嚴 斌，劉文章，黃 河

（中國船舶科學研究中心，江蘇無錫 214082）

0 引 言

隨著深海載人潛水器結構安全性、設備可靠性等關鍵技術的相繼突破，原來優(yōu)先級相對較低的潛航員舒適性問題逐步顯現。在溫度、視覺、光學、聲學、人體工程學等諸多指標中，聲學舒適性最受關注[1]。噪聲問題關乎潛航員的生理和心理健康，它會影響正常的工作交流，分散注意力，給載人潛水器正常航行作業(yè)帶來安全隱患。船舶行業(yè)近年來隨著IMO 強制執(zhí)行艙室噪聲新標準[2-3]，圍繞船舶振動噪聲的評估與控制水平都得到了大幅度提升，也基本實現了舊規(guī)范向新規(guī)范的平穩(wěn)過渡。然而，載人潛水器領域的噪聲研究工作還處在摸索階段，評估方法尚未建立，噪聲級水平尚處空白，聲學設計缺乏衡準與依據。因此，當前亟需開展相關研究填補空白，建立完善載人潛水器領域艙室噪聲測試評估與控制技術，這對切實提高潛航員舒適度具有重要意義。

本文以某大深度載人潛水器為研究對象，首先分析了載人艙噪聲源的構成及傳遞路徑，并建立了基于統計能量方法[4-5]的艙室噪聲計算模型，重點分析舷外設備振動及水下噪聲對艙室噪聲的貢獻量，對比了多個工況下艙內外噪聲源激起的艙室噪聲，并與試驗測試結果進行比對，最后基于計算分析結果提出大深度載人潛水器艙室噪聲控制的建議。

1 載人艙噪聲激勵源分析及測試

1.1 噪聲源及傳遞路徑分析

某大深度載人潛水器總體布置如圖1 所示，其主體結構包括載人艙、潛水器框架、輕外殼和其它附屬結構，以及舷外布置機械傳動設備、載人艙內布置操控及大氣環(huán)境保障設備。

圖1 某大深度載人潛水器示意圖Fig.1 3D sketch of HOV

載人艙室噪聲源是進行聲學評估與設計的基礎，這些激勵設備分別布置在載人艙內和舷外框架結構上，按屬性可分為空氣直接輻射噪聲、機械振動激勵的結構噪聲以及水下噪聲激勵的結構噪聲。具體的振動噪聲傳播途徑為：艙內風機、空氣凈化等設備主要向艙內直接輻射空氣噪聲，同時也激勵起少量的殼體結構噪聲；舷外的液壓源、水泵、推力器等設備向支撐結構部位輸入振動能量，經框架—載人艙殼體傳遞振動引起艙室噪聲；以及這些舷外設備向水中輻射噪聲，經附近水域傳遞的聲能量也將激勵殼體振動引起艙室噪聲。

對于上述噪聲源，目前唯一相對清晰的是艙室內部的噪聲源，通過測試數據能夠確定循環(huán)風機和二氧化碳吸收裝置的空氣噪聲級約在60 dB（A）上下。而艙外設備的振動噪聲源參數還缺乏積累，其頻譜特性也不掌握，因此，本文重點分析舷外設備的噪聲分量，為后續(xù)噪聲控制提供依據。

1.2 設備振動噪聲源測量

大深度載人潛水器的舷外機械設備安裝一般采取剛性連接形式，此時安裝基礎的機械阻抗會對設備機腳振動產生一定的影響[6]，并且設備需要浸泡在水中進行冷卻，在工廠或實驗室測試臺架進行單機的振動噪聲測試都很難將邊界條件模擬準確。因此，本文采取實際安裝條件下的現場測量來獲取主要振動噪聲源設備支撐結構位置處的振動加速度級。

測試主要依據GJB 4058-2000《艦船設備噪聲、振動測量方法》、GJB 4057-2000《艦船噪聲測量方法》、GJB 6850.9-2009《水面艦船系泊和航行試驗規(guī)程第9 部分：振動試驗》和GJB 6850.11-2009《水面艦船系泊和航行試驗規(guī)程第11 部分：水下噪聲測量試驗》等標準規(guī)范。測試采用的傳感器為BK 5958-A型水下加速度計和BK 8100型水聽器，測試對象如圖2所示。

圖2 泵、液壓源設備示意圖Fig.2 Sketch of two outboard devices

舷外設備的主要性能參數為：1#液壓源電機功率3 kW，流量6 L/min；2#液壓源電機功率7.5 kW，流量15 L/min；某泵電機功率8 kW，流量1.5 L/min。圖3 給出了1#液壓源、某泵以及2#液壓源支撐框架結構處三分之一倍頻程振動加速度級。設備振動加速度級排序為某泵＞1#液壓源＞2#液壓源，其中某泵為柱塞泵結構，因此，即使是剛性連接振動級也很大。

圖3 舷外設備振動加速度級Fig.3 Acceleration level of outboard equipment

通過直接測量設備包絡面上的聲壓計算得到設備水下輻射聲功率級，計算結果見圖4，應注意由于受測試邊界的限制，圖中給出的聲功率級在有效頻率范圍和數值上可能存在一定誤差，因此這些數據僅作為本次計算的輸入，并不能用于評價設備水下輻射噪聲水平。此外，某泵無法單獨開啟，需要1#液壓源作為驅動。從輻射聲功率曲線看，這些設備的水下輻射噪聲量級都很高，水下噪聲源聲功率級的排序為：某泵+1#液壓源＞2#液壓源＞1#液壓源，這個排序基本與設備功率大小排序一致。

圖4 舷外設備水下輻射聲功率Fig.4 Underwater radiated sound power level of outboard equipment

2 載人艙室噪聲仿真分析

2.1 統計能量法基本理論

艙室噪聲的計算分析一般采用統計能量方法。該方法的基本原理是將整個分析對象劃分成若干子系統，子系統的類型包括各種類型的梁、板以及聲腔，通過建立并求解各子系統間的能量平衡方程來獲得整個系統的響應。

能量平衡方程可表示為

式中，D為n×λ階連接矩陣，Y為λ×λ階耦合損耗矩陣，Z為n×n階內部損耗矩陣，N為n×n階模態(tài)矩陣，E為n× 1階子系統能量矩陣，ω為計算頻率，W為n× 1階外部輸入能量矩陣，λ為子系統間的連接枝數。

通過解能量平衡方程便可得到各子系統的能量Ei，進而求得各子系統的振動參數。

對于結構子系統，它的振動速度均方值為

式中，Ei和Mi分別為第i個子系統的能量和質量。

對于封閉空間聲場子系統，它的聲壓均方值為

式中：Zc為封閉空間聲場的聲阻抗；Mi為第i個子系統的質量，即封閉空間聲場的空氣質量。

2.2 統計能量分析模型

本文采用已經被最廣泛應用的統計能量軟件ESI VA One 來進行載人潛水器艙室噪聲計算分析。建立載人潛水器的統計能量分析模型主要考慮載人艙、框架結構、浮力材料、舷間水介質、輕外殼以及艙內空氣聲腔等子系統，簡化一些對振動噪聲影響較小的附件。其中浮力材料無法采用確切的子系統模擬，本文采用腔體子系統模型來近似，相關的參數采用實驗測試值：浮力材料密度為700 kg/m3、聲速為2439 m/s、吸聲系數為0.6。涉及水聲的傳播，舷間水同樣也采用聲腔子系統模擬。其余結構采用梁板子系統。在設備安裝位置施加振動加速度邊界條件和設備水下輻射聲功率來模擬激勵情況，計算模型如圖5所示。該模型中由于載人艙需承受大深度靜壓，殼體設計厚度較大，導致低頻模態(tài)密度較低，全部子系統模態(tài)密度都嚴格滿足統計能量使用條件的下限頻率500 Hz，因此下文中125 Hz和250 Hz兩個中心頻率的計算結果僅作參考。

圖5 統計能量模型Fig.5 SEA model of HOV

2.3 某大深度載人潛水器艙室噪聲仿真及驗證

通過上述統計能量模型計算了三個工況下的艙室噪聲，分別為1#液壓源單獨開啟工況、2#液壓源單獨開啟工況和1#液壓源+某泵組合開啟工況。

圖6 給出了1#液壓源單開工況下的艙室噪聲各分量構成，其中1#液壓源水下噪聲引起的艙室噪聲計算值為53.7 dB（A），振動引起艙室噪聲計算值為63.4 dB（A）。艙室內部風機、二氧化碳吸收裝置等空氣噪聲源引起的艙室噪聲實測值為62.6 dB（A），總噪聲評估結果為66.3 dB（A）。該工況下舷外設備的振動與艙內空氣噪聲源貢獻量相當。舷外設備水下噪聲并沒有前兩者引起的艙室噪聲分量高。圖7給出了該工況艙室噪聲A聲級計算結果與測試結果的對比，其中艙室噪聲測試結果為整個可聽頻段。結果表明：A聲級倍頻程數據中125 Hz及以下的低頻段噪聲量對總聲級貢獻量較小，可以忽略；在中高頻段噪聲能量集中區(qū)域的吻合程度較好，總聲級誤差僅0.1 dB。而在中高頻段使用統計能量方法的條件又是成立的，說明計算方法可行、結果可信。

圖6 1#液壓源單開工況各艙室噪聲分量比較Fig.6 Comparison of canbin-noise calculated components due to different sources excited by 1#hydraulic state

圖7 1#液壓源單開工況艙室噪聲計算與實測結果對比Fig.7 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 1#hydraulic state

圖8 給出了2#液壓源單開工況下的艙室噪聲各分量構成，其中計算得到的2#液壓源水下噪聲引起的艙室噪聲為58.1 dB（A），振動引起的艙室噪聲為74.2 dB（A），艙室內部噪聲源引起的噪聲分量實測值仍為62.6 dB（A），總噪聲評估結果為74.6 dB（A）。該工況下舷外設備的振動是艙室空氣噪聲的最大激勵源，遠高于舷外噪聲與艙內噪聲源的貢獻。圖9給出了該工況艙室噪聲A聲級計算結果與測試結果的對比，與前文結論類似，低頻段噪聲可以忽略，中高頻噪聲能量集中區(qū)域除2 000 Hz 外二者基本一致，總聲級誤差為4.1 dB。

圖8 2#液壓源單開工況各艙室噪聲分量比較Fig.8 Comparison of the canbin-noise calculated components due to different sources excited by 2#hydraulic state

圖9 2#液壓源單開工況艙室噪聲計算與實測結果對比Fig.9 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 2#hydraulic state

圖10給出了1#液壓源與某泵組合開啟工況的艙室噪聲各分量構成，其中計算得到的舷外水下噪聲引起的艙室噪聲分量為54 dB（A），振動引起的艙室噪聲分量為70.3 dB（A），艙室內部噪聲源分量仍為62.6 dB（A），總噪聲評估結果為71.1 dB（A）。該工況下舷外設備的振動仍是艙室空氣噪聲的最大激勵源，高于舷外噪聲與艙內噪聲源的貢獻。圖11 給出了該工況艙室噪聲A 聲級計算結果與測試結果的對比，總聲級誤差為2.7 dB。

圖10 1#液壓源+某泵組合開啟工況各艙室噪聲分量比較Fig.10 Comparison of canbin-noise calculated components due to different sources excited by 1#hydraulic state&one pump

圖11 1#液壓源與某泵組合開啟工況艙室噪聲計算與實測結果對比Fig.11 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 1#hydraulic state&one pump

3 結 論

大深度載人潛水器艙室噪聲能量主要集中250～4 000 Hz 頻段，適合采用統計能量理論方法進行相關的振動噪聲計算分析。本文針對一型大深度載人潛水器進行了浮力材料等相關子系統的簡化處理，并完成了三個工況艙室噪聲的計算分析，總聲級誤差在0.1-4.1 dB（A），說明這套方法適用于載人潛水器的艙室噪聲評估。從各傳遞途徑噪聲分量計算結果可以發(fā)現，單套舷外設備通過水聲傳遞途徑引起的艙室噪聲分量在55 dB（A）上下，小于艙內空氣噪聲源的貢獻量。而舷外設備通過結構振動傳遞途徑引起的艙室噪聲分量大于艙內空氣噪聲源，并且有可能產生超過70 dB（A）的高噪聲。依據計算結果數據，可將噪聲源貢獻量排序為：舷外設備振動＞艙內空氣噪聲源＞舷外設備水下噪聲。因此大深度載人潛水器艙室噪聲舒適度取決于對舷外設備振動以及艙內設備噪聲的控制水平，相關建議可歸納為：

（1）對舷外液壓源、泵類設備以及艙內風機類設備提出振動噪聲限值要求，提高深海低噪聲設備研發(fā)能力，從源頭降低噪聲；

（2）在確保設備/系統安全的條件下，對舷外設備進行隔振安裝，并優(yōu)化框架結構以提高振動衰減量，從傳遞路徑上降低噪聲；

（3）載人艙內適當考慮敷設吸聲材料或構件來控制艙內噪聲，這會犧牲一定的有效載荷，需要總體統籌考慮；

（4）載人艙內可采取主動降噪措施，進一步降低特定區(qū)域和頻段內的噪聲。