18万t好望角型散货船典型舱室噪声分析

(上海外高桥造船有限公司，上海 200137)

18万t好望角型散货船满足HCSR和TierIII要求，在船体结构优化升级的基础上，机舱内设备和舱室重新布置优化，需要重新核定全船舱室噪声水平。为验证噪声水平是否达到MSC 337(91)要求，本文在VA One软件中建立声学模型，应用统计能量法预测整船舱室噪声水平。选取部分典型舱室作为研究对象，并对超出规范限值的舱室，在原有降噪手段的基础上提出有效地修改方案，使舱室噪声水平满足要求。

1 模型的建立及计算

1.1 SEA模型的建立

利用相关的前处理软件将整船模型进行合理地前处理，然后导入到声学计算软件VA One中，根据统计能量分析模型的基本假设和建模原则，同时考虑全船的对称性以及仿真的计算量，建立统计能量分析法(SEA)模型。整船SEA建模过程中，首先需要进行合理的子系统划分，分为平板子系统与声腔子系统[1]。在VA One软件中建立整船模型时，适当简化整船模型。船体结构用平板和单曲面板子系统进行模拟，上建舱室内则采用等效隔声处理方式，包括设置顶板、侧墙、地板、岩棉以及甲板敷料等。舱室内外声场环境利用三维声腔子系统进行模拟，同时外部声腔子系统连接半无限流场，模拟无反射的外部声场环境[2]。全船舱室噪声预测SEA模型见图1。

船体材料为钢材，密度ρ=7 850 kg/m3，弹性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3。采用内损耗因子表述，平板子系统的内损耗因子参考船级社建议值，见图2。

图2 钢结构的内损耗因子

通过平均吸声系数计算得到声腔子系统的内损耗因子η[3]。

η=c0αS/(8πfV)

(1)

式中：c0为声音在舱室中的传播速度；α为壁面平均吸声系数；S为舱室声腔总表面积；V为舱室体积；f为倍频程中心频率。

1.2 噪声载荷

航行中船舶的主要噪声源为主机、发电机组、螺旋桨、机舱风机和工作生活舱室内的通风管路所产生的噪声。按照传播途径可分为结构噪声与空气噪声。其中结构噪声是指设备振动通过机脚传递到基座及船体结构的噪声，以速度(级)或加速度(级)的形式施加在平板子系统中。空气噪声是指设备直接向空气介质辐射的噪声，以声压谱的形式施加在声腔子系统中[1]。

船用主机位于机舱内底板与二甲板形成的空间内，采用刚性基座，直接安装在内底板上。主机型号为MAN B&W 6G700ME-C9.5-HP，CSR工况下主机输出功率为11 811 kW，转速为68.1 r/min，主机的噪声频谱见表1。

表1 主机噪声谱 dB

在机舱三层甲板配有3台主发电机，正常航行时其中的2台正常工作。由于发电机均采用弹性支座安装在船上，因此，噪声激励仅考虑空气噪声，噪声频谱见图3。

图3 主发电机频谱

螺旋桨激励引起的螺旋桨上方船底板加速级计算如式(2)所示[4]。

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

(2)

式中：n为螺旋桨数量;z为螺旋桨叶片数;D为螺旋桨直径;ne为螺旋桨额定转速。

供暖、通风和空调系统(HVAC)通风管路对舱室噪声水平有较大影响，所以在预测仿真中应考虑HVAC因素[5]。以1 m3舱室为例，用1 W声功率模拟HVAC大小，施加在HVAC出风口声腔上，整个系统的能量输入见图4。

图4 声腔子系统能量输入

由图4可知，设置HVAC声腔系统的能量输入低于无HVAC声腔系统，这是由于声固耦合、声腔子系统间的内损耗抵消了整个系统的部分能量。考虑HVAC通风管路的系统声学性能与实际更为接近，计算方法更为准确。

1.3 结果评估

求解上述模型，得到各声腔子系统在各个频率下的总声压级预报结果。为了综合评价舱室噪声预报结果，由于篇幅限制，仅选择部分具有代表性房间总声压级与MSC337(91)中的噪声限值和母型船实测结果进行对比，A计权后见表2。

表2 典型舱室噪声总声压级 dB(A)

由表2可见，绝大部分的居住舱室与办公区域噪声情况良好，预报值与实测值相差3 dB(A)以内，总声压级小于MSC337(91)中的噪声限值。医务室总声压级57.6 dB(A)，超出规范极限值，需要改善其原有降噪措施，降低房间内的噪声水平以满足规范要求。

2 医务室降噪

通过仿真计算查看舱室能量输入情况，比对原降噪方案，对方案中降噪效果不理想的位置，重新敷设声学材料，制定两种降噪方案，根据降噪效果从中择优选取，最终使医务室噪声声压级值达到可接受范围。

为了对医务室进行有效降噪，计算医务室未施加声学材料时的声压值，频谱图见图5。在A计权后噪声能量主要集中在200～2 000 Hz频段内，医务室内主要为中高频噪声，此时的舱内总声压级为74.65 dB(A)，原方案计算得到医务室总声压级为57.60 dB(A)。

图5 医务室噪声频谱(未施加声学材料)

查询相互耦合子系统间的能量输入关系，确定医务室的能量来源[6]，针对特定位置结构采取具有目标性的降噪手段，其中医务室子系统能量输入见图6。

图6 医务室能量输入

由于医务室位于上甲板上方，靠近机舱区域，接收平板子系统的能量较高。平板子系统中，输入能量最高的子系统为地板，其后依次为天花板、后围壁、前围壁、右围壁和左围壁，而声腔子系统能量输入主要为地板子系统，因此，须重点关注舱室天花板与地板的噪声控制。

医务室原有降噪措施与无降噪频谱相比，噪声水平有较大的降低。 但不满足规范要求，需要进一步完善降噪方案。在原降噪方案(见表3)基础上，修改子系统敷设的阻尼材料，提出几种方案，比对效果择优选取。

表3 医务室原降噪方案中的材料及厚度 mm

原方案使舱室内噪声水平降到57.60 dB(A)，降噪量为17.05 dB(A)，噪声能量输入见图7。

图7 原降噪方案时医务室能量输入

在250 Hz频段内，降噪量为5 dB(A)；250～1 000 Hz频段之间，降噪量为5～8 dB(A)；频段在1 000 Hz以上降噪量逐渐减少。原方案对中高频噪声降噪效果良好，但500 Hz以下频率段的噪声需要增加降噪量，特别是前后围壁板、天花板的结构噪声以及地板的空气噪声。

根据原方案的能量输入情况，更改地板、天花板和前后围壁的降噪材料的敷设，具体修改方案见表4、5。

分别计算方案1、2的舱室噪声水平，医务室频谱见图8。

由图8可见，方案1的舱室噪声水平低于方案2，降噪效果较好。2个方案的舱室噪声总声压值分别为52.90 dB(A)、55.19 dB(A)，方案1的预报结果满足规范要求，而方案2的结果与规范要求55.0 dB(A)值基本接近。

表4 医务室降噪方案1中的材料及厚度 mm

表5 医务室降噪方案2中的材料及厚度 mm

方案1在500 Hz以内的降噪效果显著，而方案2的降噪频段范围主要在500 Hz以上，且在地板上格外铺设了层钢板，成本较高；且工程实际中噪声影响因素较多，仿真结果与实际存在一定的误差；综上考虑，选择方案1作为最终降噪方案。

3 结论

1)通风系统声腔对舱室噪声影响较大，通过模拟通风系统声腔的实际位置与大小，舱室噪声预报误差可控制在3.0 dB(A)以内。

图8 医务室噪声频谱

2)计算舱室能量输入情况，可直接判断舱室各构件的能量贡献，确定实际噪声控制目标和方式，以节省船舶舱室降噪成本与时间。

3)航行中的船舶环境因素极为复杂，影响船舶舱室噪声，准确地预报噪声较为困难。文中噪声源只考虑了船舶设备，无法模拟实际海洋环境等因素，影响噪声预报的准确性。