钻井船空调通风系统的消音降噪

田硕实，杜晓程，陈育喜

（中沪东中华造船（集团）有限公司 LNG技术研究所，上海 200120）

0 引言

近年来，随着船舶与海洋工程领域市场行情走低，船东对船舶的设计要求愈来愈严苛。船厂在制造船舶产品的过程中，不仅要满足其功能性，还需要提升其舒适性。噪声等级作为检测舱室居住与工作环境舒适度的一项重要指标，正逐渐受到船级社的重视。随着国际海事组织（International Maritime Organization,IMO）通过MSC337（91）对 IMO.A.468进行升级[1]，挪威船级社（DNV GL）、中国船级社（CCS）、法国船级社（BV）与美国船级社（ABS）等各大船级社也先后更新了舒适性的附加符号，以完善对噪声的相关要求，见表1。

钻井船的空调通风系统是居住区域与机械区域噪声的一个重要来源，必须在前期设计时做好噪声控制，并在后期调试时做好消音降噪。为了打好这场没有硝烟的战争，在实际应用中达到事半功倍的效果，需要先了解一下噪声的常用概念。

1 噪声概述

1.1 声功率

声功率是指声源在单位时间内向空间辐射声的总能量，其物理符号为E，单位为W。在噪声检测中，声功率指的是声源总声功率。在数值计算过程中，声功率可以直接代数相加。

表1 船级社噪声符号

1.2 声功率级

声功率的表达式为

式中：W0为基准声功率，常用基准声功率为W0=10-12W，dB；W为声功率值，dB。

详细的声功率级数据资料会按照不同倍频带分开表示。某型号为CK160C的NAV.EQ.RM(E)海洋设备处理间抽风机的声功率级资料见表2。通常会选择中心频率来代表每个倍频带。如：用中心频率125 Hz来代表90 Hz～180 Hz倍频带。倍频带的频率上限是下限的两倍（180 Hz是90 Hz的2倍）。

表2 风机的声功率级资料

在计算过程中，声功率级的叠加公式为

1.3 声强

声强是指声波平均能流密度的大小。

声源在某点发出声波并向外传播，计算其距声源r处的声强为

式中：I为声强，W/m2；E为声源在声音传播到该球面时的总声功率，W。

通常，声强可以理解为单位面积上的声功率。声强可以直接代数相加。

1.4 声压

声音通过空气振动所产生的压强称之为声压，单位为Pa。声压相当于在大气压强上叠加一个声波扰动引起的压强变化。声压的测量在现实中比较容易实现。声压不能够直接代数相加。

声压与声强的换算公式为

式中：p为声压，Pa；I为声强，W/m2；ρ为介质密度，kg/m3；C为声速，m/s。

1.5 声压级

声压级的表达式为

式中：Lp为声压级，dB；p0为基准声压，2×10-5Pa；p为声压值，Pa；I0为基准声压对应的声强，W/m2；I为声强值，W/m2。

由式(5)可知，声压级可以通过公式进行代数求和（叠加）。

1.6 A声级

A声级是指具有A计权特性时测得的计权声压级，符号为Lp(A)，单位为dB(A)。

式中：ΔLi为第i个倍频带的A声级计权修正值；Lpi为每个倍频带的声压级数据。

人的听觉对低频声音不够敏感。A声级对低频段（500 Hz以下）噪声进行人工衰减，从而尽量做到与人的感觉一致。许多测量噪声的声级计可以通过模式选择直接对A声级数据进行测量，这是当今噪声评判的主要标准。A声级噪声修正数据见表3。

表3 A声级噪声修正数据

2 居住区域噪声计算

2.1 噪声的叠加效果

根据声功率级以及声压级的叠加式(1)和式(5)可以看出，只有数值相近的噪声源叠加，才会有明显的增益效果。比如2个相同声压级的噪声源叠加，声压级增加了 3 dB。但是两个声源的声压级超过10 dB时，声压级只会增加0.4 dB，可以忽略不计。

n个相同声压级（Lp1）声源叠加公式为

同理，n个相同声功率级（Lw1）叠加公式为

2.2 风管中的噪声衰减与再生噪声

居住区域的噪声要求普遍偏高，有的房间甚至会达到 55 dB[2]。上层建筑由于鲜有大型设备的存在，通风空调系统的噪声就成为了房间噪声的主要来源。因此，必须在设计时做好计算，尽量避免在前期产生不必要的噪声。

空调通风系统的噪声主要来自于风机以及风管内的气流振动。风机的噪声经过直管、弯头、三通、变径等的衰减，最后到达房间内部。同时气流在流经直管、弯头、三通、变径时均会产生再生噪声。在进行上建区域计算时，由于设计风速（见表4）普遍偏低，螺旋风管或镀锌钢板方风管的尺寸与布置比较规范，所以风管内因气流振动导致的再生噪声很小，与同位置的风机噪声进行叠加的效果可以忽略不计。计算主要着眼于噪声源（风机）产生的噪声经过风管的衰减最终进入房间的数值。

表4 低噪声空调通风系统建议风速

2.2.1 直管噪声衰减

金属直管噪声衰减量与管道截面周长、管长成正比，与截面积成反比。衰减数据可以在《噪声与震动控制工程手册》[1]上查询，具体见表5[3]。

表5 金属直管噪声衰减量（单位：dB/m）

圆形风管De（每米风管噪音衰减量）的计算公式为

式中：a为圆形风管的长，m；b为圆形风管的宽，m；De为圆形风管的直径，m。

经过指定风管衰减后，各个倍频带的噪声声功率级为

式中：Lw2为衰减后的声功率级，dB；Lw1为衰减前的声功率级，dB；ΔL为声功率级衰减值，dB。

式(11)对后面弯头、三通等的噪声衰减同样有效。

2.2.2 弯头噪声衰减

弯头噪声衰减量见表6[3]。弯头尺寸越大，衰减量越高。

表6 弯头噪声衰减量（单位：dB/个）

2.2.3 三通噪声衰减

风管中有管路分叉时，噪声能量按照支管的断面积比例分配。衰减量可以按照式(12)计算。

式中：S1为支管的断面积，m2；S为分叉处全部支管的断面积，m2。

2.2.4 变径（突扩与突缩）噪声衰减

管道截面突变也会造成噪声衰减，公式为

式中：S1为变径前的风管断面积，m2；S2为变径后的风管断面积，m2。

2.2.5 通风附件噪声衰减

通风附件噪声衰减主要指空调布风器对噪声的衰减。不同的产品效果不同，这里以通过同济大学声学研究所测试的TAB-250型布风器为例，其噪声衰减量见表7。

由表7可知：布风器内风量越小，消音效果越好。所以一般在进行布风器的选型时，可按照它最大风量的80%来进行风量分配，以达到良好的消音效果。

表7 TAB-250型布风器噪声衰减量（单位：dB/个）

2.2.6 风口末端反射噪声衰减

当噪声到达风管送风口时，一部分能量由于反射而衰减。风口末端反射损失与风口尺寸、风口位置有关。小风口末端反射损失效果强于大风口，房间平顶或者墙面中部且局部突出的风口末端噪声损失最大。具体数据可以通过查阅图1[3]获得。

图1 末端反射噪声损失列线图

2.2.7 房间内噪声求值

根据房间内测量距离及声源位置不同，声压级可以通过声功率级算出。其转换公式为[2]

式中：Lw为风口传入房间的声功率级，dB；Q为声源位置指向性因子，数值可以根据图2[4]取（Q实际上是一个与风口尺寸有关的函数，因为船舶设计中风口尺寸差别不会太大，这里为了简化计算统一取值）；r为声源与测量点之间的距离，m；R为房间常数，m2，由房间大小及吸声能力决定。

图2 指向性因子

2.3 声功率级与声压级的应用

声功率级是能量，在整个噪声计算过程中，采用的物理量统一为声功率级。声压级在管路衰减中不能直接用来计算。声波在风管中传播可以看作平面波，声压级与声功率级关系为[5]

式中：S为管道的截面积，m2。

由此可见，相同位置的声压级会因风管尺寸的不同而改变。所以只在计算到最终结果时，才将声功率级转换为声压级。

2.4 噪声计算举例

噪声源：管道风机；风机参数：接口DN 160，全压300 Pa，风量800 m3/h。倍频带中心频率与声功率级的关系见表8。

表8 倍频带中心频率与声功率级的关系

管路系统中有4个支路通向4个布风器。为了简化计算，只计算距离风机最近、噪声衰减量最小的布风器产生的噪声。假定4个布风器噪声相同，以式(8)和式(9)进行叠加计算。

为了简化计算，在设计之初对风管内所有的再生噪声均进行统一考虑。假设再生噪声声功率级与风机一致（此数值已经很大，一般情况下不会达到），则噪声的叠加根据式(8)和式(9)为每个频带增加3 dB，见表9。

直管分为2部分，一部分为DN 200，管长13 m；一部分为DN 100，管长1 m。2部分同属于管径0.075 m～0.2 m范围内的金属直管，其消音量见表10。

系统中有一个突扩变径，即DN 160突变为DN 200。根据公式(12)可求得每个频带噪声衰减3.4 dB，具体数值如表11所示。

表9 噪声源的修正

表10 金属直管的消音量

表11 突扩变径的消音量

系统中有1个弯头，管径DN 200，弯头的消音数值见表12。系统中有1个三通，支管1为DN 100，支管2为DN 180。根据公式(12)求得每个频带消音为6.3 dB，见表13。每个布风器分配200 m3/h的风量，采用TAB-250消音数据，见表14。

表12 弯头的消音量

表13 三通的消音量

表14 布风器的消音量

空调布风器在进行消音数据采集的时候，已经将末端反射消音效果包括在内了。如果出风口不是空调专用布风器，而是格栅或一般的散流器，需要根据图1进行末端反射损失计算。

经过以上一系列的数值计算，出风口声功率级总结见表15。

表15 出风口声功率级

一般测量点距离布风器出风口1 m，房间体积为100 m3，指向性因子Q一般取值为2。房间性质选择普通房间，R取27 m2。根据式(13)计算可得出单个布风器在房间内的声压级，见表16。将4个出风口噪声叠加，相当于每个频带增加6 dB噪声，结果见表17。

转换为A声级，见表18。

表16 单个布风器在房间内的声压级

表17 四个出风口噪声叠加

表18 四个出风口A声级噪声叠加

再将不同频带噪声进行叠加处理，可得总噪声值为 49.6 dB(A)，而房间噪声要求不得高于55 dB(A)，所以此房间噪声符合标准。

如果最终计算所得结果超出房间的噪声要求，那么需要将3个数据：A声级数据（频带表）、房间要求的噪声标准和噪声源数量发给消音器厂家，供其进行消音器选型。当然还要综合考虑消音器所接风管的尺寸以及消音器的长度要求等。

3 施工过程的降噪方案

船上的施工环境复杂，尤其在机械区域，空间的限制、风管穿舱形式的不规则、结构风道的采用等因素均会使风管中的气流很难保持低速低噪声的工况。那么具体到调试阶段，如何处理某些噪声超标的通风区域呢？这里进行一些简单的总结。

1）风管支架的加固与减振

噪声与振动是紧密相关的。在现场勘查时，如果发现噪声源主要来自于某段风管的振动，那么可以通过加粗风管支架、为风管支架增加减振垫材等手段来减振降噪。

2）风机电机或叶片更换

此方法主要应用于轴流风机。许多风机的电机噪声偏大，改用能效高、质量好的电机可以降低噪声。另外，风机在设计时普遍全压余量过大，风管阻力并没有与风机全压相匹配，风机过高的压头就会导致噪声产生。此时根据管路的实际阻力损失，调整风机电机与叶片以改变风机的特性曲线，使风机在最佳工况附近运行，即可有效降低风机噪声。

3）风机底座增加减振器

此方法主要应用于离心风机。离心风机的平台式底座上可以增加减振器。如果离心风机振动是噪声主要来源，可以采用此方法解决。

4）风管外部包裹岩棉隔热层以隔声

如果风管内气体的振动是主要噪声源，而风管仅仅穿过测量区域而不服务于该区域，那么可以使用此方式，利用厚度为30 mm左右的隔热层隔离风管内传出的噪声。此方案的弊端在于，噪声并没有被消解，仅是被隔离无法传出。如果风管内气流噪声本已很大，那么困在风管内的噪声会彼此叠加，进而在出风口处产生更为强烈的噪声甚至喘振。所以此方案一般与方案 8）配合使用，将噪声集中在管路末端统一吸收。

5）软联结

此方案通过减少振动的传递来降低风管上的噪声，主要应用于离心风机或空调进出风口。但是一定要注意，这种方法不能应用于本身噪声非常大的设备。如图3所示，此轴流风机为主要噪声源，使用软联结虽然减少了风机传递给风管的振动，但是帆布软接头太薄，声波通过软接头直接传入室内，反而使噪声加大。有效的解决方案是将软接头改为3 mm的厚钢管联结，并在风机、风管外面包裹绝热层隔音，最后在风管末端使用消音器吸收噪声。

图3 软联结

6）风管内部铺设消音棉

如果风管尺寸足够大，且旁边正好有可拆卸的设备，如风机、风栅等，那么在风管内铺设厚度为25 mm左右的消音棉是最经济、有效的消音降噪方式。由于消音棉在风管内部的固定需要有足够的施工空间，所以此方案对现场操作环境的要求比较高。

7）增加静压箱

风管内的静压箱起到稳定气流、增加气体静压和减少动压的作用。在此过程中也有消音效果。一般将方法6）与方法7）相结合，制成消音静压箱，降噪效果就会很明显，可达到6 dB以上。

8）增加消音器

在风机附近、风管中间或者出风口处增加消音器是最简单、直接的消音降噪手段。但是此方案主要用于减少风管内的气流噪声，如果噪声是由设备或者风管的振动导致的，那么效果不会特别理想。消音器的主要类型有管道式消音器、消音风口、插片式消音器等。

管道式消声器一般适用于中小型风管（圆形风管的直径以及矩形风管的长边在1 m以下，风量在5 000 m3/h以内）。风管截面面积与周长比越小（风管长宽比必须在合理范围内，一般不超过 3∶1），消音效果越好。

消音风口位于风管末端，尺寸偏小，安装简便。90°弯头型风口的消音效果强于直筒型风口。

插片式消音器一般适用于空间大的风箱或大型风道（风量在5 000 m3/h以上）。其消声效果与消声插片的片厚（越厚消低频噪声效果越好）、间距（越小消高频噪声效果越好）以及长度有关。在增加片厚、减小片距以提升消音效果的同时，要注意防止气体阻力上升太多而产生再生噪声。

4 结束语

空调通风专业的消音降噪是一个系统性工程，不仅仅要做好前期的噪声预防设计，还要能够在安装调试阶段处理掉超标的振动噪声源。两个方面的工作都不能忽视，做到理论与实际相结合，才能设计出合格的船舶海工HVAC系统。