物探调查船舱室噪声预报及控制方案研究

2021-05-17杨德庆杨梦婕李方杰

舰船科学技术 2021年4期

高处，唐军，杨德庆，杨梦婕，李方杰

(1.中国船舶与海洋工程设计研究院，上海 200011；2.广州海洋地质调查局，广东广州 510075；3.上海交通大学船舶海洋与建筑工程学院，上海 200240)

0 引言

物探调查船是一种利用声呐发射、接收声波进行海洋地球物理勘探的专用作业船舶，其上装备有大量精密勘探设备。对于该类型的船舶而言，船上舱室噪声及水下辐射噪声过大容易对勘探工作形成干扰，影响物探调查船的工作效率及数据采集质量，因此此类船型设计时对振动噪声控制的要求较高。

物探船的舱室噪声来源与商船类似，包括辐射空气噪声的声源(动力装置的噪声、辅助机械空调通风系统的噪声)以及结构噪声源(主辅机的振动、波浪冲击等使船体振动的噪声)。其中，动力设备工作过程中所引起的机械结构振动噪声是舱室噪声的主要来源。动力设备过大的振动不仅会对设备自身性能及寿命造成影响，同时结构噪声通过船体传播至工作、居住舱室降低了船内舒适度，并对长期驻扎船上人员健康造成影响和危害。所以减小船上舱室噪声的一个重要环节是控制或减小船舶动力装置引起的结构噪声。

对舱室噪声目前常用的数值预报方法有经验预测法、有限元法、能量有限元法和统计能量分析法等[1]。吴刚等[2]使用SEA法对大舱室大开口的大型集装箱船中高频域振动及舱室噪声数值计算的建模方法进行了研究。童宗鹏等[3]用SEA方法将水下航行器结构模型简化为圆锥壳和圆柱壳，分析了在宽频带范围内的水下振动和声辐射规律。邓志纯等[4]从理论上和试验方面研究了应用SEA法对巡逻艇和游艇类高速艇的噪声预测。

本文利用数值方法对某物探调查船舱室噪声开展预报分析工作，在此基础上探索适用于该船型的结构降噪设计，建立整船有限元模型，以及降噪方案下整船的SEA模型，计算全船舱室噪声，验证噪声传递路径上降噪措施的效果。

1 物探船舱室噪声评估标准

一般而言，物探船对舱室噪声等级的要求较普通商船更严格，除了需满足现行的MSC 337（91）《船上噪声等级规则》的要求，还应满足设计规格书中要求的船级社舒适性等级。对于该船而言，需满足中国船级社（CCS）噪声舒适度等级2级要求，如表1所示。

表1 该物探船噪声等级要求dB（A）Tab.1 Sound pressure level criteria dB（A）

从表1可以看出，对于1 600～10 000总吨的船舶而言，CCS舒适性等级2的要求相比MSC337（91）更严格，除机器处所噪声级要求相同外，船员工作区域的噪声级要求相比MSC337（91）要高2～5 dB；船员居住区域的噪声级要求高3～8 dB；乘客居住区域的噪声级要求高3～13 dB。高标准的振动噪声要求对物探船的结构、内装、空调通风设计提出了巨大的挑战。

2 物探船舱室噪声分析

2.1 全船噪声模型及计算

2.1.1 船型与主尺度信息

目标物探调查船总长88.00 m，型宽20.40 m，型深8.00 m，设计吃水5.60 m。该船采用双桨电力推进，配置4台主发电机。

图1 物探调查船侧视图Fig.1 Side view of the geophysical survey ship

2.1.2 全船SEA模型参数

1）全船结构建模参数

该船在详细设计阶段依据CCS《船舶及产品噪声控制与检测指南》（以下简称CCS指南）的要求建立全船SEA噪声分析模型。甲板、舱壁、纵桁等结构以加筋平板子系统建模，外板采用加筋曲板子系统建模，并考虑加筋方向，舱室空气采用声腔子系统建模。子系统划分时，子系统的尺寸应尽可能大，尽量保证子系统分析带宽Δω内的模态数大于5。钢结构的内损耗因子采用CCS建议值，如表2所示。

表2 钢结构内损耗因子Tab.2 Damping loss factor of steel

2）全船内装建模参数

物探调查船的舱室种类较多，包含驾驶室、集控室、仪器房、居住舱室、实验室、办公室、餐厅、厨房、娱乐室等各类舱室，防火降噪绝缘要求各不相同。该船内装设计时，采用国际同型调查船的设计理念，依据相应的要求设计了大量舱室降噪措施，包括使用不同规格及厚度的浮动甲板、阻尼涂料、高隔声内装围壁等。此外，船上除了钢结构外，还铺设有甲板敷料、防火绝缘材料、门、窗、等各种内饰，这些内饰材料的存在都将影响船上噪声的传递特性，影响预报结果。为保证噪声预报精度，应根据实船内装布置图考虑内装材料对舱室噪声的影响，根据生产厂家提供的材料参数设置模型中相应的材料属性，模型中内装材料的建模通过噪声处理措施（Noise Control Treatment，NCT）的形式模拟。

3）噪声预报考虑的噪声源

根据物探调查船的特点，该船噪声预报所考虑的声源为：1）主发电机空气/结构声源；2）齿轮箱结构声源，3）螺旋桨结构声源；4）空压机空气声源。其中，机舱机器设备的声源使用设备厂商提供的数据，螺旋桨结构声源采用CCS指南提供的经验公式估算。

另外，该船在噪声预报时不考虑舱室空调通风噪声源，但这并不表示在设计时不考虑空调通风引起噪声。对于空调通风噪声，本船设计时采用指标分配法，要求空调通风设计保证舱室空调通风引起的噪声级低于所在舱室噪声限值4 dB。在设计空调通风系统时，除了优选相关设备，还对通风管路采取了各种降噪方式，如优化风管回路，避免拐弯过急形成大风阻；采用风管消音器；将风机安装于消音箱；空调冷水机组或者压缩冷凝机安装弹性基座；使用变风量布风器等降噪措施，以满足降噪设计指标要求。

4）噪声预报的计算工况：

1）调查作业工况

3台主发电机在100%选定最大持续功率点（SMCR）下工作，所有的辅机设备（风机、空压机、泵组都正常工作）。

2）航行工况

2台主发电机在80%SMCR下工作，所有的辅机设备（风机、空压机、泵组都正常工作）。

3）进出港工况

1台停泊发电机工作，1台主发电机在80%SMCR下工作，所有的辅机设备（风机、空压机、泵组都正常工作）。

本船舱室噪声评估3个工况，

经分析，模型在63～8 000 Hz的频段内子系统的模态数基本大于5，因此该模型适合在该频段内用统计能量法进行分析求解。根据以上模型设置，对物探船全船舱室噪声进行预报分析。图2为全船的SEA模型图，其中图2（a）主要为SEA板梁子系统，图2（b）主要为SEA声腔子系统，为该船的所有舱室。

计算63～8 000 Hz倍频程下舱室噪声及总声压级，物探船舱室噪声分布云图如图3所示。可以看出，船中机舱处附近的噪声级比较高，而驾驶甲板上的驾驶室的噪声最低。这是因为该船的主要噪声源集中于机舱内。

全船噪声预报结果显示，由于多专业降噪设计的相互配合，全船107个舱室满足CCS舒适性等级2级的要求，全船噪声水平总体良好。噪声超标风险较低，超标风险可控。

图2 全船的SEA模型Fig.2 Full ship SEA model

图3 全船舱室噪声分布云图Fig.3 Sound pressure level contour of cabins

表3 不同隔振形式下舱室噪声的总声压级（dBA）Tab.3 Cabin sound pressure level with different isolation measures

各甲板典型舱室噪声总声压级如表3所示。从表3可以看出，全船舱室中，按甲板从上到下的顺序，有系泊甲板水手2人间、首楼甲板餐厅及主甲板主厨卧室3个舱室的噪声值位于CCS噪声舒适性等级2限值边界处，这些舱室位于最接近机舱的3层甲板上。经舱室噪声贡献率分析，结果显示这3个噪声位于限值边界处的舱室，主机结构噪声源对这些舱室的噪声能量贡献率超过90%，如图4所示。原因在于该船居住区域主要分布于船中和船首位置，而螺旋桨及3台空压机则靠近船尾位置，距离居住区较远。发电机舱位于居住区下方，由于位于机舱与居住区间的中间甲板对机舱空气噪声的传播起到一定的隔离作用，因此居住区舱室噪声的主要能量贡献来源于机舱发电机组的结构声。

图4 不同噪声源对各舱室噪声的噪声贡献率Fig.4 Energy contribution of different noise sources

3 结构降噪方案设计

分析噪声传播机理，船舶舱室噪声控制可从噪声源控制，传递路径控制和受声者3个方面考虑。其中噪声源控制室噪声控制最有效的方法，即降低舱室噪声的最根本方法是选用低噪声与振动级的机械设备。由于物探调查船总统布置的特点，主甲板以上中后区域一般为物探作业区域，中前为生活舱室，因此，位于尾部的螺旋桨噪声源产生的结构噪声相对于机舱内的动力设备较低，距离生活舱室区较近的机舱内机械设备噪声则为控制重点。如选用低噪声柴油机，从根源上消除噪声，但这种方法也最昂贵。图5为可供本船选用功率相近的A，B两型主机的空气/结构噪声级，A型主机的空气/结构噪声级高于B型主机。单台A型主机的合成空气声级为108.4 dB（A），B型主机的合成空气声级为105.8 dB（A），若机舱内3台A型主机工作，则机舱内的合成声级为113.6 dB（A），超出了机器处所的噪声限值110 dB（A）要求，因此在机器选型时，不仅要考虑单台机器的声级，还应考虑机舱内多台机器同时工作时的声级。对噪声控制要求高的船舶，尽可能选用振动噪声指标好的机器。

图5 不同主机噪声源级对比Fig.5 Noise source level of different engines

除了选用低噪机器，还可在振动与噪声的传播途径上想办法，采用消振、隔振、消音、隔音的方法增加声振能量在传递路径上的损耗。一般来说消振、隔振措施越靠近声源效果越好。

经上文分析，该物探船船上舱室噪声的主要贡献源为机舱内4台主发电机的结构噪声，根据该特点，考虑机舱内主要噪声源集中布置的特点，设计了一种负泊松比蜂窝浮筏隔振系统[5～7]，如图6所示，4台主发电机弹性安装在蜂窝筏架上，筏架安装于船体结构上。该浮筏长8 960 mm，宽9 000 mm，高540 mm。

图6 负泊松比蜂窝浮筏系统Fig.6 Floating raft system with negative poisson’s ratio effect

支撑于船体板架的负泊松比蜂窝浮筏隔振系统有限元模型见图6。浮筏的上下面板尺寸均为10 mm。如图7所示，浮筏的筏架上下面板之间分布式填充有内六角蜂窝结构，区别于常规正六角蜂窝面内受力在宏观力学性能上的正泊松比变形，即受拉截面变细，受压截面变粗，内六角蜂窝面内受力在宏观力学性能上其变形属于负泊松比材料变形，即受拉截面变粗，受压截面变细。

图7 负泊松比蜂窝筏架截面Fig.7 Profile of honeycomb mounting

浮筏下设有基座，基座的面板腹板及肘板的厚度均为10 mm。该物探船船装备的4台主发电机沿船中对称分布，机组横跨船体14个肋位，重心高度为1 280 mm。为研究此负泊松比浮筏结构是否具有足够的承载强度，单个发电机的重量为19 t，本文运用MSC/Nastran软件计算了浮筏在柴油机组静载荷作用下的静变形及静应力，浮筏结构的最大Von-Mises应力为33.5 MPa，最大垂向位移为8.33 mm。结构强度满足使用要求。

将该浮筏系统应用于此物探船，全船有限元模型及其主发电机-浮筏-基座-船体系统的有限元模型如图8和图9所示。主发电机激振力为运行工况为满载出港工况下，给定的激励频率范围为10～100Hz（1/3倍频程）的主发电机通过隔振器传递到机脚的振动加速度级。其中，机脚号#1～#10为每台柴油机的左右2排对称的10个机脚，机脚位置如图10所示。

图8 全船的有限元模型Fig.8 Full ship finite element model

图9 浮筏-基座-船体系统Fig.9 Floating raft-foundation-hull system

图10 主发电机机脚位置Fig.10 Mounting points of diesel-powered generator sets

根据所给振动加速度级转化后，得到所施加的主发电机机脚的激振加速度如表4所示。

在对应浮筏的机脚处施加上述加速度激励，系统模态阻尼取0.02，对浮筏的振动性能与原船基座进行对比研究。减振性能评估采用振级落差衡量。为防止部分局部点振动带来的误差，船底板的评价点全部取在船底板骨材上，加速度参考级为a0=10-6m/s2。

图11给出了船底板加速度振级，相对于原船主发电机弹性安装于刚性基座上，除了在20 Hz附近的振动强度接近以外，10 Hz以下船底板的振动都有6～10 dB的减小。而随着频率的增大，在100 Hz处，船底板加速度振级有35 dB的削减，体现出负泊松比蜂窝浮筏的高隔振性能。

表4 主发电机机脚激振加速度数据表（mm/s2）Tab.4 Data sheet of main engine foot exciting acceleration（mm/s2）

图11 船底板加速度振级/dBFig.11 Acceleration level of stern bottom plate

在船舶各层甲板选取典型舱室，分析比较负泊松比蜂窝浮筏以及原始基座下各舱室噪声总声压级（见表2）。

通过对比原始基座与负泊松比蜂窝浮筏隔振下各舱室噪声的噪声值，除了机舱附近舱室噪声总声压级均较为接近，船上其他舱室噪声级在使用负泊松比蜂窝浮筏后，相比于原始基座安装方式，噪声级有着3～15 dB的削减。此时，原船噪声级位于CCS噪声舒适性等级2限值边界处的舱室声级均得到了有效的降低。结果显示船上应用负泊松比蜂窝浮筏具有较好的隔振效果，可以显著减小因结构声引起的舱室噪声。图12与图13分别给出了最上层驾驶甲板驾驶室与机舱内集控室在10～10 000 Hz（1/3倍频程）下的舱室噪声级。

该船主发电机组利用负泊松比蜂窝浮筏隔振后，可有效隔离200 Hz以下的结构噪声从而改善船上舱室的中低频舱室噪声，但对200 Hz以上频段的舱室噪声没有显著的改善。