海洋平臺艙室噪聲預報及聲學優(yōu)化設計

惠 寧，周 杰，李茂林，邢攸為，袁清璽

(1. 海洋石油工程股份有限公司，天津 300451；2. 哈爾濱工程大學，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引 言

海洋平臺作為海上的油氣資源開發(fā)的重要裝備，其艙室內(nèi)部噪聲不僅會對平臺內(nèi)部工作人員身心健康產(chǎn)生危害，而且會導致平臺內(nèi)設備、結構的聲振疲勞損傷。近年來，國際海事組織（IMO）MSC.337（91）[1]對船舶、海洋平臺內(nèi)艙室噪聲提出了更加嚴格的限值要求，船舶及平臺內(nèi)部艙室噪聲控制面臨新的挑戰(zhàn)。

統(tǒng)計能量分析方法是一種能夠解決復雜結構系統(tǒng)中高頻聲振預報問題的有效方法，已廣泛應用于海洋平臺、船舶、汽車等眾多領域，并取得較好的工程應用效果[2]。針對損耗因子對艙室噪聲的影響，尤小健等[3]基于經(jīng)驗公式獲取4 組不同的損耗因子，并討論了損耗因子對某新型海洋平臺艙室噪聲的影響，發(fā)現(xiàn)鋼板內(nèi)損耗因子對考核艙室的噪聲級影響范圍約0～10 dB。蘇楠等[4]假定全船損耗因子為定值，基于統(tǒng)計能量法對某船機艙平臺附近的居住艙室進行艙室噪聲特性研究，并提出了增大損耗因子能降低考核艙室自噪聲聲壓級。劉加利等[5]利用理論公式計算各子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子，將其輸入高速列車統(tǒng)計能量模型中研究高速列車氣動噪聲的頻譜特性，并指出速度與氣動噪聲的之間規(guī)律。邢鵬等[6]提出一種基于實驗分析的統(tǒng)計能量法，將實驗測試獲取的內(nèi)損耗因子參數(shù)輸入轎車模型中，且艙室噪聲預報值與實測值吻合較好，表明該方法對車內(nèi)噪聲預報是有效可靠的。

通過上述分析可知，損耗因子是統(tǒng)計能量法中極其重要的輸入?yún)?shù)，損耗因子的精度會影響艙室噪聲特性。為此，本文基于瞬態(tài)衰減法開展海洋平臺典型結構內(nèi)損耗因子特性分析，為海洋平臺艙室噪聲預報提供損耗因子參數(shù)輸入，并對海洋平臺艙室噪聲特性及優(yōu)化進行研究，旨在為海洋平臺艙室噪聲預報及控制提供參考。

1 理論方法

統(tǒng)計能量法（SEA 法）的基本理論是將一個完整的系統(tǒng)離散成多個子系統(tǒng)，子系統(tǒng)通過邊界進行能量交換，建立整個系統(tǒng)能量平衡方程，求解得到各子系統(tǒng)特征參數(shù)[7]。海洋平臺各子系統(tǒng)與其相鄰的子系統(tǒng)的功率流方程為：

式中：∏ini為子系統(tǒng)i的輸入功率；∏dissi為子系統(tǒng)i的損耗功率，其大小為 ∏dissi=ωηiEi，ηi為子系統(tǒng) i的內(nèi)損耗因子；∏ij為子系統(tǒng)i與子系統(tǒng) j之間的傳遞功率，其大小為 ∏ij=ωηijEi-ωηjiEj，其中 ηij為子系統(tǒng)i對子系統(tǒng) j的耦合損耗因子，ηji為子系統(tǒng)j對子系統(tǒng) i的耦合損耗因子。由一系列的子系統(tǒng)功率流方程式聯(lián)立，則可得到方程組：

式 中：ω為頻帶中心頻率，rad/s ；ηi為第 i個子系統(tǒng) 的內(nèi)損耗因子；ηij為第 i個子系統(tǒng)對第 j個子系統(tǒng)的耦合損耗因子；Pˉini為輸入到子系統(tǒng)i的時間平均功率；ni為子系統(tǒng) i的模態(tài)密度。解此方程組可得到每個子系統(tǒng)的能量，再依據(jù)子系統(tǒng)的能量可計算得到系統(tǒng)響應。

2 海洋平臺艙室噪聲預報研究

2.1 海洋平臺艙室噪聲預報模型

以某平臺為研究對象，該平臺長86 m，寬34 m，由生活區(qū)和工作區(qū)兩大部分組成。依據(jù)平臺結構圖、舾裝圖等圖紙資料，建立海洋平臺統(tǒng)計能量模型，板子系統(tǒng)模型如圖1 所示。為較好模擬噪聲在空氣介質中傳遞，建立圖2 所示的聲腔子系統(tǒng)。海洋平臺統(tǒng)計能量模型中接受和傳遞能量的子系統(tǒng)共4 053 個，其中平板子系統(tǒng)1 672 個，聲腔子系統(tǒng)1 708 個?，F(xiàn)以某中層生活區(qū)艙室為艙室噪聲預報對象，該中層生活區(qū)甲板長l =28 m，寬 b=12.5 m，由18 個獨立艙室組成，其中兩人間3、會議室、廣播室、辦公室3、儲藏室、醫(yī)務室等典型生活區(qū)艙室為考核艙室，位置分布如圖3 所示。

圖1 某平臺SEA 模型板子系統(tǒng)Fig. 1 SEA model board subsystem

圖2 某平臺SEA 模型聲腔子系統(tǒng)Fig. 2 SEA model sound cavity subsystem

圖3 某中層甲板考核艙室位置分布示意圖Fig. 3 Schematic diagram of the position distribution of a middledeck assessment cabin

2.2 典型結構內(nèi)損耗因子試驗

為進行海洋平臺艙室噪聲分析，基于瞬態(tài)衰減法[8]開展典型結構內(nèi)損耗因子測試實驗，獲取分析頻帶的損耗因子。以海洋平臺的典型結構為實驗對象，該模型尺寸為1 600 mm×1 300 mm×5 mm。加速度計布置以及力錘激勵點位置如圖4 所示。當力錘在激勵點處施加脈沖激勵，加速度計可測量該結構的振動響應。分析平板等典型結構的自由振動衰減規(guī)律，基于Hilbert 變換得到響應信號的包絡線函數(shù)，得出該激勵下的平均損耗因子。為減小實驗誤差，采用多次測量取平均獲取平臺典型結構在4 次激勵下的平均損耗因子，以a0為基準值，典型結構內(nèi)損耗因子如圖5 所示。

圖4 力捶激勵點與加速度計位置Fig. 4 Force pounding excitation point and accelerometer

圖5 典型結構內(nèi)損耗因子Fig. 5 Internal loss factor in typical structure

由圖5 可知，在20～8 000 Hz 的頻段內(nèi)，典型結構內(nèi)損耗因子數(shù)值整體呈下降趨勢。在20～500 Hz 頻段內(nèi)，平臺典型結構內(nèi)損耗因子隨頻率增加而迅速減小，500～8 000 Hz 頻段內(nèi)，典型結構內(nèi)損耗因子變化隨頻率增大而趨于平緩。

2.3 海洋平臺艙室噪聲特性分析

采用統(tǒng)計能量法必須驗證統(tǒng)計能量預報模型寬頻分析的有效性，模態(tài)數(shù)大于等于5 可滿足計算條件。從圖6 所示的子系統(tǒng)單位帶寬模態(tài)數(shù)可看出，在f ≥31.5 Hz 頻段范圍內(nèi)的模態(tài)數(shù)基本滿足要求，因此利用統(tǒng)計能量法分析考核艙室的噪聲是有效可行的。平臺設備激勵載荷分為空氣激勵載荷及振動激勵載荷。圖7 和圖8 分別給出平臺主要噪聲源設備聲源級頻譜曲線及振動加速度頻譜曲線。

在空氣噪聲載荷和振動噪聲載荷同時作用時，對海洋平臺生活樓考核艙室進行噪聲預報。圖9 為考核艙室聲壓級曲線，表1 為考核艙室聲壓總級。

由圖9 和表1 可知，在31.5～8 000 Hz 的頻段內(nèi)，隨著頻率的增加，考核艙室聲壓級先增加后下降，且頻率在125 Hz 出現(xiàn)峰值。除廣播室和醫(yī)務室外的其他考核艙室均滿足規(guī)范限值要求。為此，需對廣播室和醫(yī)務室進行聲學優(yōu)化處理。

3 海洋平臺艙室噪聲優(yōu)化設計

3.1 超標艙室主導傳遞途徑和主導分量分析

平臺在激勵載荷的作用下，產(chǎn)生的噪聲通過空氣介質和平臺結構2 種途徑傳播。分析空氣噪聲載荷和結構噪聲載荷對超標艙室的貢獻量，明確超標艙室的主導傳遞途徑。在平臺設備振動激勵載荷與空氣噪聲激勵載荷單獨作用下，得出超標艙室噪聲分布，如圖10 所示。

圖6 統(tǒng)計能量模型子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)Fig. 6 Statistical energy model subsystem mode number

圖7 噪聲源設備聲源級曲線Fig. 7 Sound source level curve of equipment

圖8 噪聲源設備振動加速度級曲線Fig. 8 Vibration acceleration level curve of equipment

圖9 考核艙室聲壓級曲線（A 計權）Fig. 9 SPL(A) of assessment cabin

表1 生活樓考核艙室噪聲預報值Tab. 1 Estimation of cabin noise in living building

圖10 超標艙室噪聲組成Fig. 10 Out-of-standard cabin noise composition

由圖10 可知，空氣噪聲載荷對超標艙室貢獻量較大，對艙室噪聲起主導作用。在此基礎上，研究超標艙室主導傳遞分量，確定對其影響最大的設備。廣播室和醫(yī)務室附近的空氣噪聲載荷主要有燃油輸送泵、增壓泵、燃氣透平發(fā)電機、風機、風管及吊機等設備。在上述噪聲源設備單獨作用下，得出各設備載荷對超標艙室噪聲的貢獻量，如圖11 所示。

圖11 超標艙室噪聲單機貢獻量對比Fig. 11 Comparison of single machine contribution to excess cabin noise

由圖11 可知，燃油輸送泵和增壓泵對廣播室噪聲的貢獻量分別為47.5 dB（A）和40.1 dB（A），其貢獻量大于其他設備載荷的貢獻量，表明燃油輸送泵和增壓泵為廣播室的主要噪聲源。燃氣透平發(fā)電機對醫(yī)務室的貢獻量為49.5 dB（A），其貢獻量遠大于其他設備載荷的貢獻量，得出燃氣透平發(fā)電機為醫(yī)務室噪聲的主要噪聲源。由此可知，噪聲超標是由考核艙室附近的燃油輸送泵、增壓泵、燃氣透平發(fā)電機的空氣噪聲引起。

3.2 超標艙室聲學防護處理

考慮海洋平臺空氣噪聲激勵占主導地位及考核艙室噪聲超標的原因，擬在離主要噪聲源設備較近一側的超標艙室艙壁處采取聲學優(yōu)化措施；通過敷設優(yōu)化后的舾裝材料來降低艙室噪聲，且敷設舾裝為海洋平臺常見舾裝材料。表2 給出超標艙室聲學優(yōu)化措施，圖12 為超標艙室聲學處理示意圖。

對超標艙室進行聲學優(yōu)化處理后，在激勵載荷作用下計算超標艙室噪聲水平，超標艙室噪聲預報如表3所示。圖13 給出超標艙室優(yōu)化前后的艙室噪聲對比圖。

表2 超標艙室聲學優(yōu)化措施Tab. 2 Acoustic optimization measures for exceeding the standard cabin

圖12 超標艙室聲學處理Fig. 12 Acoustic treatment of excess compartments

表3 生活樓超標艙室噪聲預報Tab. 3 Prediction of cabin noise in living buildings exceeding the standard

圖13 優(yōu)化前后艙室聲壓級對比圖Fig. 13 SPL(A) of comparison before and after optimization

結合表3 和圖13 可以得出，廣播室、醫(yī)務室聲壓總級分別下降2.4 dB（A）和2.3 dB（A），且均已降到規(guī)范標準噪聲限值以下，表明所提出的聲學優(yōu)化措施合理有效。

4 結 語

本文建立了海洋平臺艙室噪聲預報模型，基于統(tǒng)計能量法和損耗因子測試實驗對海洋平臺艙室噪聲進行仿真計算。在此基礎上，對超標艙室提出合理有效的控制措施。通過以上分析可得出如下結論：

1）在20～8 000 Hz 的頻段內(nèi)，平臺典型結構內(nèi)損耗因子隨頻率增加而減小，在20～500 Hz 頻段內(nèi)損耗因子數(shù)值迅速下降，在500～8 000 Hz 頻段內(nèi)損耗因子趨于平緩。

2）通過對超標艙室進行主導傳遞途徑和主導分量分析可知,空氣噪聲載荷對艙室噪聲起主導作用，且燃油輸送泵和增壓泵為廣播室的主要噪聲源，燃氣透平發(fā)電機為醫(yī)務室噪聲的主要噪聲源。

3）廣播室噪聲超標是由燃油輸送泵和增壓泵的空氣噪聲引起，在靠近燃油輸送泵和增壓泵一側分別敷設75 mm 高隔音復合巖棉板和50 mm 高隔音復合巖棉板進行降噪處理，廣播室聲壓總級下降2.4 dB（A），滿足噪聲限值要求。

4）醫(yī)務室噪聲超標是由燃氣透平發(fā)電機空氣噪聲引起，在靠近燃氣透平發(fā)電機一側敷設75 mm 高隔音復合巖棉板進行降噪處理，醫(yī)務室聲壓總級下降2.3 dB（A），滿足噪聲限值要求。