全回轉(zhuǎn)拖輪艙室振動(dòng)噪聲預(yù)報(bào)與控制

溫華兵，劉甄真，陳 寧

（江蘇科技大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212003）

0 引 言

全回轉(zhuǎn)拖輪是指在原地可以360°自由轉(zhuǎn)向的拖輪。由于動(dòng)力設(shè)備多、功率大，以及在機(jī)艙內(nèi)布置的復(fù)雜性，長(zhǎng)期以來(lái)拖輪艙室的振動(dòng)噪聲問(wèn)題較為突出，嚴(yán)重影響船員的舒適度與船用設(shè)備的使用壽命。2012年國(guó)際海事組織（IMO）設(shè)計(jì)與設(shè)備分委會(huì)（DE）第53次會(huì)議對(duì)船舶艙室噪聲的限制修訂規(guī)定：駕駛室的聲壓級(jí)應(yīng)低于65 dB（A），休息室的聲壓級(jí)應(yīng)低于55 dB（A），工作區(qū)的聲壓級(jí)應(yīng)低于80 dB（A）。振動(dòng)噪聲國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)范值不斷降低，使得全回轉(zhuǎn)拖輪的減振降噪設(shè)計(jì)難度增加，迫切需要在設(shè)計(jì)階段預(yù)報(bào)船舶艙室振動(dòng)噪聲特性并提出有效控制措施。

Senjanovic[1]采用一維和三維有限元分析船舶結(jié)構(gòu)的振動(dòng)模態(tài)。Wu[2]和Iijima[3]等人提出波浪載荷引起的船舶結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)響應(yīng)有限元法計(jì)算方法。鄒春平等人[4]利用有限元法研究了動(dòng)力設(shè)備作用下船舶結(jié)構(gòu)的振動(dòng)和水下聲輻射特性。對(duì)船舶這樣大型復(fù)雜結(jié)構(gòu)的振動(dòng)和聲學(xué)預(yù)報(bào)，需要把結(jié)構(gòu)振動(dòng)、結(jié)構(gòu)與流體介質(zhì)的相互作用和聲學(xué)問(wèn)題結(jié)合起來(lái)，需求解大矩陣的結(jié)構(gòu)振動(dòng)和聲場(chǎng)耦合動(dòng)力方程，工作量相當(dāng)大[5]，為此，Roger[6]使用動(dòng)態(tài)縮聚法進(jìn)行耦合結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的中頻振動(dòng)分析。統(tǒng)計(jì)能量法[7-8]引入損耗因子，運(yùn)用簡(jiǎn)單的功率流平衡方程，適用于高頻、密集模態(tài)的復(fù)雜結(jié)構(gòu)，是船舶高頻噪聲預(yù)報(bào)的有效方法。本文以全回轉(zhuǎn)拖輪為研究對(duì)象，研究了艙室振動(dòng)噪聲的預(yù)報(bào)方法及控制技術(shù)，對(duì)全回轉(zhuǎn)拖輪艙室低噪聲設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。

1 全回轉(zhuǎn)拖輪的主要振源與噪聲源分析

本文研究的對(duì)象為36 m全回轉(zhuǎn)拖輪，船長(zhǎng)36.8 m，船高10.9 m，船體結(jié)構(gòu)重約182 t，水線長(zhǎng)35.5 m，型寬10 m，型深4.4 m，船體結(jié)構(gòu)為Q235鋼材；采用雙機(jī)、雙槳?jiǎng)恿ρb置推進(jìn)形式，主機(jī)型號(hào)為YAMA-6EY26W，額定功率1 800 kW，額定轉(zhuǎn)速750 r/min，齒輪箱轉(zhuǎn)速比為3.1，螺旋槳采用4葉槳。

圖1 噪聲源的聲功率頻譜Fig.1 Sound power spectrum of noise source

圖2 振動(dòng)源的激振力頻譜Fig.2 Exciting force spectrum of vibration source

船舶振動(dòng)源包括：主機(jī)、發(fā)電機(jī)組、通風(fēng)和空氣調(diào)節(jié)系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)，以及螺旋槳，其中主機(jī)、發(fā)電機(jī)組和螺旋槳的周期性干擾力是導(dǎo)致船體穩(wěn)定強(qiáng)迫振動(dòng)的主要振動(dòng)源。計(jì)算時(shí)將主機(jī)和發(fā)電機(jī)組的激振力直接加載在船體基座結(jié)構(gòu)上，螺旋槳產(chǎn)生的脈動(dòng)壓力轉(zhuǎn)化為螺旋槳對(duì)舵機(jī)艙底板上的激振速度。船舶噪聲源包括：主機(jī)噪聲、發(fā)電機(jī)組噪聲和螺旋槳噪聲，其中主機(jī)噪聲是船舶噪聲源中最主要的噪聲源。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[9]可獲得主機(jī)、發(fā)電機(jī)組的激振力頻譜和螺旋槳的激勵(lì)頻譜，根據(jù)臺(tái)架實(shí)驗(yàn)測(cè)量可獲得主機(jī)、發(fā)電機(jī)組的聲功率頻譜，如圖1～3所示。

圖3 螺旋槳的激振速度頻譜Fig.3 Exciting velocity spectrum of propeller

2 全回轉(zhuǎn)拖輪的振動(dòng)噪聲預(yù)報(bào)

2.1 基于有限元法的艙室結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)預(yù)報(bào)

為減少船體結(jié)構(gòu)的局部模態(tài)，縮短計(jì)算時(shí)間，提高計(jì)算精度，采用超單元法建立拖輪有限元模型，如圖4所示。模型中共有 4 588個(gè)節(jié)點(diǎn)，6 599個(gè)單元；其中甲板、內(nèi)底、橫縱艙壁、縱桁（雙層底縱桁及甲板縱桁）腹板等各種板殼結(jié)構(gòu)用板單元模擬；加強(qiáng)材、支柱及型材面板用梁?jiǎn)卧M。

超單元可以看作一種子結(jié)構(gòu)。即模型被分為若干個(gè)超單元，分別單獨(dú)處理各超單元以得到一組減縮矩陣。將各超單元的這些減縮矩陣組合到一起形成一個(gè)殘余結(jié)構(gòu)解。然

后用裝配解的結(jié)果對(duì)各超單元進(jìn)行數(shù)據(jù)恢復(fù)（計(jì)算位移、應(yīng)力等）。

對(duì)于固定界面模態(tài)綜合超單元法[10]，超單元的運(yùn)動(dòng)方程：

圖4 36 m全回轉(zhuǎn)拖輪超單元模型Fig.4 Superelement model of 36 m full-turning tug

其中：Mss、Mmm和Kss、Kmm分別表示副、 主自由度描述的質(zhì)量和剛度矩陣，Msm、Mms和Ksm、Kmm分別表示副、主自由度耦合的質(zhì)量和剛度矩陣，xm、xs分別表示副、主自由度位移陣列，f表示對(duì)接力陣列。

其中：ω表示某一階固有頻率，則有：

固定界面坐標(biāo)xm，即約束全部界面坐標(biāo)xm=0，則由（2）式可以推導(dǎo)出：

由（3）式求出滿足以下條件的固定界面正則主模態(tài)Φ：

其中：pi表示超單元固定界面下的固有頻率。由（4）式可知 ：

將（3）式和（5）式代入（2）式可以求出：

記模態(tài)矩陣 Φ=［ΦkΦd］，其中 Φk表示高階模態(tài)，如果（6）式中取完整的 Φ 矩陣，那么（6）式就得到了完全精確的動(dòng)力縮聚運(yùn)動(dòng)方程；如果忽略高階模態(tài)Φk的存在，那么根據(jù)（6）式就可以獲得指定精度的動(dòng)力縮聚運(yùn)動(dòng)方程。

注意到（6）式給出的僅僅是一個(gè)超單元縮聚到界面主坐標(biāo)下的運(yùn)動(dòng)方程，要生成裝配體超單元還要利用界面位移協(xié)調(diào)條件得到整體系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程：

其中：Bi（i=1,2,…,k）表示波爾裝配矩陣。

本文用振動(dòng)速度級(jí)表示艙室振動(dòng)的水平，定義振動(dòng)速度級(jí)：

其中：ν0為基準(zhǔn)值，取1×10-9m/s。計(jì)算得到對(duì)振動(dòng)舒適性要求較高的會(huì)議室、船員室、駕駛室和船長(zhǎng)室的總速度級(jí)計(jì)算結(jié)果分別為59.9 dB、58.8 dB、48.9 dB和61.7 dB，振動(dòng)速度級(jí)的三分之一倍頻程頻譜圖如圖5所示，其頻譜特征為以100 Hz以下的低頻振動(dòng)為主，振動(dòng)峰值出現(xiàn)在20 Hz。

圖5 全回轉(zhuǎn)拖輪艙室振動(dòng)預(yù)報(bào)結(jié)果Fig.5 Cabin prediction result of full-turning tu g

圖6 會(huì)議室振動(dòng)速度頻譜Fig.6 Spectrum of vibration velocity of meeting room

為了驗(yàn)證仿真預(yù)報(bào)結(jié)果的正確性，在主機(jī)處于100%負(fù)荷工況 （即轉(zhuǎn)速為750 r/min）時(shí)，采用MVP-2C振動(dòng)分析儀，對(duì)同型號(hào)實(shí)船進(jìn)行了振動(dòng)實(shí)驗(yàn)。圖6為會(huì)議室底板結(jié)構(gòu)振動(dòng)頻譜的實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比，表1為4個(gè)主要艙室底板結(jié)構(gòu)振動(dòng)速度的仿真結(jié)果誤差。結(jié)果表明，振動(dòng)速度頻譜曲線的變化趨勢(shì)一致，預(yù)測(cè)結(jié)果的誤差小于4 dB，滿足工程精度要求，說(shuō)明所建立的船體結(jié)構(gòu)超單元模型能夠較好地反映實(shí)際結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性。

表1 艙室振動(dòng)速度級(jí)（單位：dB）Tab.1 Vibration velocity level of cabins

2.2 基于統(tǒng)計(jì)能量法的艙室噪聲預(yù)報(bào)

將全回轉(zhuǎn)拖輪的船體結(jié)構(gòu)和艙室劃分為n個(gè)存儲(chǔ)能量的振動(dòng)模態(tài)群（即物理子結(jié)構(gòu)），據(jù)此建立拖輪的能量平衡方程為：其中：P1,in為螺旋槳的輸入功率，P2,in為柴油機(jī)的輸入功率，P3,in為發(fā)電機(jī)組的輸入功率，ω是分析帶寬內(nèi)的中心頻率，Ei、ηi分別是i子系統(tǒng)的能量和內(nèi)損耗因子，ηi j是振動(dòng)能量從i子系統(tǒng)傳至j子系統(tǒng)的耦合損耗因子，耦合損耗因子之間滿足互易原理：

其中：ni表示子系統(tǒng)的模態(tài)密度。

在已知輸入功率P1,in、P2,in和內(nèi)損耗因子ηi的情況下，就能求解方程獲得子系統(tǒng)能量Ei，由Ei求解所需要的振動(dòng)級(jí)和聲壓級(jí)等動(dòng)力學(xué)參數(shù)。

對(duì)每個(gè)結(jié)構(gòu)或聲學(xué)子系統(tǒng)，具有一個(gè)與其時(shí)間平均或空間平均振動(dòng)速度νi或者聲壓pi成比例的穩(wěn)態(tài)能量關(guān)系。對(duì)于質(zhì)量為Mi的結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，有：

對(duì)于體積為Vi的封閉空間聲場(chǎng)子系統(tǒng)，有：

其中：ρ為聲場(chǎng)介質(zhì)密度；c為聲速。

建立的全船SEA模型包括131個(gè)聲腔和438個(gè)板結(jié)構(gòu)。為考慮流體對(duì)船體結(jié)構(gòu)的耦合作用，將外界流場(chǎng)簡(jiǎn)化為4個(gè)半無(wú)限流子系統(tǒng)，并與船體兩邊的舷側(cè)及船底相互耦合。

圖7 艙室振動(dòng)噪聲能量分布圖Fig.7 Vibration noise energy distribution of cabins

圖8 全回轉(zhuǎn)拖輪艙室噪聲預(yù)報(bào)結(jié)果Fig.8 Cabin prediction result of full-turning tug

表2 仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的誤差Tab.2 The errors between simulation results and experimental results

圖9 會(huì)議室聲壓級(jí)對(duì)比Fig.9 Comparison of SPL of meeting room

圖7為計(jì)算得到的艙室振動(dòng)噪聲能量分布圖，在所有艙室中，安裝主機(jī)的機(jī)艙內(nèi)的噪聲最大，達(dá)到116.8 dB（A），其次是舵機(jī)艙為82.8 dB（A），船舶艏部和上層建筑頂部的艙室噪聲相對(duì)較低，因此，在船舶設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)將噪聲指標(biāo)低的生活艙室布置在遠(yuǎn)離機(jī)艙的位置。圖8為艙室噪聲的預(yù)報(bào)結(jié)果頻譜圖，其最大值出現(xiàn)在160 Hz頻率處，會(huì)議室、船員室、駕駛室和船長(zhǎng)室的總聲壓級(jí)分別為74.9 dB（A）、75.4 dB（A）、69.9 dB（A）和79.3 dB（A），遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)了船舶艙室噪聲的規(guī)范值，尤其船長(zhǎng)室是降噪的重點(diǎn)區(qū)域。

為了驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性，采用丹麥B&K2250噪聲分析儀進(jìn)行了同型號(hào)實(shí)船艙室噪聲實(shí)驗(yàn)。圖9和表2為實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果的對(duì)比，頻譜圖的曲線變化趨勢(shì)基本一致，預(yù)測(cè)結(jié)果的平均誤差小于6.7 dB（A），說(shuō)明所建立的艙室噪聲預(yù)報(bào)模型能夠基本反映拖輪艙室內(nèi)部的噪聲特性。

2.3 振動(dòng)噪聲預(yù)報(bào)結(jié)果分析

實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，船長(zhǎng)室的振動(dòng)速度和聲壓級(jí)最大，駕駛室的振動(dòng)速度和聲壓級(jí)最小。這是由于船長(zhǎng)室布置在主要振動(dòng)噪聲源機(jī)艙的隔壁，而駕駛室位于拖輪上層建筑的最上方，離機(jī)艙的距離較遠(yuǎn)，振動(dòng)噪聲源在船體結(jié)構(gòu)中傳播時(shí)，隨著傳播范圍擴(kuò)大而產(chǎn)生能量擴(kuò)散作用，以及船體結(jié)構(gòu)阻尼的作用引起能量損耗，船舶艙室振動(dòng)噪聲的幅值隨著機(jī)艙距離的增加而下降。

拖輪艙室的振動(dòng)噪聲結(jié)果仍存在一定的誤差，其原因主要有以下4個(gè)方面：（1）拖輪在工作過(guò)程中受到風(fēng)浪等外界環(huán)境因素的影響，仿真模型并不能完全模擬拖輪的實(shí)際工作狀態(tài)；（2）拖輪實(shí)際工作時(shí)還受到機(jī)艙水泵、風(fēng)機(jī)等其它輔機(jī)設(shè)備的激勵(lì)，而仿真模型忽略了這些激勵(lì)的作用；（3）在建立拖輪的仿真模型時(shí)，對(duì)拖輪內(nèi)部的舾裝及局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)化；（4）難以得到準(zhǔn)確的船體結(jié)構(gòu)及艙室內(nèi)部阻尼損耗因子。

3 全回轉(zhuǎn)拖輪振動(dòng)噪聲控制方案

3.1 主機(jī)單層隔振處理

將動(dòng)力設(shè)備與船體基座的剛性聯(lián)接改為彈性聯(lián)接，能減弱傳遞到船體基座的振動(dòng)能量，從而實(shí)現(xiàn)船舶艙室減振降噪的目的。由于主機(jī)是全回轉(zhuǎn)拖輪的主要振動(dòng)源，對(duì)主機(jī)采取單層隔振設(shè)計(jì)，在柴油機(jī)下安裝10個(gè)AV/C2S型橡膠隔振器，其垂向剛度為3 400 kN/m，水平剛度為3 300 kN/m，隔振系統(tǒng)垂向固有頻率為8.5 Hz。

表3 各艙室的減振效果（單位：dB）Tab.3 Vibration damping effect of cabins

表4 各艙室的降噪效果（單位：dB（A））Tab.4 Noise damping effect of cabins

圖10 駕駛室的艙室噪聲Fig.10 The cabin noise of cab

圖11 丙棉氈的材料吸聲系數(shù)Fig.11 Acoustical absorption coefficient of cotton blanket

對(duì)主機(jī)采取單層隔振措施后，可以減少由主機(jī)振動(dòng)引起的船體結(jié)構(gòu)振動(dòng)和艙室噪聲水平。表3為各艙室隔振前與隔振后的振動(dòng)速度仿真結(jié)果對(duì)比，其振動(dòng)隔振效果接近5 dB，振動(dòng)舒適性得到明顯改善。表4為各艙室隔振前與隔振后的噪聲聲壓級(jí)對(duì)比，距離機(jī)艙較近的船長(zhǎng)室的降噪效果最明顯，達(dá)到9.8 dB（A），其它艙室的降噪效果也接近4 dB。圖10為駕駛室的艙室噪聲仿真結(jié)果對(duì)比圖，由于主機(jī)隔振在高頻的隔振效果比低頻明顯，因而艙室的降噪效果也主要體現(xiàn)在高頻范圍。

3.2 艙室吸聲降噪處理

采用多孔吸聲材料進(jìn)行吸聲降噪是控制船舶艙室噪聲的常用手段。當(dāng)聲波入射至多孔材料表面時(shí)，激發(fā)起微孔內(nèi)的空氣振動(dòng)，空氣與固體筋絡(luò)間產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，由于空氣的粘滯性，在微孔內(nèi)產(chǎn)生相應(yīng)的粘滯阻力，使振動(dòng)空氣的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能，從而實(shí)現(xiàn)吸聲降噪。常用的吸聲材料有羊毛氈、玻璃棉、多孔海綿、丙棉氈、針刺棉等?？紤]到船舶艙室的環(huán)保要求和吸聲性能，本文選用新型吸聲材料丙棉氈為吸聲材料，該材料在艙室噪聲峰值160 Hz頻率附近及較寬頻率范圍內(nèi)具有較高的吸聲系數(shù)，如圖11所示。

在駕駛室、會(huì)議室、船長(zhǎng)室和船員室的艙壁和艙頂內(nèi)粘貼丙棉氈多孔吸聲材料，表5為各艙室的降噪效果仿真結(jié)果對(duì)比，由于丙棉氈吸聲材料的寬頻吸聲性能，會(huì)議室和船員室的降噪效果接近7 dB，駕駛室和船長(zhǎng)室的降噪效果接近5 dB，粘貼丙棉氈多孔吸聲材料后各艙室噪聲的舒適性得到明顯改善。圖12為駕駛室的降噪效果對(duì)比圖，其在較寬頻率范圍取得了良好的降噪效果。

3.3 主機(jī)隔振與艙室吸聲綜合處理

為了取得更好的艙室減振降噪效果，同時(shí)采用主機(jī)隔振與艙室吸聲綜合處理，仿真得到各艙室的降噪效果如表6所示，其中會(huì)議室和船員室艙室噪聲降低了11 dB（A），駕駛室和船長(zhǎng)室艙室噪聲降低了約10dB（A），降噪效果十分顯著。圖13為駕駛室的降噪效果仿真結(jié)果對(duì)比圖，綜合處理措施與主機(jī)隔振、艙室吸聲措施相比，降噪效果在50Hz以上的寬頻范圍內(nèi)明顯得到提高。

表5 各艙室的降噪效果（單位：dB（A））Tab.5 Noise damping effect of cabins

表6 各艙室的降噪效果（單位：dB（A））Tab.6 Noise damping effect of cabins

圖12 駕駛室的艙室噪聲Fig.12 The cabin noise of cab

圖13 駕駛室的艙室噪聲Fig.13 The cabin noise of cab

4 結(jié) 論

全回轉(zhuǎn)拖輪艙室振動(dòng)噪聲計(jì)算表明，艙室振動(dòng)以100 Hz以下的低頻振動(dòng)為主，仿真結(jié)果誤差小于4 dB，艙室噪聲的峰值主要在160 Hz，仿真結(jié)果誤差小于7 dB。船長(zhǎng)室的振動(dòng)速度和聲壓級(jí)最大，是該船舶艙室減振降噪的重點(diǎn)區(qū)域，其噪聲主要來(lái)自主機(jī)振動(dòng)激勵(lì)和聲功率輻射，駕駛室、船員室和船長(zhǎng)室的噪聲主要來(lái)自主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲輻射。

主機(jī)是艙室振動(dòng)噪聲的主要激勵(lì)源，采用主機(jī)單層隔振措施，可有效控制船體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)及其輻射噪聲，對(duì)各艙室的減振效果為4～5 dB，降噪效果為4～10 dB。在各艙室內(nèi)部粘貼丙棉氈多孔吸聲材料，對(duì)艙室的降噪效果達(dá)到5～7 dB。采用主機(jī)單層隔振與艙室吸聲綜合措施，對(duì)各艙室的降噪效果達(dá)到近10 dB，可顯著提高艙室振動(dòng)噪聲的舒適性。

本文提供的全回轉(zhuǎn)拖輪艙室振動(dòng)噪聲預(yù)報(bào)方法及控制技術(shù)，對(duì)船舶艙室減振降噪設(shè)計(jì)具有參考價(jià)值。