甲板运输船舱室噪声预报与控制

董 勇 颜 名 丁许聪 樊 红

(广州航通船业有限公司1) 广州 510290) (武汉理工大学能源与动力工程学院2) 武汉 430063)

0 引 言

船舶舱室噪声是船舶舒适性的重要指标.甲板运输船一般采用尾楼尾机型，上层建筑各舱室受发动机和螺旋桨激励影响大，噪声容易超标，影响船员的正常休息和工作.如果能在设计阶段进行舱室噪声预报，能大大减少船舶建成后由于噪声不达标带来的返工成本.

目前，统计能量分析(statistical energy analysis, SEA)方法因其相比于有限元法有较大的计算量上的优势，被越来越多地使用到船舶舱室噪声预报中.国内各研究机构和学者对油船[1]、高速客船[2]、集装箱船[3]、散货船[4]和海工船[5]等类型船舶舱室噪声研究较多，工程船舶关注相对较少.本文对某3 000 t甲板运输船的上层建筑舱室噪声进行预测，并与实测值进行比较，分析该类船舶主要激励源对舱室噪声的影响大小，并利用声振软件进行减振降噪模拟.统计能量分析是用能量描述各种动力学子系统的状态，使用功率流平衡方程描述耦合子系统间的相互作用关系，从而建立机械振动与声学间的联系.

统计能量分析把复杂结构动力学系统的模态参数处理成随机变量，给出的是空间和频域的平均量，因此适用于解决高频区内(振型数N≥5)的复杂系统动力学问题.统计能量分析的关键在于确定统计能量模型参数，如模态密度(或模态数)、耦合损耗因子、内损耗因子和输入功率等[6].

1 噪声预报模型

1.1 船舶主要参数

本文研究对象为单底尾机型，双机双桨的甲板运输船.总长79.0 m，垂线间长76.8 m，型宽19.0 m，型深4.5 m，满载吃水3.35 m时载重量3 000 t.两台主机为某公司的LB6250ZLC-10，功率750 kW，转速750 r/min.两台副机额定功率是120 kW，转速1 500 r/min.螺旋桨直径2.38 m，额定转速215.9 r/min.

1.2 统计能量分析模型建立方法

根据目标船总布置图、基本结构图和舱室布置图等资料，采用有限元软件PATRAN建立全船模型，再将模型导入声振软件VA One中.在VA One中创建平板，使用自动连接功能将各个平板连接.由于船舶的舱壁和甲板等平板上有扶墙材、强肋、桁材等，会使平板的刚度加大，影响能量传递关系，因此这些平板采用的是带加强筋的平板，结构尺寸与原船保持一致.再利用平板构建声腔，依据统计能量分析法子系统划分原则，将目标船舶每个舱室作为一个声腔，构建SEA模型.全船模型一共包括1 333个节点、407块加筋板、62个声腔和4个半无限流体.半无限流体用来模拟舷外海水，将目标船水线以下船体板与半无限液体子系统相连.模型中材料的物理属性，钢密度取值7 850 kg/m3，泊松比取值0.3，弹性模量取值210 GPa.

通过软件的Do Auto-connect功能，将模型中加筋板与声腔自动连接，从而实现能量在子系统中的传递.全船子系统离散模型见图1.

图1 全船子系统离散模型

1.3 统计能量模型参数

1) 模态数和耦合损耗因子 当子系统的模

态数大于等于5时，SEA模型才能被精确求解.VA One软件可以自动求解各子系统的模态数，当计算频率范围取为63～8 000 Hz时，可以发现目标船子系统的模态数基本满足要求.

耦合损耗因子是子系统间耦合作用大小的一种度量.对于已经实现不同结构子系统连接以及结构子系统与声腔子系统连接的SEA模型，可以利用软件内部提供的耦合损耗因子计算模块来计算.

2) 内损耗因子 船舶舱室除了钢结构还有内装材料，不能简单的用钢结构的内损耗因子表达.由于SEA模型建立时，按舱室建立的声腔，因此可以用声腔的吸声系数计算舱室声腔子系统的内损耗因子，其关系为

(1)

式中：c为空气中的声速，m/s；α为壁面的平均吸声系数；f为频率，Hz；S为声腔的表面积，m2；V为声腔的容积，m3.

由于目标船按常规装修，机舱也未采用特殊降噪措施，因此，舱室的内装结构折合吸声系数按照文献[7]取值，见表1.

表1 船舶舱室的内装结构折合吸声系数

1.4 主要激励源的确定

航行工况下，目标船噪声影响最大的激励源包括主机、辅机和螺旋桨.该船主机和副机都安装有标称消声能力为35 dB(A)的排气消声器，其排气噪声对上层建筑舱室的影响相对于柴油机的结构声和机体的辐射声来说可以忽略.由于没有柴油机厂家提供的噪声数据，本文采用文献 [7-8]中的经验公式对柴油机的机脚振动加速度级La(参考加速度为10-6m/s2)，柴油机机体辐射声功率级LW(参考声功率为10-12W)进行估算，见表2～3.

螺旋桨噪声估算按文献[7]中公式估算，得到螺旋桨激励作用下船底板振动加速度级(参考加速度为10-6m/s2)，见表4.

表2 主、副机机脚振动加速度级

表3 主、副机辐射声功率级

表4 螺旋桨上方船底板振动加速度级

2 舱室噪声预报与分析

2.1 噪声预报结果及实测值对比

在建立好的SEA模型中，将主、辅机结构声以振动加速度级形式施加在柴油机基座处，螺旋桨结构声以加速度级形式施加在桨上方船底板处，主、辅机机体辐射声以扩散声场形式施加在机舱声腔相应位置处.

求解后可以得到全船舱室声腔声压云图，见图2.选取主甲板的厨房和餐厅，起居甲板的船长室、轮机长室、船员室202及最上层驾驶室为各层甲板代表性舱室，将结果采用A计权评价，并与测量值和文献[9]的限值进行比较，结果见表5.

图2 全船舱室声腔声压云图

表5 代表舱室预报值与实测值对比表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，预测值和实测值最大误差为4.3 dB，相对误差5.4%以内，预测值具有一定工程参考价值.预测值均比实测值偏小，居住舱室误差比餐厅、厨房和驾驶室误差小.分析原因是由于柴油机的结构声与空气声都采用经验公式估算，和实船存在一定误差，导致预测值一致性偏小.由于驾驶室、餐厅和厨房内部设备多，会产生各种机械噪声与电磁噪声，预测模型中未添加这些因素，导致预测值与实测值误差比居住舱室大.另外，无论是预测值还是实测值，目标船的噪声值都显著超过规则限值，且餐厅实测值超标达14 dB.

2.2 各激励源对舱室噪声影响的分析

为采取有效的噪声控制措施，有必要分析各激励源对舱室噪声影响大小.可以在SEA模型中，分别单独施加主机结构声，主机空气声、辅机结构声，辅机空气声和螺旋桨结构声进行噪声预报.读取上述代表性舱室的结果，见图3.

图3 各激励源影响下舱室噪声频谱图

将结果采用A计权评价，可以得到表6.

表6 不同激励源下各代表舱室噪声预报结果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

由图3和表6各舱室噪声数据可知：

1) 除餐厅外，各激励对代表舱室噪声值的贡献由大到小的顺序为主机结构声、辅机结构声、主机空气声、螺旋桨结构声和辅机空气声.

2) 总体而言，主机无论结构声还是空气声对舱室噪声的影响都比辅机相应结构声和空气声大，但辅机结构声又比主机空气声影响大.并且除餐厅外，主机结构声明显比空气声影响大，大约在5.6 dB～7.3 dB之间.而对于餐厅，主机空气声反而比结构声略大.分析原因，是由于餐厅位于机舱正上方，且除常规装修外，未进行任何特殊降噪处理，辐射声能量进入餐厅的比较多.

3) 对于该类型船舶，结构声和空气声对上层建筑舱室噪声的影响都比较大，必须予以重视.

3 舱室噪声控制措施

3.1 隔声吸声措施

船舶上常用的吸声材料有多孔吸声材料和微穿孔板，多孔吸声材料包括超细玻璃棉、矿物棉等纤维类多孔吸声材料和聚氨酯泡沫、三聚氰胺泡沫等泡沫吸声材料.材料在每个频率下吸声量大小主要与其厚度、密度和空气层厚度有关[10].船上不吸声的钢板、铝板、玻璃和胶合板等是常用的隔声材料.受空间和成本限制，材料厚度应合理选择.

本文利用VA One软件中的声学包设计模块，试验了多种措施的降噪效果.最后采用如下两种方案对不同舱室进行降噪：①舱室地板，阻尼层1.5 mm+矿物棉30 mm+钢板3 mm；舱室围壁：矿物棉50 mm+空气层50 mm+钢板1 mm；舱室天花板：超细玻璃棉50 mm+空气层50 mm+钢板1 mm；②舱室地板，阻尼层1.5 mm+矿物棉30 mm+阻尼层1.5 mm+钢板3 mm+20 mm轻质敷料；舱室围壁：矿物棉50mm+空气层50 mm+钢板1 mm+矿物棉30 mm+钢板1 mm；舱室天花板：超细玻璃棉50 mm+空气层50 mm+钢板1 mm+矿物棉30 mm+钢板1 mm.

考虑到经济性，对非人员居住区采用方案①，对于人员居住区，以及餐厅、厨房等超标情况较严重舱室采用方案②.两种方案中，舱室地板除了吸声、隔声处理，还加了阻尼减振材料，对围壁和天花板主要进行吸声和隔声处理.为了消耗振动能量，在甲板钢板上喷涂一层内耗较大的黏弹性高阻尼材料，再敷设矿物棉吸声材料，贴上薄钢板构成约束阻尼.围壁和天花板的吸声材料主要选取超细玻璃棉和矿物棉，同时设计空气层增加吸声效果.采取上述措施后，舱室噪声预测值结果见表7.

表7 隔声吸声处理前后代表舱室噪声预测值dB(A)

65.467.261.264.261.564.820260.364.568.575.767.974.7

由表7可知，因为厨房和餐厅紧邻声源，受结构声和空气声影响都很大，在其地板上敷设双层阻尼并加上30 mm厚吸声材料后，降噪幅度可以达到7 dB左右.其他舱室降噪幅度在1.8～4.2 dB，采用方案②的舱室降噪效果比方案①要好一些.各舱室预测噪声值仍未达标.

3.2 柴油发电机组隔振

柴油发电机组隔振是指将发电机组公共底座与船体弹性连接，从而削弱结构噪声的传播.采用VA One软件中的Isolator模块模拟其降噪效果.选择Isolator模块中的Spring，修改垂直方向的刚度和阻尼，可以模拟隔振弹簧.

设置完成后，对模型进行求解，得到进行隔振处理后代表舱室噪声预测值，见表8.

表8 进行隔声吸声及隔振处理后舱室噪声值dB(A)

59.66557.36057.16020256.26064.57564.865

由表8可知，经过发电机组隔振处理后的舱室噪声预测值又下降了3.1～5.8 dB，多数舱室在4 dB左右.相比于隔声吸声材料，各舱室噪声下降幅度较同步.最终通过隔声吸声和发电机组隔振处理后，各舱室噪声值均下降到规则限值以内.但由于噪声预报模型中，施加的主机激励略小于实际值，餐厅噪声实际值还是略微超标，但相比原船已经大幅下降了约10 dB.

4 结 论

1) 对于甲板运输船这种尾楼尾机型，且上层建筑层数少的船舶来说，如果不做特殊减振降噪处理，上层建筑舱室包括最上层驾驶室噪声均可能超标.

2) 无论结构声还是空气声，对甲板运输船舱室噪声影响都很大，其中主、辅机结构声的影响是最大的.舱室噪声治理中应综合考虑吸声、隔声、阻尼减振和隔振措施，不仅要满足措施的有效性，同时还要考虑控制成本.

3) 对柴油发电机组采取主动隔振措施，可以显著降低全船的噪声水平，是降低舱室噪声的有效方法.而要进一步降低主机引起的结构声则只有在主机选型时，选取振动噪声小的柴油机.