张 俊，汤伟民，姚立纲，林 昱，高登攀

（1.福州大学 机械工程及自动化学院，福州350116； 2.福建东南造船有限公司，福州350015；3.福建省高等学校海洋工程装备设计制造工程研究中心，福州350108；4.福建省船舶与海洋工程结构性能联合创新重点实验室，福州350116）

为避免高噪声环境对船员及设备造成损伤[1,2]，现代船舶需满足严苛的静音设计要求。然而，复杂的船舶结构、众多的船用设备及繁杂的噪声来源，容易引起相关舱室噪声超标。为解决建造完成后的舱室噪声超标问题，船舶设计人员仍需根据经验在船舱相关部位增设阻尼材料和隔声材料。这一“亡羊补牢”的做法可能导致所敷设材料与已有设备发生干涉，且过厚的铺层也可能会影响舱内布局。若能在设计阶段判明噪声传播路径及其分布状况，并据此制定合理的降噪方案，将有助于保证舱内设备的合理布局与顺利安装。

为实现上述目标，需建立船舶的结构噪声模型，准确预估各舱室的噪声分布。目前，船舱噪声的预估常采用有限元法(Finite Element Method，FEM）、边界元法(Boundary Element Method，BEM）和统计能量法(Statistical Energy Analysis，SEA)等数值方法[3]。需要指出的是，对于船舶这类多模态复杂结构声振问题，传统的有限元法、边界元法因计算量大、求解困难并不适用。相比之下，统计能量法可将子系统的能量作为统计量来求解其动力学平均响应，具有计算量小、求解简单等优点，因此非常适用于船舶等多模态复杂结构的噪声分析。

夏代波等[4]基于统计能量法思想，采用VA one软件对三体船的舱室噪声进行了预估。采用同样方法，张清等[4]建立了钻井辅助驳船的声学模型，并分析了该船的噪声能量传递特性。张国军等[6]利用统计能量法，对某高超声速飞行器的结构声振动问题开展了相关研究。Antonio Culla 等[7]采用统计能量法分析了某型直升机子系统间的能量流动情况，并据此制定了多目标优化方案。借助统计能量分析方法，刘加利[8]和张媛媛[9]分别探究了高速列车气动噪声与车速间的关系以及约束阻尼层厚度对列车外地板隔声量的影响。尹俊忠等[10]利用统计能量法解决了压缩机排气管道系统的振动噪声问题。除此之外，统计能量法亦用于解决汽车[11-12]、航天器[13-14]、桥梁[15]、建筑[16]等领域的噪声问题。

鉴于统计能量法在解决复杂结构声振问题的优势，本文拟将其用于指导福建东南造船有限公司承建的某300 吨级渔政船的静音设计。首先，根据设计图纸建立船舶的几何模型和结构有限元模型；其次，借助VA one 软件创建全船的SEA 模型，据此预估船舶各主要舱室的噪声；再依据国际海事组织（IMO）制定的《船上噪声等级规则》，判断相关舱室的噪声是否超标；最后，根据噪声分布状况及噪声源对舱室噪声的影响规律，制定合理的降噪方案。

1 统计能量法的基本原理

统计能量法的基本思想是将复杂系统按模态相似原则分解为多个模态群以获得若干个便于独立分析的子系统。

子系统间功率流平衡方程可表述为[17]：

式中：

ηi——子系统i在带宽Δω内的自损耗因子；

ηij——子系统i与子系统j间的耦合损耗因子；

ni——子系统i的模态密度；

——子系统i在带宽Δω内的振型能量；

ω——分析中心频率；

Pˉi——外界对子系统i的输入功率。

给定各子系统的输入功率、自损耗因子及耦合损耗因子，由(1)式可得子系统i的平均能量。

由于各子系统的平均能量与其振动速度或声压成比例，故可由子系统的平均能量确定其他物理参数，如壁板平均振动速度、舱室平均声压等。

对质量为Mi的子系统，其平均振动速度vˉi为

对体积为Vi的声腔，其平均声压为

式中：ρ为声传播介质的密度，c为声速。

2 渔政船声振结构建模

不失一般性，以某型300 吨级渔政船为研究对象，采用统计能量法建立其声振结构模型，相关建模方法同样适用于其他类型的船舶。

2.1 渔政船结构及几何建模

该300吨级渔政船的基本参数如表1所示。

根据建造图纸和设计参数进行渔政船的几何建模。建模时，依照中国船级社对船舶声学分析的建模要求，忽略渔政船内部的内饰、桌椅等，并采用板来表征甲板、船体外板、舱壁、龙骨板等结构[18]。所建渔政船的三维几何模型及其舱室布局如图1所示。为清晰计，图中未注明甲板区域为通道及梯道。

表1 300吨级渔政船基本参数

图1 渔政船几何模型

2.2 渔政船网格划分及SEA建模

针对图1的渔政船几何模型，利用Hypermesh中的2D 网格对其进行划分。所划分的单元尺寸主要依据船体结构尺寸来定。鉴于该船的肋距为0.5 m，为单元划分简便，取1 个肋距2 个单元，设定网格总体尺寸为0.25 m。同时，为保证板结构单元的划分质量，需对边界结点进行融合。经此处理后，可得如图2所示的全船有限元模型。

图2 渔政船有限元模型

将图2的有限元模型导入声学分析软件VA one中，建立该船的SEA 模型。建模时，需对板材厚度加以区分，且需对形成T型连接的板材分开建模，其中定义了6种不同的板材，如表2所示。

表2 渔政船各板材使用情况

根据SEA 建模规范[18]，将船上钢板建成平板子系统，钢板围成的封闭腔体建成独立的声腔子系统，并将所有板子系统和声腔子系统建立自动连接，模拟舱室边界。在建立船舶的统计能量分析模型时，还需考虑外部流场的影响。以水线为标准，将渔政船分为上、下两部分。其中，上部流场为空气，采用软件默认设置；下部流场为海水，采用半无限流场模拟海水对船体影响。建立全船的SEA 分析模型，结果如图3所示，包括444 个板子系统和66 个声腔子系统。

图3 渔政船SEA分析模型

2.3 渔政船输入激励整定

船舶在健康状态满载航行时，船上噪声来源多且杂，包括主机辐射噪声、主机结构噪声、螺旋桨噪声、船用空压机噪声、船用通风机噪声等。而其中空压机噪声、通风机噪声除与设备自身性能有关，还与管道排布及安装有关。为分析简便，本文暂未考虑以上因素，待实船建成后结合实测数据，再做进一步处理。故本文仅考虑主机辐射噪声、主机结构噪声和螺旋桨噪声为主要激励源。

其中，辐射噪声用声功率级Lw表示，结构噪声用加速度级La表示，可依据如下经验公式推算[18]。

主机辐射噪声估算式为

式中：Pe为主机额定功率；Cw为辐射噪声倍频程修正值，其取值如表3所示。

主机工作时产生的结构噪声估算式为

式中：m为主机质量；ne为主机额定转速；n为工作转速；Ca为主机振动倍频程修正值，其取值如表4所示。

该渔政船的主机为高速柴油机，型号KTA50-M2，单机重5 166 kg，额定功率为1 398 kW，额定转速为1 950 r/min。由式（4）、式（5），可得主机噪声源估算值如表5。

螺旋桨推进装置噪声La′的估算式如下

式中：M为螺旋桨桨数，N为单桨叶数，D为螺旋桨直径，np为螺旋桨额定转速。

该渔政船由2个螺旋桨驱动，每个螺旋桨有5只叶片，螺旋桨直径为1.36 m，转速为603.5 r/min。由式（6）可估算倍频程上螺旋桨的噪声值为109 dB。

将主机的结构噪声、辐射噪声及螺旋桨噪声折算成1/3 倍频程下的激励，分别加载在机舱底板、机舱腔体、螺旋桨上方的船底板上。各激励的施加位置参见图3，其大小如图4所示。

图4 渔政船噪声激励源

取船体钢结构的自损耗因子为倍频程下的建议值，并将其转换成1/3 倍频程下的对应值，其结果如表6所示。

表3 主机辐射噪声倍频程修正值

表4 主机结构噪声倍频程修正值

表5 修正后主机结构噪声及空气噪声激励

表6 钢结构自损耗因子建议值

相应地，耦合损耗因子取软件默认值。

3 舱室噪声预估与降噪

3.1 舱室噪声预估

求解上述SEA 模型，可得各舱室子系统模态密度与噪声分布。图5为各主要舱室子系统模态密度。

由图5可知，计算频率为160 Hz以上时，所有舱室的模态密度均大于5，符合统计能量法的适用范围[17]，可用于目标舱室声压级准确求解。

图6为1/3倍频程下各舱室的声压级。

从图6可知，在63 Hz～200 Hz 和500 Hz～8 000 Hz 频段，各舱室声压级随计算频率升高而降低；但在200 Hz～315 Hz频段，舱室的声压级随计算频率升高而增加，且在250 Hz～315 Hz 频段出现最大值；在315 Hz～500 Hz 频段，声压级先降后升，但略低于最大值。

各舱室声压级的最大预报值与《船上噪声等级规则》中的声压级限制值的对比如表7所示。

从表7可知，会议室、机舱、驾驶室及两间休息室的声压级均达标，但机舱声压级较高，接近限制值；办公室、轮机长室、餐厅、厨房及卫生间的声压级均超标，超标量分别为1.6 dB、2.8 dB、6.6 dB、13.3 dB和15.1 dB。因此，须对以上声压级超标的舱室进行降噪处理。

图5 各主要舱室子系统模态密度

图6 各主要舱室声压级

表7 各主要舱室声压级预报值与限制值对比

3.2 激励对舱室噪声的影响

为制定合适的降噪方案，采用控制变量法探究激励对各舱室声压级的影响。设定原主机辐射噪声强度不变，主机结构噪声则在每个计算频率上由初始值依次降低5 dB 和10 dB，并将新值用于舱室声压级计算。同样地，设定原主机结构噪声强度不变，采用相同方法获取辐射噪声的两组新值，并将其用于舱室声压级计算。

由图6可知，各舱室声压级变化趋势相近，故不妨取声压级较大的卫生间作为分析对象。激励强度变化对卫生间声压级的影响如图7所示。

记卫生间在初始激励下的声压级为L0，在新激励下的声压级为Lk，则两者之差为ΔLk=L0-Lk。图8为新激励下卫生间声压级的减少量ΔLk。

图7 激励对卫生间声压级的影响

图8 新激励下卫生间声压级的降幅

由图7和图8可知，各特征频率处的卫生间声压级均随辐射噪声的减小而降低；相反，在某些频段内卫生间声压级并不随结构噪声的减小而降低。此外，同等降噪强度下，控制辐射噪声对卫生间声压级的降噪效果比控制结构噪声的降噪效果明显。

同一激励在不同频段内对卫生间声压级的降幅影响也不一样。在63 Hz～200 Hz、5 000 Hz～8 000 Hz频段内，卫生间声压级基本不随结构噪声的减少而改变；相反，卫生间声压级随辐射噪声的减少而大幅降低；在200 Hz～5 000 Hz频段内，卫生间声压级均随结构噪声和辐射噪声的减少而降低，且降幅受辐射噪声的影响较结构噪声明显。

因此可推断，在整个分析频段内，减小主机辐射噪声或提高其传播损耗，将有利于降低卫生间的声压级；在200 Hz～5 000 Hz频段内，也可通过减小结构噪声来降低卫生间的声压级。

进一步分析可知，其他各舱室的声压级受激励影响的规律与卫生间基本一致，此处不再赘述。

3.3 舱室降噪设计

由上述分析可知，通过减小辐射噪声或增大其传播损耗能有效降低各舱室的声压级。鉴于致密材料隔声效果好，而多孔性材料吸声性能佳，故采用不同的材料组合对超标舱室进行降噪。各舱室所用材料的组合及铺设位置如表8所示。表中，1号舱室位于卫生间及厨房正下方，且与机舱相邻。

针对上述噪声控制处理方案，采用VA one软件的噪声控制模块（Noise Control Treatments，NCT），定义表8中所用降噪材料的属性及组合方式，形成降噪声学包。在3D界面中，将所定义的多个声学包按照表8中铺设位置，依次添加到渔政船SEA 模型中对应板材上，并重新计算舱室噪声，其结果如图9所示。

图9 优化后各主要舱室声压级

对比图9与图6可发现，采用表8所示的降噪方案后，各主要舱室的声压级均有所降低，5个超标舱室的噪声得到有效抑制。为清晰计，表9给出了降噪前后各主要舱室的声压级预报值和规定的限制值。

显然，采取降噪措施后，所有目标舱室的声压级均满足IMO 制定的静音要求。其中，厨房、卫生间及餐厅的降噪效果尤为明显，其降噪量分别为17.7 dB、15.7 dB和11.6 dB。

4 结语

本文以福建东南造船有限公司承建的某300吨级渔政船为研究对象，采用SEA 法预估了各舱室的噪声，并对噪声超标舱室进行了降噪设计。论文的相关结论如下：

（1）该型渔政船建造完成时，若不做降噪处理，将有5 个主要舱室的噪声超标，且声压级的最大超标量为15.1 dB。为此，需在相应舱室铺设隔音吸声材料。

（2）在整个分析频段内，通过减小主机辐射噪声或增加其传播损耗，能有效降低舱室的声压级；而通过减小结构噪声仅能在200 Hz～5 000 Hz频段内降低舱室的声压级，且降噪效果有限。

表8 各舱室所用材料及其铺设位置

表9 降噪前后各主要舱室声压级预报值

（3）致密材料和多孔性材料的组合使用有助于增强全频段的降噪效果。通过在相关超标舱室铺设三聚氰胺泡沫、胶合板及橡胶板，使得厨房、卫生间及餐厅的降噪量分别达到17.7 dB、15.7 dB 和11.6 dB，满足了渔政船的静音设计要求。

（4）由于该渔政船仍在建造中，实际降噪效果需待其建造完成后做进一步测试检验。另外，各主要舱室的降噪效果与铺设材料的类型、厚度、铺层顺序有关，更经济、高效、环保的降噪方案有待进一步研究。