處理成隨機變量，給出的是空間和頻域的平均量，因此適用于解決高頻區(qū)內(nèi)(振型數(shù)N≥5)的復雜系統(tǒng)動力學問題.統(tǒng)計能量分析的關鍵在于確定統(tǒng)計能量模型參數(shù)，如模態(tài)密度(或模態(tài)數(shù))、耦合損耗因子、內(nèi)損耗因子和輸入功率等[6].

1 噪聲預報模型

1.1 船舶主要參數(shù)

本文研究對象為單底尾機型，雙機雙槳的甲板運輸船.總長79.0 m，垂線間長76.8 m，型寬19.0 m，型深4.5 m，滿載吃水3.35 m時載重量3 000 t.兩臺主機為某公司的LB6250ZLC-10，功率750 kW，轉速750 r/min.兩臺副機額定功率是120 kW，轉速1 500 r/min.螺旋槳直徑2.38 m，額定轉速215.9 r/min.

1.2 統(tǒng)計能量分析模型建立方法

根據(jù)目標船總布置圖、基本結構圖和艙室布置圖等資料，采用有限元軟件PATRAN建立全船模型，再將模型導入聲振軟件VA One中.在VA One中創(chuàng)建平板，使用自動連接功能將各個平板連接.由于船舶的艙壁和甲板等平板上有扶墻材、強肋、桁材等，會使平板的剛度加大，影響能量傳遞關系，因此這些平板采用的是帶加強筋的平板，結構尺寸與原船保持一致.再利用平板構建聲腔，依據(jù)統(tǒng)計能量分析法子系統(tǒng)劃分原則，將目標船舶每個艙室作為一個聲腔，構建SEA模型.全船模型一共包括1 333個節(jié)點、407塊加筋板、62個聲腔和4個半無限流體.半無限流體用來模擬舷外海水，將目標船水線以下船體板與半無限液體子系統(tǒng)相連.模型中材料的物理屬性，鋼密度取值7 850 kg/m3，泊松比取值0.3，彈性模量取值210 GPa.

通過軟件的Do Auto-connect功能，將模型中加筋板與聲腔自動連接，從而實現(xiàn)能量在子系統(tǒng)中的傳遞.全船子系統(tǒng)離散模型見圖1.

圖1 全船子系統(tǒng)離散模型

1.3 統(tǒng)計能量模型參數(shù)

1) 模態(tài)數(shù)和耦合損耗因子 當子系統(tǒng)的模

態(tài)數(shù)大于等于5時，SEA模型才能被精確求解.VA One軟件可以自動求解各子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)，當計算頻率范圍取為63～8 000 Hz時，可以發(fā)現(xiàn)目標船子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)基本滿足要求.

耦合損耗因子是子系統(tǒng)間耦合作用大小的一種度量.對于已經(jīng)實現(xiàn)不同結構子系統(tǒng)連接以及結構子系統(tǒng)與聲腔子系統(tǒng)連接的SEA模型，可以利用軟件內(nèi)部提供的耦合損耗因子計算模塊來計算.

2) 內(nèi)損耗因子 船舶艙室除了鋼結構還有內(nèi)裝材料，不能簡單的用鋼結構的內(nèi)損耗因子表達.由于SEA模型建立時，按艙室建立的聲腔，因此可以用聲腔的吸聲系數(shù)計算艙室聲腔子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子，其關系為

(1)

式中：c為空氣中的聲速，m/s；α為壁面的平均吸聲系數(shù)；f為頻率，Hz；S為聲腔的表面積，m2；V為聲腔的容積，m3.

由于目標船按常規(guī)裝修，機艙也未采用特殊降噪措施，因此，艙室的內(nèi)裝結構折合吸聲系數(shù)按照文獻[7]取值，見表1.

表1 船舶艙室的內(nèi)裝結構折合吸聲系數(shù)

1.4 主要激勵源的確定

航行工況下，目標船噪聲影響最大的激勵源包括主機、輔機和螺旋槳.該船主機和副機都安裝有標稱消聲能力為35 dB(A)的排氣消聲器，其排氣噪聲對上層建筑艙室的影響相對于柴油機的結構聲和機體的輻射聲來說可以忽略.由于沒有柴油機廠家提供的噪聲數(shù)據(jù)，本文采用文獻 [7-8]中的經(jīng)驗公式對柴油機的機腳振動加速度級La(參考加速度為10-6m/s2)，柴油機機體輻射聲功率級LW(參考聲功率為10-12W)進行估算，見表2～3.

螺旋槳噪聲估算按文獻[7]中公式估算，得到螺旋槳激勵作用下船底板振動加速度級(參考加速度為10-6m/s2)，見表4.

表2 主、副機機腳振動加速度級

表3 主、副機輻射聲功率級

表4 螺旋槳上方船底板振動加速度級

2 艙室噪聲預報與分析

2.1 噪聲預報結果及實測值對比

在建立好的SEA模型中，將主、輔機結構聲以振動加速度級形式施加在柴油機基座處，螺旋槳結構聲以加速度級形式施加在槳上方船底板處，主、輔機機體輻射聲以擴散聲場形式施加在機艙聲腔相應位置處.

求解后可以得到全船艙室聲腔聲壓云圖，見圖2.選取主甲板的廚房和餐廳，起居甲板的船長室、輪機長室、船員室202及最上層駕駛室為各層甲板代表性艙室，將結果采用A計權評價，并與測量值和文獻[9]的限值進行比較，結果見表5.

圖2 全船艙室聲腔聲壓云圖

表5 代表艙室預報值與實測值對比表dB(A)

67.270-2.86564.266-1.86064.867-2.26020264.466-1.66075.780-4.37574.779-4.365

由表5可知，預測值和實測值最大誤差為4.3 dB，相對誤差5.4%以內(nèi)，預測值具有一定工程參考價值.預測值均比實測值偏小，居住艙室誤差比餐廳、廚房和駕駛室誤差小.分析原因是由于柴油機的結構聲與空氣聲都采用經(jīng)驗公式估算，和實船存在一定誤差，導致預測值一致性偏小.由于駕駛室、餐廳和廚房內(nèi)部設備多，會產(chǎn)生各種機械噪聲與電磁噪聲，預測模型中未添加這些因素，導致預測值與實測值誤差比居住艙室大.另外，無論是預測值還是實測值，目標船的噪聲值都顯著超過規(guī)則限值，且餐廳實測值超標達14 dB.

2.2 各激勵源對艙室噪聲影響的分析

為采取有效的噪聲控制措施，有必要分析各激勵源對艙室噪聲影響大小.可以在SEA模型中，分別單獨施加主機結構聲，主機空氣聲、輔機結構聲，輔機空氣聲和螺旋槳結構聲進行噪聲預報.讀取上述代表性艙室的結果，見圖3.

圖3 各激勵源影響下艙室噪聲頻譜圖

將結果采用A計權評價，可以得到表6.

表6 不同激勵源下各代表艙室噪聲預報結果dB(A)

51.163.758.163.440.951.560.854.060.537.251.861.754.560.737.820250.961.053.960.838.160.873.566.270.145.762.869.770.269.140.6

由圖3和表6各艙室噪聲數(shù)據(jù)可知：

1) 除餐廳外，各激勵對代表艙室噪聲值的貢獻由大到小的順序為主機結構聲、輔機結構聲、主機空氣聲、螺旋槳結構聲和輔機空氣聲.

2) 總體而言，主機無論結構聲還是空氣聲對艙室噪聲的影響都比輔機相應結構聲和空氣聲大，但輔機結構聲又比主機空氣聲影響大.并且除餐廳外，主機結構聲明顯比空氣聲影響大，大約在5.6 dB～7.3 dB之間.而對于餐廳，主機空氣聲反而比結構聲略大.分析原因，是由于餐廳位于機艙正上方，且除常規(guī)裝修外，未進行任何特殊降噪處理，輻射聲能量進入餐廳的比較多.

3) 對于該類型船舶，結構聲和空氣聲對上層建筑艙室噪聲的影響都比較大，必須予以重視.

3 艙室噪聲控制措施

3.1 隔聲吸聲措施

船舶上常用的吸聲材料有多孔吸聲材料和微穿孔板，多孔吸聲材料包括超細玻璃棉、礦物棉等纖維類多孔吸聲材料和聚氨酯泡沫、三聚氰胺泡沫等泡沫吸聲材料.材料在每個頻率下吸聲量大小主要與其厚度、密度和空氣層厚度有關[10].船上不吸聲的鋼板、鋁板、玻璃和膠合板等是常用的隔聲材料.受空間和成本限制，材料厚度應合理選擇.

本文利用VA One軟件中的聲學包設計模塊，試驗了多種措施的降噪效果.最后采用如下兩種方案對不同艙室進行降噪：①艙室地板，阻尼層1.5 mm+礦物棉30 mm+鋼板3 mm；艙室圍壁：礦物棉50 mm+空氣層50 mm+鋼板1 mm；艙室天花板：超細玻璃棉50 mm+空氣層50 mm+鋼板1 mm；②艙室地板，阻尼層1.5 mm+礦物棉30 mm+阻尼層1.5 mm+鋼板3 mm+20 mm輕質敷料；艙室圍壁：礦物棉50mm+空氣層50 mm+鋼板1 mm+礦物棉30 mm+鋼板1 mm；艙室天花板：超細玻璃棉50 mm+空氣層50 mm+鋼板1 mm+礦物棉30 mm+鋼板1 mm.

考慮到經(jīng)濟性，對非人員居住區(qū)采用方案①，對于人員居住區(qū)，以及餐廳、廚房等超標情況較嚴重艙室采用方案②.兩種方案中，艙室地板除了吸聲、隔聲處理，還加了阻尼減振材料，對圍壁和天花板主要進行吸聲和隔聲處理.為了消耗振動能量，在甲板鋼板上噴涂一層內(nèi)耗較大的黏彈性高阻尼材料，再敷設礦物棉吸聲材料，貼上薄鋼板構成約束阻尼.圍壁和天花板的吸聲材料主要選取超細玻璃棉和礦物棉，同時設計空氣層增加吸聲效果.采取上述措施后，艙室噪聲預測值結果見表7.

表7 隔聲吸聲處理前后代表艙室噪聲預測值dB(A)

65.467.261.264.261.564.820260.364.568.575.767.974.7

由表7可知，因為廚房和餐廳緊鄰聲源，受結構聲和空氣聲影響都很大，在其地板上敷設雙層阻尼并加上30 mm厚吸聲材料后，降噪幅度可以達到7 dB左右.其他艙室降噪幅度在1.8～4.2 dB，采用方案②的艙室降噪效果比方案①要好一些.各艙室預測噪聲值仍未達標.

3.2 柴油發(fā)電機組隔振

柴油發(fā)電機組隔振是指將發(fā)電機組公共底座與船體彈性連接，從而削弱結構噪聲的傳播.采用VA One軟件中的Isolator模塊模擬其降噪效果.選擇Isolator模塊中的Spring，修改垂直方向的剛度和阻尼，可以模擬隔振彈簧.

設置完成后，對模型進行求解，得到進行隔振處理后代表艙室噪聲預測值，見表8.

表8 進行隔聲吸聲及隔振處理后艙室噪聲值dB(A)

59.66557.36057.16020256.26064.57564.865

由表8可知，經(jīng)過發(fā)電機組隔振處理后的艙室噪聲預測值又下降了3.1～5.8 dB，多數(shù)艙室在4 dB左右.相比于隔聲吸聲材料，各艙室噪聲下降幅度較同步.最終通過隔聲吸聲和發(fā)電機組隔振處理后，各艙室噪聲值均下降到規(guī)則限值以內(nèi).但由于噪聲預報模型中，施加的主機激勵略小于實際值，餐廳噪聲實際值還是略微超標，但相比原船已經(jīng)大幅下降了約10 dB.

4 結 論

1) 對于甲板運輸船這種尾樓尾機型，且上層建筑層數(shù)少的船舶來說，如果不做特殊減振降噪處理，上層建筑艙室包括最上層駕駛室噪聲均可能超標.

2) 無論結構聲還是空氣聲，對甲板運輸船艙室噪聲影響都很大，其中主、輔機結構聲的影響是最大的.艙室噪聲治理中應綜合考慮吸聲、隔聲、阻尼減振和隔振措施，不僅要滿足措施的有效性，同時還要考慮控制成本.

3) 對柴油發(fā)電機組采取主動隔振措施，可以顯著降低全船的噪聲水平，是降低艙室噪聲的有效方法.而要進一步降低主機引起的結構聲則只有在主機選型時，選取振動噪聲小的柴油機.