0 引　言

船舶的空调通风管路系统因靠近上层建筑中的舱室，如其产生的噪声过大会严重影响船员和旅客的舒适性及身心健康。国际海事组织^[1]已经对这些区域的噪声水平做了强制的限值要求。因此，在设计初期对船舶空调通风管路系统的噪声水平进行预报及控制，对船舶的设计具有重要意义。

许冬^[2]使用Fluent对通气管路模型内部流场进行瞬态计算，并使用Virtual.Lab软件进行声学有限元计算，得到管路气动噪声规律及更加优化的船舶管路形式。武耀^[3]利用Ansys对典型船舶舱室结构建模，并使用Virtual.Lab软件进行声学计算分析，对空调引起的船舶舱室噪声预报方法及声学设计方法开展研究。魏杰证等^[4]使用Nastran、Fluent以及Virtual.Lab软件探讨了船舶典型通气管路噪声频谱特性和不同流速下的变化规律，并开展了扩张管降噪技术研究。柴凯等^[5]通过Abaqus软件仿真得到挠性接管和弯管对管路系统的影响规律并开展管路系统低噪声设计试验。以上这些研究主要集中在利用有限元、边界元及计算流体力学等数值方法对一些简单的管路部件进行研究，计算成本高，且只能在有详细设计参数和计算模型后才能进行预报，不适用于船舶大量舱室的管路噪声计算。因此，缺少一种能够对全船空调通风管路系统进行前期、快速预报的流程和方法。

本文根据噪声源、管路元件以及目标舱室的顺序依次分析计算，提出一种船舶空调通风管路系统的噪声经验预报方法。该方法把管路中各元件产生的气流再生噪声和噪声衰减量按经验公式分别求解，然后按照元件在管路中的排列顺序，得到管路终端声功率级，最后在目标舱室结合统计房间声学^[6-7]计算得到总声压级。该方法可在设计初期对目标舱室内空调通风管路系统产生的噪声进行快速预报，无需复杂的建模，可以节省计算成本。

1 基本原理

本文方法的基本原理如图1所示。

1） 通过经验公式或者设备厂商得到噪声源设备产生的气动噪声声功率级L_w；

2） 通过经验公式得到空调通风管路系统中，各元件再生噪声声功率级L_w和噪声衰减量∆L_w；按照各元件在管路中的顺序依次计算得到管路终端声功率级；

3） 最后在目标舱室，结合房间常数R将声功率级转化为接受点处的声压级，并和其他声源引起的声压级进行能量叠加得到房间内总声压级L_p或L_pA。

2 计算公式 2.1 噪声源强度计算

声源的噪声级频谱最好采用设备厂商提供的实测数据，在厂商无法提供实测数据的情况下，可根据文献[8]或文献[9-10]中的方法进行估算。船舶空调通风管路系统中设备产生的气动噪声用声功率级L_w表示。

2.2 管路元件再生噪声和衰减量计算

船舶空调通风管路系统中，除了声源设备产生的噪声外，管路中的元件也会产生气流再生噪声，这部分噪声也会影响最终管路出口所在位置或者房间的声压级。另外，噪声通过这些元件时也会有不同程度的衰减，噪声衰减的大小和元件的类型及参数有关。下面给出船舶空调通风管路系统中，常见元件再生噪声声功率级L_w和衰减量∆L_w估算的经验公式。

2.2.1 直管

直管的气流再生噪声声功率级L_w与直管的长度无关，而与管路中气体的流速v以及管路的横截面积S有关，可按下式估算^[11]：

$ {L_w} = 7 + 50\lg \nu + 10\lg S + \Delta {L_{oct}} 。$

(1)

式中：v为直管中气体的流速，m/s；S为管路的截面积，m²；∆L_oct为各倍频带修正值，dB。

$ \Delta {L_{oct}} = - 2 - 26\lg \left( {1.14 + 0.02\frac{{{f_m}}}{v}} \right)，$

(2)

式中，f_m为各倍频带中心频率，Hz。

直管段的噪声衰减量∆L_w和直管的长度有关，可按下式估算^[9]：

$ \Delta {L_w} = \beta \cdot l。$

(3)

式中：l为直管的长度，m；β为直管单位长度的衰减系数，dB/m，与管道截面形状、面积以及管中有无吸声材料有关，可从表1中查到（表中括号里的数值为管路内壁贴敷面密度为40～80 kg/m²，厚度为25 mm矿物棉后的衰减系数）。

2.2.2 弯头和分支

弯头或分支的气流再生噪声声功率级L_w可按照下式估算^[11]：

$ {L_w} = L_w^ * + 10\lg \Delta f + 30\lg {d_a} + 50\lg {v_a} + K。$

(4)

式中：∆f为各倍频程带宽，Hz；d_a为弯头或分支的直径，m；v_a为分支或者弯头中气体的流速，m/s；L_w^*和K分别为标准声功率级和修正值，dB。

$ {L_w}^ * = 12 - 21.5{\left( {\lg {S_t}} \right)^{1.268}} + \left( {32 + 13\lg {S_t}} \right) \cdot \lg \left( {{v_h}/{v_a}} \right) ，$

(5)

$ K = 13.9 \cdot \left( {3.43 - \lg {S_t}} \right) \cdot \left( {0.15 - r/{d_a}} \right)。$

(6)

式中：v_h为分支主管中气体的流速，m/s；St为Strouhal数，St=f_m*d_a/v_a；f_m为各倍频带中心频率，Hz；r为弯头或者分支管路相接处的倒圆角半径，m。

对于直角弯头，其噪声衰减量∆L_w查表2^[11]得到。

分支的噪声衰减量∆L_w与分支管截面积和总截面积的比值有关，可按照下式估算^[8]：

$ \Delta {L_w} = 10\lg \left( {{S_1}/\sum\limits_{i = 1}^n {{S_i}} } \right)。$

(7)

式中：S₁为分支支管的截面积，m²；S_i为第i根分支支管的截面积，m²；n为分支的数量。

2.2.3 变径管

变径管气流再生噪声声功率级L_w可按照下式估算^[8]：

$ {L_w} = A + B\lg v - 3K。$

(8)

式中：v为变径管中气体的流速，m/s；A、B分别为和频率有关的系数，dB，可由表3查到；K为与变径角度有关的修正值，可由表4得到。

变径管的噪声衰减量∆L_w可通过下式进行估算^[13]：

$ \Delta {L_w} = 10\lg \left( {\frac{{{{\left( {r + 1} \right)}^2}}}{{4r}}} \right)。$

(9)

式中：r=S₁/S₂为变径管截面比值；S₁为入口截面积，m²；S₂为出口截面积，m²。

如果入口管和出口管截面不是这种突变情况，而是平稳过渡，即有一定斜度，且过渡段的长度相对波长来说比较长，则这种截面过渡的噪声衰减量可忽略不计。

2.2.4 消声器

消声器作为管路中降噪的主要元件，其气流再生噪声声功率级L_w以及噪声衰减量∆L_w一般可从消声器的生产厂商得到。对于空调通风管路系统中常用的阻性消声器的气流再生噪声可按照下式估算^[11]：

$ {L_w} = 96.5\lg v - 20.4\lg \Delta {p_t} - 19.7 + \Delta {L_{oct}} + K 。$

(10)

式中：v为消声器中气体的流速，m/s；Δp_t为气流通过消声器前后的压力差，Pa；∆L_oct为各倍频带修正量，dB；K为与消声器直径以及流速有关的修正值，dB。

$\begin{split} \Delta {L_{oct}} =& 30.6 - 71.4\lg {S_t} + 64.7{\left( {\lg {S_t}} \right)^2} -\\ &26.7{\left( {\lg {S_t}} \right)^3} + 3.4{\left( {\lg {S_t}} \right)^4}，\end{split} $

(11)

$ K = 15.5\lg D - 16.2\lg v + 21.9。$

(12)

式中：St为Strouhal数，St=f_m×D/v；f_m为各倍频带中心频率，Hz；D为消声器的直径，m。

2.2.5 风口

管路终端的送风口或回风口的气流再生噪声声功率级L_w可按照下式估算^[11]：

$ {L_w} = 10 + 60\lg \nu + 10\lg \left( {\frac{{2\Delta {p_t}}}{{\rho \cdot {v^2}}}} \right) + 10\lg S + \Delta {L_{oct}} 。$

(13)

式中：v为管路出口处气体的流速，m/s；S为管路出口的截面积，m²；ρ为管路中气体的密度，kg/m³；Δp_t为气体通过管路出口前后的压力差，Pa；∆L_oct为倍频带修正值，可由表5得到，dB。

管路终端风口的噪声衰减量∆L_w可按照下式估算^[12]：

$ \Delta {L_w} = 10\lg \left( {1 + {{\left( {\frac{{kc}}{{{\text{π}} {f_m}d}}} \right)}^{1.88}}} \right)。$

(14)

式中：f_m为各倍频带中心频率，Hz；c为管路终端风口中气体的声速，m/s；d为风口的直径，m；k为与风口所处位置有关的系数，风口位于自由空间时，k=1，风口位于房间内，k=0.8。

2.2.6 阀门

对于反转式百叶阀和同步式百叶阀的气流再生噪声可分别按下式估算^[13]：

$ {L_w} = 10 + 60\lg \left( v \right) + 22\lg \left( {\frac{{2\Delta {p_t}}}{{\rho \cdot {v^2}}} + 1} \right) + 10\lg \left( S \right) + \Delta {L_{oct}}，$

(15)

$ {L_w} = 10 + 60\lg \left( v \right) + 28\lg \left( {\frac{{2\Delta {p_t}}}{{\rho \cdot {v^2}}} + 1} \right) + 10\lg \left( S \right) + \Delta {L_{oct}}。$

(16)

式中：v为入口管内流速，m/s；ρ为气体的密度，kg/m³；Δp_t为压力差，Pa；S为入口管截面积，m²；ΔL_oct为倍频带修正值，取值如图2所示，图中h为阀门开口高度。

2.3 管路元件叠加

根据估算得出空调通风管路系统中，各元件的噪声声功率级L_w和衰减量∆L_w，然后按照元件的实际排列顺序，可得管路终端出口处的声功率级。假设管路中总共有n个元件，第i个管路元件的再生噪声声功率级和衰减量分别记为 $ L_w^i $ 和 $ \Delta L_w^i $ ，通过第i个元件后输出的声功率级为 $ L_{w - out}^i $ ，如图3所示。

当噪声源产生的噪声经过第1个管路元件后的声功率级可按照下式计算：

$ L_{w - out}^1 = 10\lg \left( {{{10}^{\left( {L_{w - out}^0 - \Delta L_w^1} \right)/10}} + {{10}^{L_w^1/10}}} \right) 。$

(17)

式中： $ L_{w - out}^0 $ 为噪声源输出的声功率级，dB； $ L_{w - out}^1 $ 为噪声通过第1个元件后的声功率级，dB； $ L_w^1 $ 和 $ \Delta L_w^1 $ 分别为管路中，第1个元件的气流再生噪声功率级和衰减量，dB。

以此按照顺序依次计算噪声通过每一个管路元件后的声功率级，当通过第i个元件后，输出的声功率级计算公式为：

$ L_{w - out}^i = 10\lg \left( {{{10}^{\left( {L_{w - out}^{i - 1} - \Delta L_w^i} \right)/10}} + {{10}^{L_w^i/10}}} \right)。$

(18)

式中： $ L_{w - out}^i $ 为通过第i个元件后的声功率级，dB； $ L_{w - out}^{i - 1} $ 为通过第i−1个元件（前一个元件）后的声功率级，dB； $ L_w^i $ 和 $ \Delta L_w^i $ 分别为第i个元件的气流再生噪声声功率级和衰减量，dB。

根据式(18)，当计算到第n个元件时，可得管路终端风口处输出的声功率级。

2.4 目标位置声压级计算

计算得出管路终端风口的声功率级之后，就可以求得任意目标位置的声压级，按照风口所在房间的位置，房间内任意一点处的声压级可以通过下式进行计算^[7]：

$ {L_p} = {L_w} + 10\lg \left( {\frac{Q}{{4{\text{π}} {r^2}}} + \frac{4}{R}} \right) 。$

(19)

式中：Q为指向性因数，取值和风口所在房间的位置有关（见图4）。当出口在房间中央时，Q=1；当出口在房间各表面中央时，Q=2；当出口在房间各边线中央时，Q=4；当出口在房间各角落时，Q=8。r为计算点距离风口的距离，m；R为风口所在房间的房间常数，m²。

$ R = \frac{{S\bar \alpha }}{{1 - \bar \alpha }} 。$

(20)

式中：S为舱室内各表面的总面积，m²； $ \overline \alpha $ 为舱室平均吸声系数。

$ \bar \alpha = \frac{{\sum {S_i}{\alpha _i}}}{S} 。$

(21)

式中：S_i为舱室内各个表面的面积，m²；α_i为舱室内各个表面上的吸声系数，可查文献[12−13]得到。

假如风口处于外部空间，比如空调新风口或风机排风口，那么计算声压级时，式(19)括号中的第二项就可忽略，如声波在室外按照球面波传播，则式(19)中Q=1。

3 计算实例

以某型集装箱船为例，图5为该箱船B甲板左舷的风管布置图。考察抽风机噪声对医院的影响。从图中可看出，医院通风管路系统中主要的元件依次有：风雨密通风百叶窗、抽风机、直管、分支、直管、止回风闸、带箱子通风栅，计算过程列于表6中。

根据表6的计算结果，最终得到了右侧房间内的A计权总声压级为50.4dB(A)。将该数值和房间的噪声限值进行比较，由于该房间为医院，根据IMO的限值要求为55dB(A)，故计算满足要求。可看出，该房间的空调引起的噪声占比最重，其次是风机引起的噪声，其他外部设备引起的背景噪声占比最小。这也说明了上建房间的噪声一般由空调通风管路的噪声引起。假如管路噪声的计算超过了噪声限值，就需要施加额外的降噪措施，如增加消声器或在管路内贴敷吸声材料以提高管路中噪声的衰减量等，此时只需在表格中增加或修改相关元件的流噪声以及衰减量即可。

根据上述方法，可依次计算出船上所有房间内的声压级。表7列出了该箱船典型房间内计算得到的声压级并与实船试航测试结果进行了比较。可看出，预报值普遍大于实测值，预报相对比较保守，但误差在工程可接收的范围内。

4 结　语

本文介绍一种预报船舶空调通风管路系统噪声的方法和流程。通过计算管路中，元件气流再生噪声声功率级和噪声衰减量，得到管路出口处声功率级，最后在目标舱室结合房间声学得到总声压级。以某型集装箱船为例，预报了该船典型房间内空调通风管路系统引起的噪声声压级，验证了该方法的有效性。

该方法的特点是可以在设计初期就可对超标舱室做出相应地降噪措施，避免了设计后期的大量修改，可作为船舶空调通风管路系统前期噪声预报的一种快捷、有效的方法。