300噸級漁政船艙室噪聲預報與降噪設計

張 俊，湯偉民，姚立綱，林 昱，高登攀

（1.福州大學 機械工程及自動化學院，福州350116； 2.福建東南造船有限公司，福州350015；3.福建省高等學校海洋工程裝備設計制造工程研究中心，福州350108；4.福建省船舶與海洋工程結構性能聯合創新重點實驗室，福州350116）

為避免高噪聲環境對船員及設備造成損傷[1,2]，現代船舶需滿足嚴苛的靜音設計要求。然而，復雜的船舶結構、眾多的船用設備及繁雜的噪聲來源，容易引起相關艙室噪聲超標。為解決建造完成后的艙室噪聲超標問題，船舶設計人員仍需根據經驗在船艙相關部位增設阻尼材料和隔聲材料。這一“亡羊補牢”的做法可能導致所敷設材料與已有設備發生干涉，且過厚的鋪層也可能會影響艙內布局。若能在設計階段判明噪聲傳播路徑及其分布狀況，并據此制定合理的降噪方案，將有助于保證艙內設備的合理布局與順利安裝。

為實現上述目標，需建立船舶的結構噪聲模型，準確預估各艙室的噪聲分布。目前，船艙噪聲的預估常采用有限元法(Finite Element Method，FEM）、邊界元法(Boundary Element Method，BEM）和統計能量法(Statistical Energy Analysis，SEA)等數值方法[3]。需要指出的是，對于船舶這類多模態復雜結構聲振問題，傳統的有限元法、邊界元法因計算量大、求解困難并不適用。相比之下，統計能量法可將子系統的能量作為統計量來求解其動力學平均響應，具有計算量小、求解簡單等優點，因此非常適用于船舶等多模態復雜結構的噪聲分析。

夏代波等[4]基于統計能量法思想，采用VA one軟件對三體船的艙室噪聲進行了預估。采用同樣方法，張清等[4]建立了鉆井輔助駁船的聲學模型，并分析了該船的噪聲能量傳遞特性。張國軍等[6]利用統計能量法，對某高超聲速飛行器的結構聲振動問題開展了相關研究。Antonio Culla 等[7]采用統計能量法分析了某型直升機子系統間的能量流動情況，并據此制定了多目標優化方案。借助統計能量分析方法，劉加利[8]和張媛媛[9]分別探究了高速列車氣動噪聲與車速間的關系以及約束阻尼層厚度對列車外地板隔聲量的影響。尹俊忠等[10]利用統計能量法解決了壓縮機排氣管道系統的振動噪聲問題。除此之外，統計能量法亦用于解決汽車[11-12]、航天器[13-14]、橋梁[15]、建筑[16]等領域的噪聲問題。

鑒于統計能量法在解決復雜結構聲振問題的優勢，本文擬將其用于指導福建東南造船有限公司承建的某300 噸級漁政船的靜音設計。首先，根據設計圖紙建立船舶的幾何模型和結構有限元模型；其次，借助VA one 軟件創建全船的SEA 模型，據此預估船舶各主要艙室的噪聲；再依據國際海事組織（IMO）制定的《船上噪聲等級規則》，判斷相關艙室的噪聲是否超標；最后，根據噪聲分布狀況及噪聲源對艙室噪聲的影響規律，制定合理的降噪方案。

1 統計能量法的基本原理

統計能量法的基本思想是將復雜系統按模態相似原則分解為多個模態群以獲得若干個便于獨立分析的子系統。

子系統間功率流平衡方程可表述為[17]：

式中：

ηi——子系統i在帶寬Δω內的自損耗因子；

ηij——子系統i與子系統j間的耦合損耗因子；

ni——子系統i的模態密度；

——子系統i在帶寬Δω內的振型能量；

ω——分析中心頻率；

Pˉi——外界對子系統i的輸入功率。

給定各子系統的輸入功率、自損耗因子及耦合損耗因子，由(1)式可得子系統i的平均能量。

由于各子系統的平均能量與其振動速度或聲壓成比例，故可由子系統的平均能量確定其他物理參數，如壁板平均振動速度、艙室平均聲壓等。

對質量為Mi的子系統，其平均振動速度vˉi為

對體積為Vi的聲腔，其平均聲壓為

式中：ρ為聲傳播介質的密度，c為聲速。

2 漁政船聲振結構建模

不失一般性，以某型300 噸級漁政船為研究對象，采用統計能量法建立其聲振結構模型，相關建模方法同樣適用于其他類型的船舶。

2.1 漁政船結構及幾何建模

該300噸級漁政船的基本參數如表1所示。

根據建造圖紙和設計參數進行漁政船的幾何建模。建模時，依照中國船級社對船舶聲學分析的建模要求，忽略漁政船內部的內飾、桌椅等，并采用板來表征甲板、船體外板、艙壁、龍骨板等結構[18]。所建漁政船的三維幾何模型及其艙室布局如圖1所示。為清晰計，圖中未注明甲板區域為通道及梯道。

表1 300噸級漁政船基本參數

圖1 漁政船幾何模型

2.2 漁政船網格劃分及SEA建模

針對圖1的漁政船幾何模型，利用Hypermesh中的2D 網格對其進行劃分。所劃分的單元尺寸主要依據船體結構尺寸來定。鑒于該船的肋距為0.5 m，為單元劃分簡便，取1 個肋距2 個單元，設定網格總體尺寸為0.25 m。同時，為保證板結構單元的劃分質量，需對邊界結點進行融合。經此處理后，可得如圖2所示的全船有限元模型。

圖2 漁政船有限元模型

將圖2的有限元模型導入聲學分析軟件VA one中，建立該船的SEA 模型。建模時，需對板材厚度加以區分，且需對形成T型連接的板材分開建模，其中定義了6種不同的板材，如表2所示。

表2 漁政船各板材使用情況

根據SEA 建模規范[18]，將船上鋼板建成平板子系統，鋼板圍成的封閉腔體建成獨立的聲腔子系統，并將所有板子系統和聲腔子系統建立自動連接，模擬艙室邊界。在建立船舶的統計能量分析模型時，還需考慮外部流場的影響。以水線為標準，將漁政船分為上、下兩部分。其中，上部流場為空氣，采用軟件默認設置；下部流場為海水，采用半無限流場模擬海水對船體影響。建立全船的SEA 分析模型，結果如圖3所示，包括444 個板子系統和66 個聲腔子系統。

圖3 漁政船SEA分析模型

2.3 漁政船輸入激勵整定

船舶在健康狀態滿載航行時，船上噪聲來源多且雜，包括主機輻射噪聲、主機結構噪聲、螺旋槳噪聲、船用空壓機噪聲、船用通風機噪聲等。而其中空壓機噪聲、通風機噪聲除與設備自身性能有關，還與管道排布及安裝有關。為分析簡便，本文暫未考慮以上因素，待實船建成后結合實測數據，再做進一步處理。故本文僅考慮主機輻射噪聲、主機結構噪聲和螺旋槳噪聲為主要激勵源。

其中，輻射噪聲用聲功率級Lw表示，結構噪聲用加速度級La表示，可依據如下經驗公式推算[18]。

主機輻射噪聲估算式為

式中：Pe為主機額定功率；Cw為輻射噪聲倍頻程修正值，其取值如表3所示。

主機工作時產生的結構噪聲估算式為

式中：m為主機質量；ne為主機額定轉速；n為工作轉速；Ca為主機振動倍頻程修正值，其取值如表4所示。

該漁政船的主機為高速柴油機，型號KTA50-M2，單機重5 166 kg，額定功率為1 398 kW，額定轉速為1 950 r/min。由式（4）、式（5），可得主機噪聲源估算值如表5。

螺旋槳推進裝置噪聲La′的估算式如下

式中：M為螺旋槳槳數，N為單槳葉數，D為螺旋槳直徑，np為螺旋槳額定轉速。

該漁政船由2個螺旋槳驅動，每個螺旋槳有5只葉片，螺旋槳直徑為1.36 m，轉速為603.5 r/min。由式（6）可估算倍頻程上螺旋槳的噪聲值為109 dB。

將主機的結構噪聲、輻射噪聲及螺旋槳噪聲折算成1/3 倍頻程下的激勵，分別加載在機艙底板、機艙腔體、螺旋槳上方的船底板上。各激勵的施加位置參見圖3，其大小如圖4所示。

圖4 漁政船噪聲激勵源

取船體鋼結構的自損耗因子為倍頻程下的建議值，并將其轉換成1/3 倍頻程下的對應值，其結果如表6所示。

表3 主機輻射噪聲倍頻程修正值

表4 主機結構噪聲倍頻程修正值

表5 修正后主機結構噪聲及空氣噪聲激勵

表6 鋼結構自損耗因子建議值

相應地，耦合損耗因子取軟件默認值。

3 艙室噪聲預估與降噪

3.1 艙室噪聲預估

求解上述SEA 模型，可得各艙室子系統模態密度與噪聲分布。圖5為各主要艙室子系統模態密度。

由圖5可知，計算頻率為160 Hz以上時，所有艙室的模態密度均大于5，符合統計能量法的適用范圍[17]，可用于目標艙室聲壓級準確求解。

圖6為1/3倍頻程下各艙室的聲壓級。

從圖6可知，在63 Hz～200 Hz 和500 Hz～8 000 Hz 頻段，各艙室聲壓級隨計算頻率升高而降低；但在200 Hz～315 Hz頻段，艙室的聲壓級隨計算頻率升高而增加，且在250 Hz～315 Hz 頻段出現最大值；在315 Hz～500 Hz 頻段，聲壓級先降后升，但略低于最大值。

各艙室聲壓級的最大預報值與《船上噪聲等級規則》中的聲壓級限制值的對比如表7所示。

從表7可知，會議室、機艙、駕駛室及兩間休息室的聲壓級均達標，但機艙聲壓級較高，接近限制值；辦公室、輪機長室、餐廳、廚房及衛生間的聲壓級均超標，超標量分別為1.6 dB、2.8 dB、6.6 dB、13.3 dB和15.1 dB。因此，須對以上聲壓級超標的艙室進行降噪處理。

圖5 各主要艙室子系統模態密度

圖6 各主要艙室聲壓級

表7 各主要艙室聲壓級預報值與限制值對比

3.2 激勵對艙室噪聲的影響

為制定合適的降噪方案，采用控制變量法探究激勵對各艙室聲壓級的影響。設定原主機輻射噪聲強度不變，主機結構噪聲則在每個計算頻率上由初始值依次降低5 dB 和10 dB，并將新值用于艙室聲壓級計算。同樣地，設定原主機結構噪聲強度不變，采用相同方法獲取輻射噪聲的兩組新值，并將其用于艙室聲壓級計算。

由圖6可知，各艙室聲壓級變化趨勢相近，故不妨取聲壓級較大的衛生間作為分析對象。激勵強度變化對衛生間聲壓級的影響如圖7所示。

記衛生間在初始激勵下的聲壓級為L0，在新激勵下的聲壓級為Lk，則兩者之差為ΔLk=L0-Lk。圖8為新激勵下衛生間聲壓級的減少量ΔLk。

圖7 激勵對衛生間聲壓級的影響

圖8 新激勵下衛生間聲壓級的降幅

由圖7和圖8可知，各特征頻率處的衛生間聲壓級均隨輻射噪聲的減小而降低；相反，在某些頻段內衛生間聲壓級并不隨結構噪聲的減小而降低。此外，同等降噪強度下，控制輻射噪聲對衛生間聲壓級的降噪效果比控制結構噪聲的降噪效果明顯。

同一激勵在不同頻段內對衛生間聲壓級的降幅影響也不一樣。在63 Hz～200 Hz、5 000 Hz～8 000 Hz頻段內，衛生間聲壓級基本不隨結構噪聲的減少而改變；相反，衛生間聲壓級隨輻射噪聲的減少而大幅降低；在200 Hz～5 000 Hz頻段內，衛生間聲壓級均隨結構噪聲和輻射噪聲的減少而降低，且降幅受輻射噪聲的影響較結構噪聲明顯。

因此可推斷，在整個分析頻段內，減小主機輻射噪聲或提高其傳播損耗，將有利于降低衛生間的聲壓級；在200 Hz～5 000 Hz頻段內，也可通過減小結構噪聲來降低衛生間的聲壓級。

進一步分析可知，其他各艙室的聲壓級受激勵影響的規律與衛生間基本一致，此處不再贅述。

3.3 艙室降噪設計

由上述分析可知，通過減小輻射噪聲或增大其傳播損耗能有效降低各艙室的聲壓級。鑒于致密材料隔聲效果好，而多孔性材料吸聲性能佳，故采用不同的材料組合對超標艙室進行降噪。各艙室所用材料的組合及鋪設位置如表8所示。表中，1號艙室位于衛生間及廚房正下方，且與機艙相鄰。

針對上述噪聲控制處理方案，采用VA one軟件的噪聲控制模塊（Noise Control Treatments，NCT），定義表8中所用降噪材料的屬性及組合方式，形成降噪聲學包。在3D界面中，將所定義的多個聲學包按照表8中鋪設位置，依次添加到漁政船SEA 模型中對應板材上，并重新計算艙室噪聲，其結果如圖9所示。

圖9 優化后各主要艙室聲壓級

對比圖9與圖6可發現，采用表8所示的降噪方案后，各主要艙室的聲壓級均有所降低，5個超標艙室的噪聲得到有效抑制。為清晰計，表9給出了降噪前后各主要艙室的聲壓級預報值和規定的限制值。

顯然，采取降噪措施后，所有目標艙室的聲壓級均滿足IMO 制定的靜音要求。其中，廚房、衛生間及餐廳的降噪效果尤為明顯，其降噪量分別為17.7 dB、15.7 dB和11.6 dB。

4 結語

本文以福建東南造船有限公司承建的某300噸級漁政船為研究對象，采用SEA 法預估了各艙室的噪聲，并對噪聲超標艙室進行了降噪設計。論文的相關結論如下：

（1）該型漁政船建造完成時，若不做降噪處理，將有5 個主要艙室的噪聲超標，且聲壓級的最大超標量為15.1 dB。為此，需在相應艙室鋪設隔音吸聲材料。

（2）在整個分析頻段內，通過減小主機輻射噪聲或增加其傳播損耗，能有效降低艙室的聲壓級；而通過減小結構噪聲僅能在200 Hz～5 000 Hz頻段內降低艙室的聲壓級，且降噪效果有限。

表8 各艙室所用材料及其鋪設位置

表9 降噪前后各主要艙室聲壓級預報值

（3）致密材料和多孔性材料的組合使用有助于增強全頻段的降噪效果。通過在相關超標艙室鋪設三聚氰胺泡沫、膠合板及橡膠板，使得廚房、衛生間及餐廳的降噪量分別達到17.7 dB、15.7 dB 和11.6 dB，滿足了漁政船的靜音設計要求。

（4）由于該漁政船仍在建造中，實際降噪效果需待其建造完成后做進一步測試檢驗。另外，各主要艙室的降噪效果與鋪設材料的類型、厚度、鋪層順序有關，更經濟、高效、環保的降噪方案有待進一步研究。