全回轉拖輪艙室振動噪聲預報與控制

溫華兵，劉甄真，陳 寧

（江蘇科技大學 能源與動力工程學院，江蘇 鎮江 212003）

0 引 言

全回轉拖輪是指在原地可以360°自由轉向的拖輪。由于動力設備多、功率大，以及在機艙內布置的復雜性，長期以來拖輪艙室的振動噪聲問題較為突出，嚴重影響船員的舒適度與船用設備的使用壽命。2012年國際海事組織（IMO）設計與設備分委會（DE）第53次會議對船舶艙室噪聲的限制修訂規定：駕駛室的聲壓級應低于65 dB（A），休息室的聲壓級應低于55 dB（A），工作區的聲壓級應低于80 dB（A）。振動噪聲國際標準的規范值不斷降低，使得全回轉拖輪的減振降噪設計難度增加，迫切需要在設計階段預報船舶艙室振動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構的振動模態。Wu[2]和Iijima[3]等人提出波浪載荷引起的船舶結構動態響應有限元法計算方法。鄒春平等人[4]利用有限元法研究了動力設備作用下船舶結構的振動和水下聲輻射特性。對船舶這樣大型復雜結構的振動和聲學預報，需要把結構振動、結構與流體介質的相互作用和聲學問題結合起來，需求解大矩陣的結構振動和聲場耦合動力方程，工作量相當大[5]，為此，Roger[6]使用動態縮聚法進行耦合結構系統的中頻振動分析。統計能量法[7-8]引入損耗因子，運用簡單的功率流平衡方程，適用于高頻、密集模態的復雜結構，是船舶高頻噪聲預報的有效方法。本文以全回轉拖輪為研究對象，研究了艙室振動噪聲的預報方法及控制技術，對全回轉拖輪艙室低噪聲設計具有指導意義。

1 全回轉拖輪的主要振源與噪聲源分析

本文研究的對象為36 m全回轉拖輪，船長36.8 m，船高10.9 m，船體結構重約182 t，水線長35.5 m，型寬10 m，型深4.4 m，船體結構為Q235鋼材；采用雙機、雙槳動力裝置推進形式，主機型號為YAMA-6EY26W，額定功率1 800 kW，額定轉速750 r/min，齒輪箱轉速比為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 振動源的激振力頻譜Fig.2 Exciting force spectrum of vibration source

船舶振動源包括：主機、發電機組、通風和空氣調節系統、液壓系統，以及螺旋槳，其中主機、發電機組和螺旋槳的周期性干擾力是導致船體穩定強迫振動的主要振動源。計算時將主機和發電機組的激振力直接加載在船體基座結構上，螺旋槳產生的脈動壓力轉化為螺旋槳對舵機艙底板上的激振速度。船舶噪聲源包括：主機噪聲、發電機組噪聲和螺旋槳噪聲，其中主機噪聲是船舶噪聲源中最主要的噪聲源。根據經驗公式[9]可獲得主機、發電機組的激振力頻譜和螺旋槳的激勵頻譜，根據臺架實驗測量可獲得主機、發電機組的聲功率頻譜，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 全回轉拖輪的振動噪聲預報

2.1 基于有限元法的艙室結構振動響應預報

為減少船體結構的局部模態，縮短計算時間，提高計算精度，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個節點，6 599個單元；其中甲板、內底、橫縱艙壁、縱桁（雙層底縱桁及甲板縱桁）腹板等各種板殼結構用板單元模擬；加強材、支柱及型材面板用梁單元模擬。

超單元可以看作一種子結構。即模型被分為若干個超單元，分別單獨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殘余結構解。然

后用裝配解的結果對各超單元進行數據恢復（計算位移、應力等）。

對于固定界面模態綜合超單元法[10]，超單元的運動方程：

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

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

其中：ω表示某一階固有頻率，則有：

固定界面坐標xm，即約束全部界面坐標xm=0，則由（2）式可以推導出：

由（3）式求出滿足以下條件的固定界面正則主模態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：

記模態矩陣 Φ=［ΦkΦd］，其中 Φk表示高階模態，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力縮聚運動方程；如果忽略高階模態Φk的存在，那么根據（6）式就可以獲得指定精度的動力縮聚運動方程。

注意到（6）式給出的僅僅是一個超單元縮聚到界面主坐標下的運動方程，要生成裝配體超單元還要利用界面位移協調條件得到整體系統的運動方程：

其中：Bi（i=1,2,…,k）表示波爾裝配矩陣。

本文用振動速度級表示艙室振動的水平，定義振動速度級：

其中：ν0為基準值，取1×10-9m/s。計算得到對振動舒適性要求較高的會議室、船員室、駕駛室和船長室的總速度級計算結果分別為59.9 dB、58.8 dB、48.9 dB和61.7 dB，振動速度級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以下的低頻振動為主，振動峰值出現在20 Hz。

圖5 全回轉拖輪艙室振動預報結果Fig.5 Cabin prediction result of full-turning tu g

圖6 會議室振動速度頻譜Fig.6 Spectrum of vibration velocity of meeting room

為了驗證仿真預報結果的正確性，在主機處于100%負荷工況 （即轉速為750 r/min）時，采用MVP-2C振動分析儀，對同型號實船進行了振動實驗。圖6為會議室底板結構振動頻譜的實驗與仿真結果對比，表1為4個主要艙室底板結構振動速度的仿真結果誤差。結果表明，振動速度頻譜曲線的變化趨勢一致，預測結果的誤差小于4 dB，滿足工程精度要求，說明所建立的船體結構超單元模型能夠較好地反映實際結構的動態特性。

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

2.2 基于統計能量法的艙室噪聲預報

將全回轉拖輪的船體結構和艙室劃分為n個存儲能量的振動模態群（即物理子結構），據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為柴油機的輸入功率，P3,in為發電機組的輸入功率，ω是分析帶寬內的中心頻率，Ei、ηi分別是i子系統的能量和內損耗因子，ηi j是振動能量從i子系統傳至j子系統的耦合損耗因子，耦合損耗因子之間滿足互易原理：

其中：ni表示子系統的模態密度。

在已知輸入功率P1,in、P2,in和內損耗因子ηi的情況下，就能求解方程獲得子系統能量Ei，由Ei求解所需要的振動級和聲壓級等動力學參數。

對每個結構或聲學子系統，具有一個與其時間平均或空間平均振動速度νi或者聲壓pi成比例的穩態能量關系。對于質量為Mi的結構子系統，有：

對于體積為Vi的封閉空間聲場子系統，有：

其中：ρ為聲場介質密度；c為聲速。

建立的全船SEA模型包括131個聲腔和438個板結構。為考慮流體對船體結構的耦合作用，將外界流場簡化為4個半無限流子系統，并與船體兩邊的舷側及船底相互耦合。

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

圖8 全回轉拖輪艙室噪聲預報結果Fig.8 Cabin prediction result of full-turning tug

表2 仿真結果與實驗結果的誤差Tab.2 The errors between simulation results and experimental results

圖9 會議室聲壓級對比Fig.9 Comparison of SPL of meeting room

圖7為計算得到的艙室振動噪聲能量分布圖，在所有艙室中，安裝主機的機艙內的噪聲最大，達到116.8 dB（A），其次是舵機艙為82.8 dB（A），船舶艏部和上層建筑頂部的艙室噪聲相對較低，因此，在船舶設計時應將噪聲指標低的生活艙室布置在遠離機艙的位置。圖8為艙室噪聲的預報結果頻譜圖，其最大值出現在160 Hz頻率處，會議室、船員室、駕駛室和船長室的總聲壓級分別為74.9 dB（A）、75.4 dB（A）、69.9 dB（A）和79.3 dB（A），遠遠超過了船舶艙室噪聲的規范值，尤其船長室是降噪的重點區域。

為了驗證仿真結果的正確性，采用丹麥B&K2250噪聲分析儀進行了同型號實船艙室噪聲實驗。圖9和表2為實驗與仿真結果的對比，頻譜圖的曲線變化趨勢基本一致，預測結果的平均誤差小于6.7 dB（A），說明所建立的艙室噪聲預報模型能夠基本反映拖輪艙室內部的噪聲特性。

2.3 振動噪聲預報結果分析

實驗結果表明，船長室的振動速度和聲壓級最大，駕駛室的振動速度和聲壓級最小。這是由于船長室布置在主要振動噪聲源機艙的隔壁，而駕駛室位于拖輪上層建筑的最上方，離機艙的距離較遠，振動噪聲源在船體結構中傳播時，隨著傳播范圍擴大而產生能量擴散作用，以及船體結構阻尼的作用引起能量損耗，船舶艙室振動噪聲的幅值隨著機艙距離的增加而下降。

拖輪艙室的振動噪聲結果仍存在一定的誤差，其原因主要有以下4個方面：（1）拖輪在工作過程中受到風浪等外界環境因素的影響，仿真模型并不能完全模擬拖輪的實際工作狀態；（2）拖輪實際工作時還受到機艙水泵、風機等其它輔機設備的激勵，而仿真模型忽略了這些激勵的作用；（3）在建立拖輪的仿真模型時，對拖輪內部的舾裝及局部結構進行了簡化；（4）難以得到準確的船體結構及艙室內部阻尼損耗因子。

3 全回轉拖輪振動噪聲控制方案

3.1 主機單層隔振處理

將動力設備與船體基座的剛性聯接改為彈性聯接，能減弱傳遞到船體基座的振動能量，從而實現船舶艙室減振降噪的目的。由于主機是全回轉拖輪的主要振動源，對主機采取單層隔振設計，在柴油機下安裝10個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Fig.11 Acoustical absorption coefficient of cotton blanket

對主機采取單層隔振措施后，可以減少由主機振動引起的船體結構振動和艙室噪聲水平。表3為各艙室隔振前與隔振后的振動速度仿真結果對比，其振動隔振效果接近5 dB，振動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對比，距離機艙較近的船長室的降噪效果最明顯，達到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果對比圖，由于主機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在高頻范圍。

3.2 艙室吸聲降噪處理

采用多孔吸聲材料進行吸聲降噪是控制船舶艙室噪聲的常用手段。當聲波入射至多孔材料表面時，激發起微孔內的空氣振動，空氣與固體筋絡間產生相對運動，由于空氣的粘滯性，在微孔內產生相應的粘滯阻力，使振動空氣的動能轉化為熱能，從而實現吸聲降噪。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。考慮到船舶艙室的環保要求和吸聲性能，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具有較高的吸聲系數，如圖11所示。

在駕駛室、會議室、船長室和船員室的艙壁和艙頂內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果對比，由于丙棉氈吸聲材料的寬頻吸聲性能，會議室和船員室的降噪效果接近7 dB，駕駛室和船長室的降噪效果接近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比圖，其在較寬頻率范圍取得了良好的降噪效果。

3.3 主機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，同時采用主機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，其中會議室和船員室艙室噪聲降低了11 dB（A），駕駛室和船長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果對比圖，綜合處理措施與主機隔振、艙室吸聲措施相比，降噪效果在50Hz以上的寬頻范圍內明顯得到提高。

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 論

全回轉拖輪艙室振動噪聲計算表明，艙室振動以100 Hz以下的低頻振動為主，仿真結果誤差小于4 dB，艙室噪聲的峰值主要在160 Hz，仿真結果誤差小于7 dB。船長室的振動速度和聲壓級最大，是該船舶艙室減振降噪的重點區域，其噪聲主要來自主機振動激勵和聲功率輻射，駕駛室、船員室和船長室的噪聲主要來自主機激勵引起的船體振動產生的結構聲輻射。

主機是艙室振動噪聲的主要激勵源，采用主機單層隔振措施，可有效控制船體結構的振動及其輻射噪聲，對各艙室的減振效果為4～5 dB，降噪效果為4～10 dB。在各艙室內部粘貼丙棉氈多孔吸聲材料，對艙室的降噪效果達到5～7 dB。采用主機單層隔振與艙室吸聲綜合措施，對各艙室的降噪效果達到近10 dB，可顯著提高艙室振動噪聲的舒適性。

本文提供的全回轉拖輪艙室振動噪聲預報方法及控制技術，對船舶艙室減振降噪設計具有參考價值。