(上海外高橋造船有限公司，上海 200137)

18萬(wàn)t好望角型散貨船滿(mǎn)足HCSR和TierIII要求，在船體結(jié)構(gòu)優(yōu)化升級(jí)的基礎(chǔ)上，機(jī)艙內(nèi)設(shè)備和艙室重新布置優(yōu)化，需要重新核定全船艙室噪聲水平。為驗(yàn)證噪聲水平是否達(dá)到MSC 337(91)要求，本文在VA One軟件中建立聲學(xué)模型，應(yīng)用統(tǒng)計(jì)能量法預(yù)測(cè)整船艙室噪聲水平。選取部分典型艙室作為研究對(duì)象，并對(duì)超出規(guī)范限值的艙室，在原有降噪手段的基礎(chǔ)上提出有效地修改方案，使艙室噪聲水平滿(mǎn)足要求。

1 模型的建立及計(jì)算

1.1 SEA模型的建立

利用相關(guān)的前處理軟件將整船模型進(jìn)行合理地前處理，然后導(dǎo)入到聲學(xué)計(jì)算軟件VA One中，根據(jù)統(tǒng)計(jì)能量分析模型的基本假設(shè)和建模原則，同時(shí)考慮全船的對(duì)稱(chēng)性以及仿真的計(jì)算量，建立統(tǒng)計(jì)能量分析法(SEA)模型。整船SEA建模過(guò)程中，首先需要進(jìn)行合理的子系統(tǒng)劃分，分為平板子系統(tǒng)與聲腔子系統(tǒng)[1]。在VA One軟件中建立整船模型時(shí)，適當(dāng)簡(jiǎn)化整船模型。船體結(jié)構(gòu)用平板和單曲面板子系統(tǒng)進(jìn)行模擬，上建艙室內(nèi)則采用等效隔聲處理方式，包括設(shè)置頂板、側(cè)墻、地板、巖棉以及甲板敷料等。艙室內(nèi)外聲場(chǎng)環(huán)境利用三維聲腔子系統(tǒng)進(jìn)行模擬，同時(shí)外部聲腔子系統(tǒng)連接半無(wú)限流場(chǎng)，模擬無(wú)反射的外部聲場(chǎng)環(huán)境[2]。全船艙室噪聲預(yù)測(cè)SEA模型見(jiàn)圖1。

船體材料為鋼材，密度ρ=7 850 kg/m3，彈性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3。采用內(nèi)損耗因子表述，平板子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子參考船級(jí)社建議值，見(jiàn)圖2。

圖2 鋼結(jié)構(gòu)的內(nèi)損耗因子

通過(guò)平均吸聲系數(shù)計(jì)算得到聲腔子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子η[3]。

η=c0αS/(8πfV)

(1)

式中：c0為聲音在艙室中的傳播速度；α為壁面平均吸聲系數(shù)；S為艙室聲腔總表面積；V為艙室體積；f為倍頻程中心頻率。

1.2 噪聲載荷

航行中船舶的主要噪聲源為主機(jī)、發(fā)電機(jī)組、螺旋槳、機(jī)艙風(fēng)機(jī)和工作生活艙室內(nèi)的通風(fēng)管路所產(chǎn)生的噪聲。按照傳播途徑可分為結(jié)構(gòu)噪聲與空氣噪聲。其中結(jié)構(gòu)噪聲是指設(shè)備振動(dòng)通過(guò)機(jī)腳傳遞到基座及船體結(jié)構(gòu)的噪聲，以速度(級(jí))或加速度(級(jí))的形式施加在平板子系統(tǒng)中。空氣噪聲是指設(shè)備直接向空氣介質(zhì)輻射的噪聲，以聲壓譜的形式施加在聲腔子系統(tǒng)中[1]。

船用主機(jī)位于機(jī)艙內(nèi)底板與二甲板形成的空間內(nèi)，采用剛性基座，直接安裝在內(nèi)底板上。主機(jī)型號(hào)為MAN B&W 6G700ME-C9.5-HP，CSR工況下主機(jī)輸出功率為11 811 kW，轉(zhuǎn)速為68.1 r/min，主機(jī)的噪聲頻譜見(jiàn)表1。

表1 主機(jī)噪聲譜 dB

在機(jī)艙三層甲板配有3臺(tái)主發(fā)電機(jī)，正常航行時(shí)其中的2臺(tái)正常工作。由于發(fā)電機(jī)均采用彈性支座安裝在船上，因此，噪聲激勵(lì)僅考慮空氣噪聲，噪聲頻譜見(jiàn)圖3。

圖3 主發(fā)電機(jī)頻譜

螺旋槳激勵(lì)引起的螺旋槳上方船底板加速級(jí)計(jì)算如式(2)所示[4]。

La=10lg (nz)+40lgD+30lgne+30

(2)

式中：n為螺旋槳數(shù)量;z為螺旋槳葉片數(shù);D為螺旋槳直徑;ne為螺旋槳額定轉(zhuǎn)速。

供暖、通風(fēng)和空調(diào)系統(tǒng)(HVAC)通風(fēng)管路對(duì)艙室噪聲水平有較大影響，所以在預(yù)測(cè)仿真中應(yīng)考慮HVAC因素[5]。以1 m3艙室為例，用1 W聲功率模擬HVAC大小，施加在HVAC出風(fēng)口聲腔上，整個(gè)系統(tǒng)的能量輸入見(jiàn)圖4。

圖4 聲腔子系統(tǒng)能量輸入

由圖4可知，設(shè)置HVAC聲腔系統(tǒng)的能量輸入低于無(wú)HVAC聲腔系統(tǒng)，這是由于聲固耦合、聲腔子系統(tǒng)間的內(nèi)損耗抵消了整個(gè)系統(tǒng)的部分能量?？紤]HVAC通風(fēng)管路的系統(tǒng)聲學(xué)性能與實(shí)際更為接近，計(jì)算方法更為準(zhǔn)確。

1.3 結(jié)果評(píng)估

求解上述模型，得到各聲腔子系統(tǒng)在各個(gè)頻率下的總聲壓級(jí)預(yù)報(bào)結(jié)果。為了綜合評(píng)價(jià)艙室噪聲預(yù)報(bào)結(jié)果，由于篇幅限制，僅選擇部分具有代表性房間總聲壓級(jí)與MSC337(91)中的噪聲限值和母型船實(shí)測(cè)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，A計(jì)權(quán)后見(jiàn)表2。

表2 典型艙室噪聲總聲壓級(jí) dB(A)

由表2可見(jiàn)，絕大部分的居住艙室與辦公區(qū)域噪聲情況良好，預(yù)報(bào)值與實(shí)測(cè)值相差3 dB(A)以?xún)?nèi)，總聲壓級(jí)小于MSC337(91)中的噪聲限值。醫(yī)務(wù)室總聲壓級(jí)57.6 dB(A)，超出規(guī)范極限值，需要改善其原有降噪措施，降低房間內(nèi)的噪聲水平以滿(mǎn)足規(guī)范要求。

2 醫(yī)務(wù)室降噪

通過(guò)仿真計(jì)算查看艙室能量輸入情況，比對(duì)原降噪方案，對(duì)方案中降噪效果不理想的位置，重新敷設(shè)聲學(xué)材料，制定兩種降噪方案，根據(jù)降噪效果從中擇優(yōu)選取，最終使醫(yī)務(wù)室噪聲聲壓級(jí)值達(dá)到可接受范圍。

為了對(duì)醫(yī)務(wù)室進(jìn)行有效降噪，計(jì)算醫(yī)務(wù)室未施加聲學(xué)材料時(shí)的聲壓值，頻譜圖見(jiàn)圖5。在A計(jì)權(quán)后噪聲能量主要集中在200～2 000 Hz頻段內(nèi)，醫(yī)務(wù)室內(nèi)主要為中高頻噪聲，此時(shí)的艙內(nèi)總聲壓級(jí)為74.65 dB(A)，原方案計(jì)算得到醫(yī)務(wù)室總聲壓級(jí)為57.60 dB(A)。

圖5 醫(yī)務(wù)室噪聲頻譜(未施加聲學(xué)材料)

查詢(xún)相互耦合子系統(tǒng)間的能量輸入關(guān)系，確定醫(yī)務(wù)室的能量來(lái)源[6]，針對(duì)特定位置結(jié)構(gòu)采取具有目標(biāo)性的降噪手段，其中醫(yī)務(wù)室子系統(tǒng)能量輸入見(jiàn)圖6。

圖6 醫(yī)務(wù)室能量輸入

由于醫(yī)務(wù)室位于上甲板上方，靠近機(jī)艙區(qū)域，接收平板子系統(tǒng)的能量較高。平板子系統(tǒng)中，輸入能量最高的子系統(tǒng)為地板，其后依次為天花板、后圍壁、前圍壁、右圍壁和左圍壁，而聲腔子系統(tǒng)能量輸入主要為地板子系統(tǒng)，因此，須重點(diǎn)關(guān)注艙室天花板與地板的噪聲控制。

醫(yī)務(wù)室原有降噪措施與無(wú)降噪頻譜相比，噪聲水平有較大的降低。 但不滿(mǎn)足規(guī)范要求，需要進(jìn)一步完善降噪方案。在原降噪方案(見(jiàn)表3)基礎(chǔ)上，修改子系統(tǒng)敷設(shè)的阻尼材料，提出幾種方案，比對(duì)效果擇優(yōu)選取。

表3 醫(yī)務(wù)室原降噪方案中的材料及厚度 mm

原方案使艙室內(nèi)噪聲水平降到57.60 dB(A)，降噪量為17.05 dB(A)，噪聲能量輸入見(jiàn)圖7。

圖7 原降噪方案時(shí)醫(yī)務(wù)室能量輸入

在250 Hz頻段內(nèi)，降噪量為5 dB(A)；250～1 000 Hz頻段之間，降噪量為5～8 dB(A)；頻段在1 000 Hz以上降噪量逐漸減少。原方案對(duì)中高頻噪聲降噪效果良好，但500 Hz以下頻率段的噪聲需要增加降噪量，特別是前后圍壁板、天花板的結(jié)構(gòu)噪聲以及地板的空氣噪聲。

根據(jù)原方案的能量輸入情況，更改地板、天花板和前后圍壁的降噪材料的敷設(shè)，具體修改方案見(jiàn)表4、5。

分別計(jì)算方案1、2的艙室噪聲水平，醫(yī)務(wù)室頻譜見(jiàn)圖8。

由圖8可見(jiàn)，方案1的艙室噪聲水平低于方案2，降噪效果較好。2個(gè)方案的艙室噪聲總聲壓值分別為52.90 dB(A)、55.19 dB(A)，方案1的預(yù)報(bào)結(jié)果滿(mǎn)足規(guī)范要求，而方案2的結(jié)果與規(guī)范要求55.0 dB(A)值基本接近。

表4 醫(yī)務(wù)室降噪方案1中的材料及厚度 mm

表5 醫(yī)務(wù)室降噪方案2中的材料及厚度 mm

方案1在500 Hz以?xún)?nèi)的降噪效果顯著，而方案2的降噪頻段范圍主要在500 Hz以上，且在地板上格外鋪設(shè)了層鋼板，成本較高；且工程實(shí)際中噪聲影響因素較多，仿真結(jié)果與實(shí)際存在一定的誤差；綜上考慮，選擇方案1作為最終降噪方案。

3 結(jié)論

1)通風(fēng)系統(tǒng)聲腔對(duì)艙室噪聲影響較大，通過(guò)模擬通風(fēng)系統(tǒng)聲腔的實(shí)際位置與大小，艙室噪聲預(yù)報(bào)誤差可控制在3.0 dB(A)以?xún)?nèi)。

圖8 醫(yī)務(wù)室噪聲頻譜

2)計(jì)算艙室能量輸入情況，可直接判斷艙室各構(gòu)件的能量貢獻(xiàn)，確定實(shí)際噪聲控制目標(biāo)和方式，以節(jié)省船舶艙室降噪成本與時(shí)間。

3)航行中的船舶環(huán)境因素極為復(fù)雜，影響船舶艙室噪聲，準(zhǔn)確地預(yù)報(bào)噪聲較為困難。文中噪聲源只考慮了船舶設(shè)備，無(wú)法模擬實(shí)際海洋環(huán)境等因素，影響噪聲預(yù)報(bào)的準(zhǔn)確性。