船舶空調(diào)通風(fēng)管路減振降噪分析

李艷華,張 成,田華安

(中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心， 武漢 430064)

船舶空調(diào)通風(fēng)管路減振降噪分析

李艷華,張 成,田華安

(中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心， 武漢 430064)

為了降低船舶空調(diào)通風(fēng)管路的振動(dòng)噪聲，利用理論估算、數(shù)值計(jì)算等手段，對(duì)SID型隔聲阻尼帶自身的聲學(xué)性能以及在典型空調(diào)通風(fēng)管路系統(tǒng)中的實(shí)際應(yīng)用效果進(jìn)行預(yù)報(bào)，分析結(jié)果表明，5 mm隔聲阻尼帶的應(yīng)用插入損失效果為5.2 dB,厚度增加效果增大，實(shí)際應(yīng)用收益良好。

空調(diào)通風(fēng)；管路隔聲包覆；插入損失

艙室空氣噪聲能否滿足有關(guān)規(guī)定的限值，直接影響到船舶人員的居住性和設(shè)備的安全性。隨著對(duì)居住性要求的提高，空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)的噪聲控制已成為急需解決的問(wèn)題。

國(guó)內(nèi)外許多學(xué)者都對(duì)如何控制空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)的噪聲進(jìn)行了大量的研究。包括對(duì)通風(fēng)系統(tǒng)聲源的低噪聲設(shè)計(jì)、管路消聲設(shè)計(jì)、系統(tǒng)的控制技術(shù)和方法等[1-6]，并已在實(shí)船上進(jìn)行了實(shí)用驗(yàn)證。美國(guó)和日本等發(fā)達(dá)國(guó)家走在了世界前列，除采取常規(guī)的治理手段外，部分還采用了有源控制技術(shù)[7-8]，對(duì)空調(diào)通風(fēng)管道進(jìn)行降噪研究。目前國(guó)內(nèi)外對(duì)聲源、傳遞途徑都有大量研究，而管路系統(tǒng)減振降噪的一個(gè)重要的實(shí)用技術(shù)手段是采用管路外包覆隔離噪聲。國(guó)內(nèi)外研究在管路包覆上主要采取隔聲材料，而通風(fēng)管路的管壁通常比較薄，振動(dòng)導(dǎo)致其產(chǎn)生的聲輻射也具有一定量級(jí)。因此，尋找一種有效的既能隔離輻射噪聲又能降低管壁振動(dòng)而產(chǎn)生的二次聲輻射的管路包覆就顯得非常有意義。

文中首先對(duì)SID型隔聲阻尼帶自身聲學(xué)特性進(jìn)行預(yù)報(bào)，利用理論和仿真方法得到阻尼帶自身插入損失隔聲量和減振量；然后利用統(tǒng)計(jì)能量法，選取典型空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)管路段，建立其計(jì)算模型，分析不同厚度隔聲阻尼帶貼附在空調(diào)通風(fēng)管路系統(tǒng)中的實(shí)船應(yīng)用隔聲效果，并得到不同厚度下聲壓響應(yīng)頻譜曲線。從以上兩方面分析隔聲阻尼帶減振降噪效果，不同方法的預(yù)報(bào)分析也為文中的預(yù)報(bào)方法和結(jié)果提供了相互驗(yàn)證。

1 隔聲包覆材料聲學(xué)性能預(yù)報(bào)

SID型隔聲阻尼帶基體材料選用目前成熟應(yīng)用的DFM型阻尼材料。DFM阻尼材料具有優(yōu)異的耐海水性能、阻尼性能、阻燃性等。已廣泛應(yīng)用于艙內(nèi)管路等部位的減振降噪治理，使用效果良好，毒性符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。SID型隔聲阻尼帶不僅具有隔聲作用，同時(shí)還能兼顧降低空調(diào)通風(fēng)管路的管壁振動(dòng)，進(jìn)一步降低管壁振動(dòng)輻射的空氣噪聲。

SID型隔聲阻尼帶尺寸為400 mm×300 mm×5 mm，也可根據(jù)應(yīng)用需求另行設(shè)計(jì)。

1.1 隔聲效果預(yù)報(bào)

文獻(xiàn)[9]中關(guān)于隔聲量理論計(jì)算公式為

R=20lg(fM)-42.5

(1)

式中：f——入射聲波的頻率，Hz；

M——板的面密度，kg/m2。

由式(1)可見(jiàn)，板的隔聲量取決于板的面密度和頻率的乘積(fM)。面密度越大，隔聲量越高。面密度提高1倍，隔聲量增加6 dB左右。實(shí)際上，由于受到勁度、吻合效應(yīng)、阻尼和邊界條件的影響，實(shí)際的隔聲量達(dá)不到理論公式計(jì)算的結(jié)果。大量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，面密度增加1倍時(shí)，隔聲量增加5 dB左右。通過(guò)長(zhǎng)期經(jīng)驗(yàn)積累，總結(jié)出隔聲量(dB)經(jīng)驗(yàn)公式為

R=16lgM+14lgf-29

(2)

一般船舶通風(fēng)管路壁厚約為0.8mm，根據(jù)以上經(jīng)驗(yàn)公式估算敷設(shè)SID型隔聲阻尼帶后的插入損失效果以及其敷設(shè)厚度，見(jiàn)表1。

表1 插入損失估算及材料尺寸

表1表明，當(dāng)阻尼厚度選取4.5 mm時(shí)，插入損失就可以達(dá)到5 dB的隔聲量,其隔聲效果可觀。隨著阻尼帶厚度的增加，其隔聲量也增加，當(dāng)然，重量也增加很多，這就要考慮到總體的重量限制，并且管壁比較薄，還需考慮管壁的承重能力。4.5 mm隔聲阻尼帶隔聲量能達(dá)到5 dB，此時(shí)面密度與0.8 mm的鋼板面密度(～6.28 kg/m2)相當(dāng)，隨著隔聲量增大，其面密度是鋼板的2倍、3倍甚至8倍，并且比隔聲量增加倍數(shù)要快。因此，從隔聲效果以及總體資源兼顧考慮，建議阻尼帶處理厚度不要超過(guò)鋼板面密度的2倍，局部需要特殊處理的部位視具體情況而定。

1.2 減振效果預(yù)報(bào)

建立風(fēng)管模型，采用有限元計(jì)算方法預(yù)估阻尼處理管道的減振效果。管道采用粘貼SID型隔聲阻尼帶的自由阻尼處理方式。通過(guò)頻響分析，計(jì)算得到阻尼處理前后管道的振動(dòng)加速度級(jí)的衰減。

采用有限元計(jì)算軟件(MSC/PATRAN和NASTRAN)對(duì)管道以及阻尼處理管道建模。方形管道長(zhǎng)×寬=280 mm×120 mm，管道軸向長(zhǎng)度為2 m，壁厚0.8 mm。管道模型采用板單元，見(jiàn)圖1，采用QUAD4單元進(jìn)行劃分，管道結(jié)構(gòu)單元數(shù)為336，節(jié)點(diǎn)數(shù)為348。

圖1 管道有限元模型

對(duì)阻尼處理后的管道建立有限元模型，采取對(duì)阻尼層和管道結(jié)構(gòu)分別劃分單元的方法。模型為分層有限元模型，按照基層/粘彈性層次序，為殼/實(shí)體模型，這種模型將基本結(jié)構(gòu)層、粘彈性層在節(jié)點(diǎn)處進(jìn)行位移協(xié)調(diào)。所用的橡膠阻尼材料硬度較高,且在工作過(guò)程中,變形較小。因此在有限元計(jì)算時(shí),將橡膠視為線彈性材料。建立的管道阻尼處理有限元模型見(jiàn)圖2。

圖2 管道阻尼處理方式(在管道外壁四周包覆)

利用有限元計(jì)算軟件(MSC.NASTRAN)，采取直接頻響法計(jì)算管道在采用厚度為5 mm的SID型隔聲阻尼帶進(jìn)行阻尼處理前后的加速度響應(yīng)。在距管道邊緣70 mm處(node391)施加100～2 000 Hz的單位正弦激勵(lì)信號(hào)。見(jiàn)圖3。

圖3 管道邊界約束條件及激勵(lì)方式

通過(guò)頻響計(jì)算，提取管道表面處響應(yīng)(node249)，計(jì)算得到管道阻尼處理前后響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)加速度級(jí)隨頻率變化曲線見(jiàn)圖4。分析可知，采用SID型隔聲阻尼帶處理的管道的振動(dòng)加速度級(jí)在200～2 000 Hz具有明顯的衰減；在各特征峰值點(diǎn)均有不同程度削弱，振動(dòng)加速度級(jí)插入損失降低幅度達(dá)5～10 dB，平均振動(dòng)加速度級(jí)處理前后分別約為153 dB和146dB,降低幅度達(dá)到約7 dB。

圖4 管道阻尼處理前后振動(dòng)加速度級(jí)變化曲線

2 典型空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)管路隔聲效果計(jì)算分析

為驗(yàn)證隔聲阻尼帶的實(shí)船管路應(yīng)用效果，選取典型的通風(fēng)管路段，利用統(tǒng)計(jì)能量法對(duì)其進(jìn)行預(yù)報(bào)。典型管路段見(jiàn)圖5，圖中數(shù)字代表管段編號(hào)。其中管壁厚為0.8 mm,材料為鋼，橫截面為矩形，其管段的橫截面面積、橫截面邊長(zhǎng)和管線長(zhǎng)見(jiàn)表2。

圖5 典型通風(fēng)系統(tǒng)管路段

表2 管路尺寸

采用UG建立管路幾何模型見(jiàn)圖6。圖6中A點(diǎn)為離管路垂直距離1 m遠(yuǎn)位置，以管路輻射到該點(diǎn)的噪聲級(jí)作為分析對(duì)象。

圖6 管路幾何模型

將幾何模型導(dǎo)入VAone建立統(tǒng)計(jì)能量模型，見(jiàn)圖7。管路的入口(坐標(biāo)原點(diǎn))與風(fēng)機(jī)相連，施加風(fēng)機(jī)的出口聲功率(見(jiàn)表3)。管路表面敷設(shè)SID型隔聲阻尼帶，分別為5、8以及10 mm厚，隔聲阻尼帶密度為1 450 kg/m3。

圖7 統(tǒng)計(jì)能量模型

表3 風(fēng)機(jī)出口聲功率

通過(guò)提取A的輻射聲壓級(jí)，整理其輻射噪聲級(jí)見(jiàn)圖8。

圖8 A測(cè)點(diǎn)在不同厚度包覆下的噪聲級(jí)

計(jì)算結(jié)果，無(wú)包覆的總噪聲級(jí)為78 dB,采取5 mm包覆的總噪聲級(jí)為72.8 dB,8 mm包覆為70.5 dB,10 mm為69.3 dB,其插入損失計(jì)噪聲隔聲量分別為5.2 dB、7.5 dB和8.7 dB。根據(jù)前面阻尼帶自身隔聲量預(yù)報(bào)結(jié)果，5、8和10 mm隔聲阻尼帶的插入損失為5.4、7.2和8.3 dB，兩種預(yù)報(bào)結(jié)果相當(dāng)接近，在一定程度上相互驗(yàn)證了計(jì)算方法的正確性。所以采用5 mm以上厚度的阻尼帶包覆，插入損失至少可以獲得5.2 dB以上的隔聲量，并且隨著厚度的增加，隔聲量也增加，因此采取隔聲阻尼帶降低空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)管路噪聲是可行而有效的方法，當(dāng)然具體管路包覆厚度還需考慮總體重量以及管壁承重量等因素。

3 結(jié)束語(yǔ)

由于目前工作主要針對(duì)阻尼帶對(duì)船舶空調(diào)通風(fēng)系統(tǒng)減振降噪效果開(kāi)展，對(duì)實(shí)船總體資源的消耗以及經(jīng)濟(jì)性的分析有待更進(jìn)一步的研究，在后續(xù)的工作中可繼續(xù)開(kāi)展聲學(xué)效果與總體資源、經(jīng)濟(jì)性等平衡匹配的分析研究，以期為實(shí)船的選型應(yīng)用提供支撐。

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Analysis of Vibration and Noise Reduction of Air Conditioningand Ventilation Pipe of Ship

LI Yan-hua, ZHANG Cheng, TIAN Hua-an

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

In order to reduce vibration and noise of air conditioning and ventilation pipe system, the acoustic performance of SID sound insulation damping coating and sound insulation effect of the practical application in a typical air conditioning and ventilation pipe system is forecasted and analyzed by engineering estimation method and numerical method. The results show that the insertion loss of coating is 5.2dB with thickness of 5 mm in sound insulation damping coating. The effect becomes better when the SID sound insulation damping coating is thicker.

air conditioning and ventilation; pipe sound insulation coating; insertion loss

10.3963/j.issn.1671-7953.2015.01.024

2014-08-17

李艷華(1984-)，男，博士，工程師

U664.84

A

1671-7953(2015)01-0093-04

修回日期：2014-09-26

研究方向:船舶振動(dòng)噪聲控制

E-mail:scorpions2012@163.co