大深度载人潜水器舱室噪声研究

严 斌，刘文章，黄 河

（中国船舶科学研究中心，江苏无锡 214082）

0 引 言

随着深海载人潜水器结构安全性、设备可靠性等关键技术的相继突破，原来优先级相对较低的潜航员舒适性问题逐步显现。在温度、视觉、光学、声学、人体工程学等诸多指标中，声学舒适性最受关注[1]。噪声问题关乎潜航员的生理和心理健康，它会影响正常的工作交流，分散注意力，给载人潜水器正常航行作业带来安全隐患。船舶行业近年来随着IMO 强制执行舱室噪声新标准[2-3]，围绕船舶振动噪声的评估与控制水平都得到了大幅度提升，也基本实现了旧规范向新规范的平稳过渡。然而，载人潜水器领域的噪声研究工作还处在摸索阶段，评估方法尚未建立，噪声级水平尚处空白，声学设计缺乏衡准与依据。因此，当前亟需开展相关研究填补空白，建立完善载人潜水器领域舱室噪声测试评估与控制技术，这对切实提高潜航员舒适度具有重要意义。

本文以某大深度载人潜水器为研究对象，首先分析了载人舱噪声源的构成及传递路径，并建立了基于统计能量方法[4-5]的舱室噪声计算模型，重点分析舷外设备振动及水下噪声对舱室噪声的贡献量，对比了多个工况下舱内外噪声源激起的舱室噪声，并与试验测试结果进行比对，最后基于计算分析结果提出大深度载人潜水器舱室噪声控制的建议。

1 载人舱噪声激励源分析及测试

1.1 噪声源及传递路径分析

某大深度载人潜水器总体布置如图1 所示，其主体结构包括载人舱、潜水器框架、轻外壳和其它附属结构，以及舷外布置机械传动设备、载人舱内布置操控及大气环境保障设备。

图1 某大深度载人潜水器示意图Fig.1 3D sketch of HOV

载人舱室噪声源是进行声学评估与设计的基础，这些激励设备分别布置在载人舱内和舷外框架结构上，按属性可分为空气直接辐射噪声、机械振动激励的结构噪声以及水下噪声激励的结构噪声。具体的振动噪声传播途径为：舱内风机、空气净化等设备主要向舱内直接辐射空气噪声，同时也激励起少量的壳体结构噪声；舷外的液压源、水泵、推力器等设备向支撑结构部位输入振动能量，经框架—载人舱壳体传递振动引起舱室噪声；以及这些舷外设备向水中辐射噪声，经附近水域传递的声能量也将激励壳体振动引起舱室噪声。

对于上述噪声源，目前唯一相对清晰的是舱室内部的噪声源，通过测试数据能够确定循环风机和二氧化碳吸收装置的空气噪声级约在60 dB（A）上下。而舱外设备的振动噪声源参数还缺乏积累，其频谱特性也不掌握，因此，本文重点分析舷外设备的噪声分量，为后续噪声控制提供依据。

1.2 设备振动噪声源测量

大深度载人潜水器的舷外机械设备安装一般采取刚性连接形式，此时安装基础的机械阻抗会对设备机脚振动产生一定的影响[6]，并且设备需要浸泡在水中进行冷却，在工厂或实验室测试台架进行单机的振动噪声测试都很难将边界条件模拟准确。因此，本文采取实际安装条件下的现场测量来获取主要振动噪声源设备支撑结构位置处的振动加速度级。

测试主要依据GJB 4058-2000《舰船设备噪声、振动测量方法》、GJB 4057-2000《舰船噪声测量方法》、GJB 6850.9-2009《水面舰船系泊和航行试验规程第9 部分：振动试验》和GJB 6850.11-2009《水面舰船系泊和航行试验规程第11 部分：水下噪声测量试验》等标准规范。测试采用的传感器为BK 5958-A型水下加速度计和BK 8100型水听器，测试对象如图2所示。

图2 泵、液压源设备示意图Fig.2 Sketch of two outboard devices

舷外设备的主要性能参数为：1#液压源电机功率3 kW，流量6 L/min；2#液压源电机功率7.5 kW，流量15 L/min；某泵电机功率8 kW，流量1.5 L/min。图3 给出了1#液压源、某泵以及2#液压源支撑框架结构处三分之一倍频程振动加速度级。设备振动加速度级排序为某泵＞1#液压源＞2#液压源，其中某泵为柱塞泵结构，因此，即使是刚性连接振动级也很大。

图3 舷外设备振动加速度级Fig.3 Acceleration level of outboard equipment

通过直接测量设备包络面上的声压计算得到设备水下辐射声功率级，计算结果见图4，应注意由于受测试边界的限制，图中给出的声功率级在有效频率范围和数值上可能存在一定误差，因此这些数据仅作为本次计算的输入，并不能用于评价设备水下辐射噪声水平。此外，某泵无法单独开启，需要1#液压源作为驱动。从辐射声功率曲线看，这些设备的水下辐射噪声量级都很高，水下噪声源声功率级的排序为：某泵+1#液压源＞2#液压源＞1#液压源，这个排序基本与设备功率大小排序一致。

图4 舷外设备水下辐射声功率Fig.4 Underwater radiated sound power level of outboard equipment

2 载人舱室噪声仿真分析

2.1 统计能量法基本理论

舱室噪声的计算分析一般采用统计能量方法。该方法的基本原理是将整个分析对象划分成若干子系统，子系统的类型包括各种类型的梁、板以及声腔，通过建立并求解各子系统间的能量平衡方程来获得整个系统的响应。

能量平衡方程可表示为

式中，D为n×λ阶连接矩阵，Y为λ×λ阶耦合损耗矩阵，Z为n×n阶内部损耗矩阵，N为n×n阶模态矩阵，E为n× 1阶子系统能量矩阵，ω为计算频率，W为n× 1阶外部输入能量矩阵，λ为子系统间的连接枝数。

通过解能量平衡方程便可得到各子系统的能量Ei，进而求得各子系统的振动参数。

对于结构子系统，它的振动速度均方值为

式中，Ei和Mi分别为第i个子系统的能量和质量。

对于封闭空间声场子系统，它的声压均方值为

式中：Zc为封闭空间声场的声阻抗；Mi为第i个子系统的质量，即封闭空间声场的空气质量。

2.2 统计能量分析模型

本文采用已经被最广泛应用的统计能量软件ESI VA One 来进行载人潜水器舱室噪声计算分析。建立载人潜水器的统计能量分析模型主要考虑载人舱、框架结构、浮力材料、舷间水介质、轻外壳以及舱内空气声腔等子系统，简化一些对振动噪声影响较小的附件。其中浮力材料无法采用确切的子系统模拟，本文采用腔体子系统模型来近似，相关的参数采用实验测试值：浮力材料密度为700 kg/m3、声速为2439 m/s、吸声系数为0.6。涉及水声的传播，舷间水同样也采用声腔子系统模拟。其余结构采用梁板子系统。在设备安装位置施加振动加速度边界条件和设备水下辐射声功率来模拟激励情况，计算模型如图5所示。该模型中由于载人舱需承受大深度静压，壳体设计厚度较大，导致低频模态密度较低，全部子系统模态密度都严格满足统计能量使用条件的下限频率500 Hz，因此下文中125 Hz和250 Hz两个中心频率的计算结果仅作参考。

图5 统计能量模型Fig.5 SEA model of HOV

2.3 某大深度载人潜水器舱室噪声仿真及验证

通过上述统计能量模型计算了三个工况下的舱室噪声，分别为1#液压源单独开启工况、2#液压源单独开启工况和1#液压源+某泵组合开启工况。

图6 给出了1#液压源单开工况下的舱室噪声各分量构成，其中1#液压源水下噪声引起的舱室噪声计算值为53.7 dB（A），振动引起舱室噪声计算值为63.4 dB（A）。舱室内部风机、二氧化碳吸收装置等空气噪声源引起的舱室噪声实测值为62.6 dB（A），总噪声评估结果为66.3 dB（A）。该工况下舷外设备的振动与舱内空气噪声源贡献量相当。舷外设备水下噪声并没有前两者引起的舱室噪声分量高。图7给出了该工况舱室噪声A声级计算结果与测试结果的对比，其中舱室噪声测试结果为整个可听频段。结果表明：A声级倍频程数据中125 Hz及以下的低频段噪声量对总声级贡献量较小，可以忽略；在中高频段噪声能量集中区域的吻合程度较好，总声级误差仅0.1 dB。而在中高频段使用统计能量方法的条件又是成立的，说明计算方法可行、结果可信。

图6 1#液压源单开工况各舱室噪声分量比较Fig.6 Comparison of canbin-noise calculated components due to different sources excited by 1#hydraulic state

图7 1#液压源单开工况舱室噪声计算与实测结果对比Fig.7 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 1#hydraulic state

图8 给出了2#液压源单开工况下的舱室噪声各分量构成，其中计算得到的2#液压源水下噪声引起的舱室噪声为58.1 dB（A），振动引起的舱室噪声为74.2 dB（A），舱室内部噪声源引起的噪声分量实测值仍为62.6 dB（A），总噪声评估结果为74.6 dB（A）。该工况下舷外设备的振动是舱室空气噪声的最大激励源，远高于舷外噪声与舱内噪声源的贡献。图9给出了该工况舱室噪声A声级计算结果与测试结果的对比，与前文结论类似，低频段噪声可以忽略，中高频噪声能量集中区域除2 000 Hz 外二者基本一致，总声级误差为4.1 dB。

图8 2#液压源单开工况各舱室噪声分量比较Fig.8 Comparison of the canbin-noise calculated components due to different sources excited by 2#hydraulic state

图9 2#液压源单开工况舱室噪声计算与实测结果对比Fig.9 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 2#hydraulic state

图10给出了1#液压源与某泵组合开启工况的舱室噪声各分量构成，其中计算得到的舷外水下噪声引起的舱室噪声分量为54 dB（A），振动引起的舱室噪声分量为70.3 dB（A），舱室内部噪声源分量仍为62.6 dB（A），总噪声评估结果为71.1 dB（A）。该工况下舷外设备的振动仍是舱室空气噪声的最大激励源，高于舷外噪声与舱内噪声源的贡献。图11 给出了该工况舱室噪声A 声级计算结果与测试结果的对比，总声级误差为2.7 dB。

图10 1#液压源+某泵组合开启工况各舱室噪声分量比较Fig.10 Comparison of canbin-noise calculated components due to different sources excited by 1#hydraulic state&one pump

图11 1#液压源与某泵组合开启工况舱室噪声计算与实测结果对比Fig.11 Comparison of calculated and measured canbin-noise results excited by 1#hydraulic state&one pump

3 结 论

大深度载人潜水器舱室噪声能量主要集中250～4 000 Hz 频段，适合采用统计能量理论方法进行相关的振动噪声计算分析。本文针对一型大深度载人潜水器进行了浮力材料等相关子系统的简化处理，并完成了三个工况舱室噪声的计算分析，总声级误差在0.1-4.1 dB（A），说明这套方法适用于载人潜水器的舱室噪声评估。从各传递途径噪声分量计算结果可以发现，单套舷外设备通过水声传递途径引起的舱室噪声分量在55 dB（A）上下，小于舱内空气噪声源的贡献量。而舷外设备通过结构振动传递途径引起的舱室噪声分量大于舱内空气噪声源，并且有可能产生超过70 dB（A）的高噪声。依据计算结果数据，可将噪声源贡献量排序为：舷外设备振动＞舱内空气噪声源＞舷外设备水下噪声。因此大深度载人潜水器舱室噪声舒适度取决于对舷外设备振动以及舱内设备噪声的控制水平，相关建议可归纳为：

（1）对舷外液压源、泵类设备以及舱内风机类设备提出振动噪声限值要求，提高深海低噪声设备研发能力，从源头降低噪声；

（2）在确保设备/系统安全的条件下，对舷外设备进行隔振安装，并优化框架结构以提高振动衰减量，从传递路径上降低噪声；

（3）载人舱内适当考虑敷设吸声材料或构件来控制舱内噪声，这会牺牲一定的有效载荷，需要总体统筹考虑；

（4）载人舱内可采取主动降噪措施，进一步降低特定区域和频段内的噪声。