0 引　言

海洋平台作为海上的油气资源开发的重要装备，其舱室内部噪声不仅会对平台内部工作人员身心健康产生危害，而且会导致平台内设备、结构的声振疲劳损伤。近年来，国际海事组织（IMO）MSC.337（91）^[1]对船舶、海洋平台内舱室噪声提出了更加严格的限值要求，船舶及平台内部舱室噪声控制面临新的挑战。

统计能量分析方法是一种能够解决复杂结构系统中高频声振预报问题的有效方法，已广泛应用于海洋平台、船舶、汽车等众多领域，并取得较好的工程应用效果^[2]。针对损耗因子对舱室噪声的影响，尤小健等^[3] 基于经验公式获取4组不同的损耗因子，并讨论了损耗因子对某新型海洋平台舱室噪声的影响，发现钢板内损耗因子对考核舱室的噪声级影响范围约0～10 dB。苏楠等^[4]假定全船损耗因子为定值，基于统计能量法对某船机舱平台附近的居住舱室进行舱室噪声特性研究，并提出了增大损耗因子能降低考核舱室自噪声声压级。刘加利等^[5]利用理论公式计算各子系统内损耗因子，将其输入高速列车统计能量模型中研究高速列车气动噪声的频谱特性，并指出速度与气动噪声的之间规律。邢鹏等^[6]提出一种基于实验分析的统计能量法，将实验测试获取的内损耗因子参数输入轿车模型中，且舱室噪声预报值与实测值吻合较好，表明该方法对车内噪声预报是有效可靠的。

通过上述分析可知，损耗因子是统计能量法中极其重要的输入参数，损耗因子的精度会影响舱室噪声特性。为此，本文基于瞬态衰减法开展海洋平台典型结构内损耗因子特性分析，为海洋平台舱室噪声预报提供损耗因子参数输入，并对海洋平台舱室噪声特性及优化进行研究，旨在为海洋平台舱室噪声预报及控制提供参考。

1 理论方法

统计能量法（SEA法）的基本理论是将一个完整的系统离散成多个子系统，子系统通过边界进行能量交换，建立整个系统能量平衡方程，求解得到各子系统特征参数^[7]。海洋平台各子系统与其相邻的子系统的功率流方程为：

$ {\coprod _{i{n_i}}} = {\coprod _{dis{s_i}}} + {\coprod _{ij}}{\text{。}} $

(1)

式中： ${\coprod _{i{n_i}}}$ 为子系统 $i$ 的输入功率； ${\coprod _{dis{s_i}}}$ 为子系统 $i$ 的损耗功率，其大小为 ${\coprod _{dis{s_i}}} = \omega {\eta _i}{E_i}$ ， ${\eta _i}$ 为子系统 $i$ 的内损耗因子； ${\coprod _{ij}}$ 为子系统 $i$ 与子系统 $j$ 之间的传递功率，其大小为 ${\coprod _{ij}} = \omega {\eta _{ij}}{E_i} - \omega {\eta _{ji}}{E_j}$ ，其中 ${\eta _{ij}}$ 为子系统 $i$ 对子系统 $j$ 的耦合损耗因子， ${\eta _{ji}}$ 为子系统 $j$ 对子系统 $i$ 的耦合损耗因子。由一系列的子系统功率流方程式联立，则可得到方程组：

$ \scriptsize \begin{split} & \omega \left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {({\eta _1} + \sum\limits_{i = 1,i \ne j}^N {{\eta _{1i}}} ){n_1}}\!\!\!\!&\!\!\!\!{ - {\eta _{12}}{n_1}}\!\!\!\!&\!\!\!\! \cdots \!\!\!\!&\!\!\!\!{ - {\eta _{1N}}{n_1}} \\ { - {\eta _{21}}{n_2}}\!\!\!\!&\!\!\!\!{({\eta _2} + \sum\limits_{i = 1,i \ne j}^N {{\eta _{2i}}} ){n_2}}\!\!\!\!&\!\!\!\! \cdots \!\!\!\!&\!\!\!\!{ - {\eta _{2N}}{n_2}} \\ \vdots \!\!\!\!&\!\!\!\! \vdots \!\!\!\!&\!\!\!\! \ddots \!\!\!\!&\!\!\!\! \vdots \\ { - {\eta _{N1}}{n_N}}\!\!\!\!&\!\!\!\!{ - {\eta _{N2}}{n_N}}\!\!\!\!&\!\!\!\! \cdots \!\!\!\!&\!\!\!\!{({\eta _N} + \sum\limits_{i = 1,i \ne j}^N {{\eta _{Ni}}} ){n_N}} \end{array}} \right]\left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {\frac{{{{\bar E}_1}}}{{{n_1}}}} \\ {\frac{{{{\bar E}_2}}}{{{n_2}}}} \\ \vdots \\ {\frac{{{{\bar E}_N}}}{{{n_N}}}} \end{array}} \right] =\\ & \left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {{{\bar P}_{i{n_1}}}} \\ {{{\bar P}_{i{n_2}}}} \\ \vdots \\ {{{\bar P}_{i{n_N}}}} \end{array}} \right]{\text{。}} \end{split} $

(2)

式中： $\omega $ 为频带中心频率， ${\rm{{{rad} / s}}}$ ； ${\eta _i}$ 为第 $i$ 个子系统的内损耗因子； ${\eta _{ij}}$ 为第 $i$ 个子系统对第 $j$ 个子系统的耦合损耗因子； ${\bar P_{i{n_i}}}$ 为输入到子系统 $i$ 的时间平均功率； ${n_i}$ 为子系统 $i$ 的模态密度。解此方程组可得到每个子系统的能量，再依据子系统的能量可计算得到系统响应。

2 海洋平台舱室噪声预报研究 2.1 海洋平台舱室噪声预报模型

以某平台为研究对象，该平台长86 m，宽34 m，由生活区和工作区两大部分组成。依据平台结构图、舾装图等图纸资料，建立海洋平台统计能量模型，板子系统模型如图1所示。为较好模拟噪声在空气介质中传递，建立图2所示的声腔子系统。海洋平台统计能量模型中接受和传递能量的子系统共4 053个，其中平板子系统1 672个，声腔子系统1 708个。现以某中层生活区舱室为舱室噪声预报对象，该中层生活区甲板长 $l$ =28 m，宽 $b$ =12.5 m，由18个独立舱室组成，其中两人间3、会议室、广播室、办公室3、储藏室、医务室等典型生活区舱室为考核舱室，位置分布如图3所示。

2.2 典型结构内损耗因子试验

为进行海洋平台舱室噪声分析，基于瞬态衰减法^[8]开展典型结构内损耗因子测试实验，获取分析频带的损耗因子。以海洋平台的典型结构为实验对象，该模型尺寸为 ${\rm{1\;600\;mm}} \times {\rm{1\;300\;mm}} \times {\rm{5\;mm}}$ 。加速度计布置以及力锤激励点位置如图4所示。当力锤在激励点处施加脉冲激励，加速度计可测量该结构的振动响应。分析平板等典型结构的自由振动衰减规律，基于Hilbert变换得到响应信号的包络线函数，得出该激励下的平均损耗因子。为减小实验误差，采用多次测量取平均获取平台典型结构在4次激励下的平均损耗因子，以a₀为基准值，典型结构内损耗因子如图5所示。

由图5可知，在20～8 000 Hz的频段内，典型结构内损耗因子数值整体呈下降趋势。在20～500 Hz频段内，平台典型结构内损耗因子随频率增加而迅速减小，500～8 000 Hz频段内，典型结构内损耗因子变化随频率增大而趋于平缓。

2.3 海洋平台舱室噪声特性分析

采用统计能量法必须验证统计能量预报模型宽频分析的有效性，模态数大于等于5可满足计算条件。从图6所示的子系统单位带宽模态数可看出，在 $f \geqslant $ 31.5 Hz频段范围内的模态数基本满足要求，因此利用统计能量法分析考核舱室的噪声是有效可行的。平台设备激励载荷分为空气激励载荷及振动激励载荷。图7和图8分别给出平台主要噪声源设备声源级频谱曲线及振动加速度频谱曲线。

在空气噪声载荷和振动噪声载荷同时作用时，对海洋平台生活楼考核舱室进行噪声预报。图9为考核舱室声压级曲线，表1为考核舱室声压总级。

由图9和表1可知，在31.5～8 000 Hz的频段内，随着频率的增加，考核舱室声压级先增加后下降，且频率在125 Hz出现峰值。除广播室和医务室外的其他考核舱室均满足规范限值要求。为此，需对广播室和医务室进行声学优化处理。

3 海洋平台舱室噪声优化设计 3.1 超标舱室主导传递途径和主导分量分析

平台在激励载荷的作用下，产生的噪声通过空气介质和平台结构2种途径传播。分析空气噪声载荷和结构噪声载荷对超标舱室的贡献量，明确超标舱室的主导传递途径。在平台设备振动激励载荷与空气噪声激励载荷单独作用下，得出超标舱室噪声分布，如图10所示。

由图10可知，空气噪声载荷对超标舱室贡献量较大，对舱室噪声起主导作用。在此基础上，研究超标舱室主导传递分量，确定对其影响最大的设备。广播室和医务室附近的空气噪声载荷主要有燃油输送泵、增压泵、燃气透平发电机、风机、风管及吊机等设备。在上述噪声源设备单独作用下，得出各设备载荷对超标舱室噪声的贡献量，如图11所示。

由图11可知，燃油输送泵和增压泵对广播室噪声的贡献量分别为47.5 dB（A）和40.1 dB（A），其贡献量大于其他设备载荷的贡献量，表明燃油输送泵和增压泵为广播室的主要噪声源。燃气透平发电机对医务室的贡献量为49.5 dB（A），其贡献量远大于其他设备载荷的贡献量，得出燃气透平发电机为医务室噪声的主要噪声源。由此可知，噪声超标是由考核舱室附近的燃油输送泵、增压泵、燃气透平发电机的空气噪声引起。

3.2 超标舱室声学防护处理

考虑海洋平台空气噪声激励占主导地位及考核舱室噪声超标的原因，拟在离主要噪声源设备较近一侧的超标舱室舱壁处采取声学优化措施；通过敷设优化后的舾装材料来降低舱室噪声，且敷设舾装为海洋平台常见舾装材料。表2给出超标舱室声学优化措施，图12为超标舱室声学处理示意图。

对超标舱室进行声学优化处理后，在激励载荷作用下计算超标舱室噪声水平，超标舱室噪声预报如表3所示。图13给出超标舱室优化前后的舱室噪声对比图。

结合表3和图13可以得出，广播室、医务室声压总级分别下降2.4 dB（A）和2.3 dB（A），且均已降到规范标准噪声限值以下，表明所提出的声学优化措施合理有效。

4 结　语

本文建立了海洋平台舱室噪声预报模型，基于统计能量法和损耗因子测试实验对海洋平台舱室噪声进行仿真计算。在此基础上，对超标舱室提出合理有效的控制措施。通过以上分析可得出如下结论：

1）在20～8 000 Hz的频段内，平台典型结构内损耗因子随频率增加而减小，在20～500 Hz频段内损耗因子数值迅速下降，在500～8 000 Hz频段内损耗因子趋于平缓。

2）通过对超标舱室进行主导传递途径和主导分量分析可知,空气噪声载荷对舱室噪声起主导作用，且燃油输送泵和增压泵为广播室的主要噪声源，燃气透平发电机为医务室噪声的主要噪声源。

3）广播室噪声超标是由燃油输送泵和增压泵的空气噪声引起，在靠近燃油输送泵和增压泵一侧分别敷设75 mm高隔音复合岩棉板和50 mm高隔音复合岩棉板进行降噪处理，广播室声压总级下降2.4 dB（A），满足噪声限值要求。

4）医务室噪声超标是由燃气透平发电机空气噪声引起，在靠近燃气透平发电机一侧敷设75 mm高隔音复合岩棉板进行降噪处理，医务室声压总级下降2.3 dB（A），满足噪声限值要求。