0 引　言

舱室振动噪声水平是船舶振动噪声舒适性的重要指标，舱室的异常振动噪声水平不仅直接影响船员和乘客的生活、健康及工作效率^[1]，也会影响船舶的交船和入级符号的获取，因此船舶在设计、建造和使用过程中，均需要重视船舶典型舱室的振动噪声控制。

在船舶舱室振动噪声的控制方法和控制措施方面，国内外学者开展了大量的研究工作。李艳华等^[2]从舱室布置、船型优化、设备选型和控制措施等方面提出了船舶舱室噪声总体综合控制技术方案。苏楠等^[3]采用SEA图论法，对噪声超标舱室的能量输入谱进行分析，得到了最优的舱室噪声控制方案，取得了良好的实船控制效果。吴彬等^[4,5]采用SEA方法对船舶设计阶段的舱室噪声进行了预报，为舱室噪声控制提供了指导。古龙等^[6]分析了阻尼涂层的降噪机理及降噪性能，阐述负泊松比以及声子晶体等新型材料在船舶降噪中的应用，揭示多学科交叉的综合性降噪技术是今后的研究热点。船舶设计阶段的振动噪声源较为明确，此时对设备和管路系统等进行减隔振处理、舱室进行消声和阻尼处理等是常规的船舶振动噪声控制措施^{[7 − 10]}。当船舶建造或使用过程中出现舱室振动噪声异常时，如何对异常的振动噪声进行诊断，找到振动噪声源，对舱室噪声的控制至关重要。

本文以某船舶舱室为研究对象，根据实船的振动噪声测试结果，对舱室异常的振动噪声进行故障诊断，明确振动噪声源，结合有限元方法，对舱室附近区域振动响应进行计算和优化分析，在此基础上，对多方案进行比较，提出合理可行的振动噪声控制措施，为船舶舱室振动噪声诊断及控制提供参考。

1 舱室异常振动噪声诊断

本文所述的船舶入级美国船级社，该船可以容纳750人居住和工作，符合ABS船级社HAB+(MODU)标准，对舱室的振动噪声要求限值较为严格，并满足ABS DP3闭环动力定位要求，燃油经济性能优越，节能减排环保。HAB+(MODU)标准要求该舱室振动噪声限值为45 dB(A)，甲板振动速度限值为2 mm/s。

该船在建造过程中，发现主甲板下方的舱室振动噪声异常，尤其是地面振感明显，舒适性受到很大影响。通过实船勘验发现，主甲板分布着大量的轴流风机，风机通过风道给舱室送风，风机开启时，舱室振动噪声较为明显，风机关闭时，不适感显著降低，因此，初步判断主甲板风机为振动噪声源。为了进一步明确具体的振动噪声源，需对舱室内部及附近区域的主甲板振动噪声进行测试。

1.1 振动测试结果及分析

振动测试选取了舱室独立围壁、地面、风道及天花板上风机旁多个测点进行测试。测试时，风机全速运转，额定转速为1800 r/min。

各振动测点的测试结果如图1和图2所示。其中，L₁为2号舱室独立围壁，L₂为2号舱室地面，L₃为舱室风道，L₄～L₆为主甲板上风机附近和舱室正上方附近的甲板位置。从图中可以看出，各测点的主要振动频率为30 Hz，和风机转速的基频（1800/60=30 Hz）一致，振动最大值达到了5 mm/s；房间内部振动不超过0.5 mm/s。舱室独立围壁和地面的振动幅值较大，通过锤击法对相应位置的局部结构进行模态测试，发现1～80 Hz范围内在30 Hz附近有特征峰，与风机基频吻合，发生局部共振的风险较大。

1.2 噪声测试结果及分析

噪声测试选取了舱室内部和主甲板风机附近的多个测点，各测点的1/3倍频程声压级频谱图见图3所示。其中，P₁～P₃为舱室内部不同测点，P₄为风道旁测点，P₅为主甲板上风机附近的噪声测点。从图中更可以看出，舱室内各噪声均大于45 dB(A)，存在明显的31.5 Hz频率成分，主要由风机振动引起；也存在了明显的中高频噪声，主要为管道内气流噪声。

2 振动噪声控制方案

根据上述分析结果，舱室附近局部结构共振和风机进出口噪声是舱室振动噪声较大的主要源头。从振动噪声传播过程的角度出发，控制振动噪声的方法可以分为控制振动噪声源大小，降低传播途径和保护接收者。本实例中风机型号无法更改，因此主要从降低传播途径的角度开展控制方案设计。

2.1 舱室振动控制优化方案 2.1.1 设计原理

风机叶片的不平衡是导致风机周期性振动的一个主要原因，周期性激励通过结构传递至甲板，将引起甲板的受迫振动。

设$ T={2{\text π} } \left/ {\omega }\right. $为激励力$ F\left(t\right) $的周期，将$ F\left(t\right) $展开为傅里叶级数，以复数形式表示为：

$ F\left(t\right)=\sum _{n=-\infty }^{\infty }{F}_{n}{e}^{in\omega t} 。$

(1)

式中：$ {F}_{n}=\displaystyle\frac{1}{T}{\displaystyle\int }_{-T/2}^{T/2}F\left(t\right){e}^{-in\omega t}{\rm d}t ，$（n=0，±1，±2，…）。

受周期力激励作用时，质量-弹簧系统受迫振动的动力学方程^[11]如下：

$ m\ddot{x}+c\dot{x}+kx=F\left(t\right)。$

(2)

式中：m为系统质量，kg；c系统阻尼，N·s/m；k为系统刚度，N/m；x为系统位移，m；$ F\left(t\right) $为周期力激励，N。

利用线性常微分方程解的可叠加性，不考虑解的暂态过程，系统的稳态响应可表示为：

$ x=\sum_{n=-\infty}^{\infty}A_ne^{i(n\omega t-\theta_n)}。$

(3)

将式(1)和式(3)代入式(2)，令左右两边各阶谐波的系数相等，得到下式：

$ {A}_{n}=\frac{1}{k}{\beta }_{n}{F}_{n} ，(n=0\text{，}\pm1\text{，}\pm2\text{，}\ldots)，$

(4)

式中：$ {\beta }_{n} $和$ {\theta }_{n} $分别为第n次谐波激励力所对应的振幅放大因子和相位差：

$\begin{split} {\beta }_{n}=&\frac{2}{\sqrt{{\left(1-{s}_{n}^{2}\right)}^{2}}+{\left(2\xi {s}_{n}\right)}^{2}} \text{，} {\theta }_{n}=\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\frac{2\xi {s}_{n}}{1-{s}_{n}^{2}}，\\ &(n=0\text{，}\pm1\text{，}\pm2\text{，}\ldots)。\end{split}$

(5)

式中：$ {s}_{n}=n\omega /{\omega }_{n} $为第n阶谐波的量纲一频率，$ {\omega }_{n}= \sqrt{k/m} $为系统的无阻尼固有频率；$ \xi =c/2\sqrt{km} $为阻尼比。

从上述分析可知，增大系统刚度或增加系统质量可以降低系统固有频率，使之与激励频率错开，减少局部共振的风险；增大系统阻尼可以显著降低共振频率下的振幅。

因此，为了降低风机振动对舱室振动噪声的影响，提出3种优化方案。

优化方案1：主甲板风机附近区域以及舱室正上方甲板区域敷设阻尼材料，增大系统阻尼，从而增加振动传递路径上的能量损耗；

优化方案2：对主甲板风机附近的结构进行局部加强，增加系统刚度，改变局部结构固有频率，避免出现局部共振现象；

优化方案3：同时敷设阻尼材料和进行局部结构加强。

2.1.2 优化前的振动响应

采用MSC.PATRAN & NASTRAN有限元软件，根据实船结构布置图，建立主甲板舱室附近区域的有限元模型，开展模态计算和振动响应计算，对以上3种优化方案进行对比分析。图4为三维有限元模型，模型的主要结构包括甲板以及舱壁（2维壳单元模拟），纵向、横向以及垂向的桁材（1维梁单元模拟），加强筋（1维梁单元模拟），甲板之间的立柱（1维管单元模拟）。

由于图4所示的模型自由度较多，随着频率的升高，模态较为密集，图5仅给出了风机激励力特征频率附近较为重要的振动模态。可知，在29.8 Hz和30.0 Hz附近存在明显的模态峰值，有发生局部共振的风险，与前述的分析结论一致。

在有限元模型中的对应位置施加三向作用力模拟风机对甲板的激励力，对周围舱壁施加对称约束，计算得到的振动响应云图如图6所示。选取模型中Node 293157（风机机脚）、Node293211（A点）、Node293279（B点）频响函数如图7所示，最大振动约为4.5 mm/s，发生在风机附近见图6框选区域，其分布特征和幅值与实测值较为吻合。

2.1.3 优化后的振动响应

优化方案1中，在风机附近区域及舱室正上方甲板区域敷设1倍板厚的阻尼材料，如图8(a)所示。结合结构布置图，优化方案2中的结构加强措施具体为将文件室的T型梁结构经过舱室沿伸至储物室大梁，图8(b)为延伸T型梁的位置示意图，T型梁规格为300×6 W/200×10 F。

采用2.1.1节方法，分别对优化方案1～方案3进行了振动响应计算，图9为优化后的振动响应云图，舱室附近位置的振动幅值如表1所示。从表中可知，优化方案1和方案2都可将风机附近的甲板振动显著降低，但仍存在振动速度超过限值的区域；方案3可以将风机附近的甲板振动速度均控制在2 mm/s内，符合规范要求；因此，确定方案3作为舱室振动优化方案。

2.2 舱室噪声控制优化方案

从图3可知，舱室内30 Hz和中高频的噪声均较高。通过仿真计算，舱室附近区域经过结构加强和敷设阻尼后，消除了局部共振现象，减弱了风机振动的能量传递，可以降低舱室内30 Hz的噪声。因此，舱室的噪声控制优化方案主要针对中高频噪声。

2.2.1 消声器设计原理

阻性消声器利用多孔材料吸收声能，在中高频的消声效果显著，被广泛应用于风机的降噪设计。阻性消声器的消声量^[12]可表示为：

$ \mathrm{\Delta }L=\varphi \left({\alpha }_{0}\right)\frac{P}{S}L 。$

(6)

式中：$ \mathrm{\Delta }L $为消声量，dB；$ \varphi \left({\alpha }_{0}\right) $为与材料吸声系数$ {\alpha }_{0} $有关的消声系数；$ {\alpha }_{0} $为正入射吸声系数；P为消声器通道截面周长，m；S为消声器通道截面积，m²；l为消声器的有效长度，m。

由式(6)可知，阻性消声器的消声量与材料吸声系数和结构尺寸有关系。在吸声材料确定的情况下，消声通道周长越长、截面积越小，消声量越高；消声器长度越长，消声量越高。

风机的进出口噪声通过风道传递至舱室，是导致舱室中高频噪声高的主要原因，在噪声传递路径上加装消声器是降低中高频噪声的有效措施。本实例的风道内难以加装消声器，因此提出的噪声综合优化方案为：

1）在风机下方的过渡管内增加消音器，消音器采用消音片现场组装的形式安装；

2）风道内靠近舱室位置的4个壁面贴敷消音棉，进行吸声处理。

2.2.2 降噪效果评估

噪声优化前，舱室内的实测声压级如表2所示。风道内的消声片贴敷于过渡管壁面，过渡管长度1400 mm、外径Φ1400 mm，消声片设计厚度为150 mm，消声通道的直径为Φ1100 mm，为了防止高频失效现象^[12]，在消声通道中间增加一个直径为Φ550 mm消声芯。按照式(6)计算消声器的消声量，如表2所示。采用舱室噪声优化方案后，舱室内声压级可降至约44.5 dB(A)，满足舱室限值要求。

备注：表中仅考虑噪声优化方案，未考虑降低结构振动带来的降噪效果。

3 实船测试验证

根据以上分析结果，对舱室周边的结构进行了如下改造：

1）主甲板风机附近区域以及舱室正上方甲板区域敷设阻尼材料，阻尼材料厚度为1倍板厚；

2） 将文件室的T型梁（规格为300×6 W/200×10 F）结构经过该舱室沿伸至储物室大梁，对舱室上方结构进行加强；

3）在风机下方的过渡管内增加现场组装的圆环式消音器；

4）风道内靠近舱室位置的4个壁面贴敷100 mm厚的消音棉，进行吸声处理。

改造完成后，采用B&K4504A三向加速度计对舱室上方甲板和舱室内振动进行测试，采用B&K 2250便携式声级计对舱室内噪声进行测试。测试时风机以额定转速1800 r/min运行，流量为40800 m³/h，功率为30 kW。

图10为整改后距风机不同位置处的甲板振动速度，距风机0.3、1.5、3 m处的甲板振动速度峰值分别为1.91，1.33、0.74 mm/s，均小于2 mm/s，符合限值要求。改造后舱室内各测点的噪声分布较为均匀，图11为改造后舱室内正中间测点的1/3倍频程声压级频谱图，该测点的总声压级为43.4 dB(A)，其中31.5 Hz处的声压级降低了约9 dB(A)，舱室振动噪声显著改善，符合HAB+(MODU)标准45 dB(A)的限值要求，可见振动噪声控制优化方案达到了预期的控制效果。

由于30 Hz是风机的特征频率，采用振动噪声控制优化方案能够极大地消除该频率的噪声，但30 Hz的噪声仍存在，不过幅值很小。

4 结　语

船舶舱室振动噪声优化控制方案设计的前提是根据实测结果开展故障诊断分析，明确具体的振动噪声源，从而针对性的开展振动噪声控制。舱室噪声超标往往同时受振动和噪声的影响，本实例通过实测结果分析发现，该舱室低频噪声来源于风机的振动，中高频噪声来自于风机的出风口噪声，该分析过程可为船舶振动噪声异常诊断提供参考。

风机的振动频率与甲板结构模态频率相近，引起了局部结构共振。结合工程实际，对局部结构进行加强是避免共振现象的有效措施。在高度受限，隔振器不方便布置时，对甲板结构敷设阻尼材料可进一步降低甲板的振动响应，是经济有效的振动控制措施。阻性消声器是消除中高频噪声的有效措施。当空间受限无法安装整体消声器时，可在噪声传递路径上采用片式现场组装、分布式或通道贴棉等方式，达到舱室降噪的目的。本文所述的振动噪声控制优化方法可为船舶舱室振动噪声控制提供设计思路。