18萬t好望角型散貨船典型艙室噪聲分析

(上海外高橋造船有限公司，上海 200137)

18萬t好望角型散貨船滿足HCSR和TierIII要求，在船體結(jié)構(gòu)優(yōu)化升級的基礎(chǔ)上，機艙內(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。為驗證噪聲水平是否達到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)計能量法預(yù)測整船艙室噪聲水平。選取部分典型艙室作為研究對象，并對超出規(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，使艙室噪聲水平滿足要求。

1 模型的建立及計算

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行合理地前處理，然后導(dǎo)入到聲學(xué)計算軟件VA One中，根據(jù)統(tǒng)計能量分析模型的基本假設(shè)和建模原則，同時考慮全船的對稱性以及仿真的計算量，建立統(tǒng)計能量分析法(SEA)模型。整船SEA建模過程中，首先需要進行合理的子系統(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，適當簡化整船模型。船體結(jié)構(gòu)用平板和單曲面板子系統(tǒng)進行模擬，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)外聲場環(huán)境利用三維聲腔子系統(tǒng)進行模擬，同時外部聲腔子系統(tǒng)連接半無限流場，模擬無反射的外部聲場環(huán)境[2]。全船艙室噪聲預(yù)測SEA模型見圖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)損耗因子參考船級社建議值，見圖2。

圖2 鋼結(jié)構(gòu)的內(nèi)損耗因子

通過平均吸聲系數(shù)計算得到聲腔子系統(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、發(fā)電機組、螺旋槳、機艙風機和工作生活艙室內(nèi)的通風管路所產(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)備振動通過機腳傳遞到基座及船體結(jié)構(gòu)的噪聲，以速度(級)或加速度(級)的形式施加在平板子系統(tǒng)中?？諝庠肼暿侵冈O(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]。

船用主機位于機艙內(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。主機型號為MAN B&W 6G700ME-C9.5-HP，CSR工況下主機輸出功率為11 811 kW，轉(zhuǎn)速為68.1 r/min，主機的噪聲頻譜見表1。

表1 主機噪聲譜 dB

在機艙三層甲板配有3臺主發(fā)電機，正常航行時其中的2臺正常工作。由于發(fā)電機均采用彈性支座安裝在船上，因此，噪聲激勵僅考慮空氣噪聲，噪聲頻譜見圖3。

圖3 主發(fā)電機頻譜

螺旋槳激勵引起的螺旋槳上方船底板加速級計算如式(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、通風和空調(diào)系統(tǒng)(HVAC)通風管路對艙室噪聲水平有較大影響，所以在預(yù)測仿真中應(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出風口聲腔上，整個系統(tǒng)的能量輸入見圖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)損耗抵消了整個系統(tǒng)的部分能量?？紤]HVAC通風管路的系統(tǒng)聲學(xué)性能與實際更為接近，計算方法更為準確。

1.3 結(jié)果評估

求解上述模型，得到各聲腔子系統(tǒng)在各個頻率下的總聲壓級預(yù)報結(jié)果。為了綜合評價艙室噪聲預(yù)報結(jié)果，由于篇幅限制，僅選擇部分具有代表性房間總聲壓級與MSC337(91)中的噪聲限值和母型船實測結(jié)果進行對比，A計權(quán)后見表2。

表2 典型艙室噪聲總聲壓級 dB(A)

由表2可見，絕大部分的居住艙室與辦公區(qū)域噪聲情況良好，預(yù)報值與實測值相差3 dB(A)以內(nèi)，總聲壓級小于MSC337(91)中的噪聲限值。醫(yī)務(wù)室總聲壓級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)的噪聲水平以滿足規(guī)范要求。

2 醫(yī)務(wù)室降噪

通過仿真計算查看艙室能量輸入情況，比對原降噪方案，對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)室噪聲聲壓級值達到可接受范圍。

為了對醫(yī)務(wù)室進行有效降噪，計算醫(yī)務(wù)室未施加聲學(xué)材料時的聲壓值，頻譜圖見圖5。在A計權(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，此時的艙內(nèi)總聲壓級為74.65 dB(A)，原方案計算得到醫(yī)務(wù)室總聲壓級為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)室的能量來源[6]，針對特定位置結(jié)構(gòu)采取具有目標性的降噪手段，其中醫(yī)務(wù)室子系統(tǒng)能量輸入見圖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降噪頻譜相比，噪聲水平有較大的降低。 但不滿足規(guī)范要求，需要進一步完善降噪方案。在原降噪方案(見表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)，噪聲能量輸入見圖7。

圖7 原降噪方案時醫(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)，具體修改方案見表4、5。

分別計算方案1、2的艙室噪聲水平，醫(yī)務(wù)室頻譜見圖8。

由圖8可見，方案1的艙室噪聲水平低于方案2，降噪效果較好。2個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)報結(jié)果滿足規(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以內(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；且工程實際中噪聲影響因素較多，仿真結(jié)果與實際存在一定的誤差；綜上考慮，選擇方案1作為最終降噪方案。

3 結(jié)論

1)通風系統(tǒng)聲腔對艙室噪聲影響較大，通過模擬通風系統(tǒng)聲腔的實際位置與大小，艙室噪聲預(yù)報誤差可控制在3.0 dB(A)以內(nèi)。

圖8 醫(yī)務(wù)室噪聲頻譜

2)計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，確定實際噪聲控制目標和方式，以節(jié)省船舶艙室降噪成本與時間。

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，準確地預(yù)報噪聲較為困難。文中噪聲源只考慮了船舶設(shè)備，無法模擬實際海洋環(huán)境等因素，影響噪聲預(yù)報的準確性。