船舶结构振动噪声分析及其研究进展.docx

船舶在运行过程中使用的运转设备是产生振动与噪声的根源。船舶舱室里的振动噪声会使劳动条件恶化，对船员健康产生不利影响，给乘客带来诸多不便。因此，国际上船级社和其他机构如美国海岸警备队(USCoaS1.GUard)都规定其噪声限制，这促使船帕设计加和建造和采取各种措施大降低船体结构的振动噪声。在船舶领域，以往的实践大都是在已经设计完毕的船船上采用特殊器材以达到减振降噪的目的。然而，这种解决问题的办法所需仍用较大，如果在一开始就结合声学要求进行结构设计，则不仅节省开支，而且可以获得更大、更好的效果。因此在船舶设计阶段就进行结构的振动噪声分析是很有意义的.噪声及其对人的危害噪声，股包含两种含义：就物理学观点讲，噪声就是各种不同频率和声压之声音的无规律组合：就生理学和心理学观点讲，凡是声级很高，造成对人体的危害，或者声级不高而使人厌烦，干扰人们的休息,睡眠、工作等一切不需要的声音，都称为噪声。其危击也是多方面的：噪声对语言清晰度的影晌：噪声声级越强，语言清晰度就越低。在80dB的噪声环境里人们交谈已经很困难，而9()dB的噪声环境里面则无法交谈，噪声对人听觉的损伤：最常见的是“听觉疲劳”，即在噪声作用下，使人的听觉灵极度暂时下降，过后很快就会恢更。这种现缴也称“哲时性听力损失1.而当听觉长期暴露在强噪声环境中，使听觉灵敏度卜降变成长期的，以后不能再全部恢笈，即造成“永久性听力损失噪声危害人的健康：长期处在噪声作用下会导致中枢神经功能性障碍，表现为植物神经衰弱症候群：强噪声作用于中枢神经,往往引起消化不良及食欲不振，从而导致肠胃病：噪声会使交感神经紧张，引起心跳过速、心率不齐、血压升高等症状。船舶舱室噪声主要对船员生理和心理的影响，如唤醒睡眠、妨碍交谈、打断思路、使人烦恼等.船舶振动与噪声的控制对于船舶振动与噪声控制，目前采用数值仿真的方法模拟船舶噪声振动问题，主要基于有限元(FEM)、边界元(BEM)和统计能量分析(SEA)三种方法。有限元方法是审定性的求解方法，用手低频振动环境的预示，可以得到结构的整体模态参数。与边界元方法结合可以预示结构的振动以及内外声场的噪声辐射强度。有限元方法虽然在理论上可以在任何频率范围内求解结构的振动和噪声辎射问题，但是在求解高频问题时，由于波长很小I1.模态密集，要准确求解需要网格精细程度足够高(通常在一个波长范围内需要6-10个单元)，因此模型的规模会变得非常大，求解的时间变得非常的长，反而没有了数值仿其高效的特点。其次，由于结构的高阶模态参数对许多不酹定的原始参数以及许多结构细节非常的敏感,但是结构细节乂不太好确定，使得有限元方法求解的精度大打折扣。另外，结构声振分析既存在振动引起的噪声辐射问题，又存在噪声引起的结构振动问题，传统的有限元方法在解决二者的糊合时比较困难。因此，有限元方法通常只是用于求解低频振动噪声环境的预示。而实际上船舶的振动与噪音的控制是机舱集控室采用刚性安装的轻质五夹板内衬，其噪声插入损失不超过20dB（八）.将集控室底甲板作双丛约束阻尼处理，并采用具有减振、隔声、吸声综合降噪功能的预制组合板，拼装成一个开门期下的箱型整体内衬，通过将阻尼隔振器座落在阻尼地板表层钢板上而不同集控室外廓接触.另外，为了减小外廓辐射声对内衬激励并减辍“空腔共鸣与“吻合效应”在外廓的内壁面上遍附一乂犷棉毡.这些措施使集控室振动与噪声均得到有效控制，使集控室噪声插入损失达38dB（八）,同采用刚性安装轻质内衬的集控室相比，噪声插入损失约提高19dB（八）o为减小激励幅值与减小激励的传递，除了优选主机及选择齿轮箱速，还要考虑避免由轴频激励激起船体共振外，在柴油机下设减振垫，这不仅可减小柴油机激励的传递，降低振动响应，也可减少结构固体声的传递。减振垫的参数应经理论计算，其材质宜采用橡胶，以有利于声绝缘.安装减振垫后，其油、水管路，排气管，对主机还有轴系，均必须采取用性连接。船舶噪声的控制措施噪声的控制是环境学的一项重要内容，其基本原理与防振、减振措施的基本原理相仿，即噪声源的控制、噪声传播途径的控制以及噪声防护设备的使用。1 .噪声源的控制按船舶噪声的来源，生要可以从以下三个方面采取相应措施。螺旋桨产生的噪声控制,螺旋桨发出噪声的主要原因有尾轴的净、动平衡未校准好：螺旋桨运转时产生的乱流以及桨叶通过水流时的周期性压力变化；空泡时，气泡的发生和破裂形成周期性的爆破音：桨叶上固有振动频率与叶片形成的涡流引起共鸣，形成螺旋桨的“唱音，因此，螺旋桨产生的噪声控制，应重点采用预防的方法来实现.主、辅机产生的噪声控制。控制主、辅机产生的噪声可以合理选用低噪声设备，从源头上减少船舶的舱室噪声，这也是舱室噪声控制的最有效办法。通风和空调调节系统噪声控制。通风和空调调行系统应采用低速、低噪声风机：风机应安装减振器，出风口处应安装消声器，风机出风口管道和他空中出风口处管道内应安放吸声材料：风机与刚性风管连接处改用软管过渡或采用软性接头，以降低固体噪声的传播：舱室送风管与空气分配渊之间，应同样采用软风管过渡。2 .噪声传播途径的控制以及噪声防护设备的使用噪声控制最枳极有效的办法是从声源上去考虑。在传播途径上控制噪声主要是阻断和屏蔽声波的传播，或是声波传播的能量随距离加大而衰减。因此，控制噪声传播途彳仝可从声源和接收器位置的选择，增加传播距，隔声吸声和消声等手段入手。险室的合理布置。舱室的布巴除了要满足常规设计的要求外，还必须从声学角度来考虑。布置的最基本原则是，使声学要求高的舱室离声源舱室尽可能远些。大型船舶可将居住区和机舱分区设置，若机舱和居住区混在起而无法分离，则机舱四周应设置那些无噪声要求的舱室，如卫生间、储藏室及通道等.隔声技术。为了降低柴油机和发电机组运行时所传播的噪声，可以在机组表面粘贴约束阻尼或使用隔声罩。在机舱结构允许的条件卜.，可在机组部分直接安置只散热通风轻型钢结构组合式的通风隔声罩。隔声罩用来阻隔主机向外辐射噪声，它能适用于各种不同环境下的各类机械噪声的控制。陶声罩的实际隔声效果除取决于结构和理论隔声量外，还与罩内壁材料的平均吸声系数有着密切关系。吸声技术。若机舱内声源经过声波的多次反射，其噪声级比同样的声源在露天的噪声级要高十几分贝.由丁机能内混响声十分严重，特别是多台机组同时工作时尤其如此。因此有必要在机舱内粘贴吸声材料，可以使混响声大大降低,这些实际处理效果表明，安装了铝合金微穿孔板材料以后，机舱内的噪声可以降低ISdb以上。结束语随着认识的不断深化和测试手段的日媒完善，人们环保意识的烟强，船舶噪声标准将更加严格，因此对船舶噪声的控制提出了更高的要求。在对船舶噪声控制时还应注意到，在实际中往往受到船舶造价和造船厂技术条件的限制，因此在船舶设计阶段就应考虑船舶噪声控制的因素，并在船舶建造过程中注意噪声控制设计工艺的实施。附船舶结构振动噪声时域预报方法研究。引言随若人们对振动噪声环境要求的不断提而，船舶振动噪声日益成为船舶设计及广大学者关注的焦点1.-5,因此，开展班舶结构振动噪声硕报方法研究，提高船舶振动噪声定量预报精度，对于提高船舶振动噪声定量设计水平具有重要意义。在船舶结构振动噪声数值预报方面，汤伟民等的基于统计能量法研究J'客滚船船室噪声，提出了基于主要噪声源和传速路径分析的降噪设计策略，但统计能量方法仅能给出频带的分析结果，对线谱捕捉能力显得力不从心：武国启等采用实船试验方法研究了舱室空气噪声激励引起的水下轴射噪声传递特性，给出舱室空气噪声与水下辐射噪声的关系，该方法虽能实现船舶线谱振动噪声的准确获取，但经济代价高，难以针对整船结构开展线谱振动噪声试验研究：崔杰等8采用FEM/BEM法建立了架-轴-船尾部结构耦合振动模型，在频域内分析了螺旋桨不同方向轴承力对尾部结构声振特性的影响，实现了桨-轴-船福介结构振动噪声预报评估，但分析结果时频率步长的依赖性较强：何祚镣等基于声学有限元/边界元法对单双层加肋圆柱壳水下受激振动声辐射进行了研究，详细阐述了声学有限元法/边界元法的具体内容，并开发了基于ANSYS和SYSNOISE软件的计算接口程序。上述研究多是基乎模态无加理论在领域内进行分析，该类方法具有分析直观等优点，但在进行船舶等大型更杂结构振动噪声分析时求解效率较低，并可能因计算步长选取不当而导致峰值遗漏”现象，导致计算结果可能出现较大误差。为此，本研究基于波动理论，提出船舶结构振动噪声时域预报方法，解决船舶结构振动噪声频域预报方法存在的求解效率低下、易出现“峰值遗漏”等难题.旨在为脂舶结构振动噪声预报评估提供方法依据。1船舶结构振动噪声时域预报方法1.1结构动力响应时域分析理论结构动力时域分析主要应用于结构瞬态动力分析和瞬态声学分析等领域。该方法通过时耦合系统运动方程在时间域内进行数值积分，得到结构在各时段的动力响应，在各时间步长加内均可将其视为线性系统分别计算其响应，并依据该时段的结果对结构的各系统参量（位移、应力、压力、声压等）进行修正，并以此作为下一时段系统特性的初值.对于多自由度系统而言，不论其是线性系统还是非线性系统，其运动方程可以表示为11F14nIM（I）式中，P为激励力矢盘，FI为惯性力矢fit,FD）为阻尼力矢功，FS为结构抵抗变形的力矢量。假设已知式（1）在每一枳分步长初始瞬时t和末了瞬时1.At的状态参量，可得,*(,.,nr>IF.'+F,'+F,+F,h*(F1'+J=P,.J(3)f1,=r.j,-r=M,(i(4)M,"F,°2-r>cJi(5)=.3,-F,=,)(*)(6)P,P.t,-P.(7)将系统运动在每一积分步长上化为增量形式的方程后有这里增量方程质量矩阵IM。、阻尼矩阵Q及刚度矩阵KU为t时刻的切线斜率，且有钊M怜.(喇m采用矩阵符号来表达，各系数矩阵可表示成必倒冈悠M阔.g实际动力学问题中，惯性力往往是加速度的线性函数，质地矩阵往往是常系数矩阵，阻尼力常采用等效线性化处理成常系数阻尼矩阵，通常只有刚度矩阵是变化的：如惯性力是加速度的线性函数，非线性力)F依赖于和)x时，则系统运动方程为WW).FUJHI1.1.1.对应的增量方程为IMI1.>H(C,)«IC1.(&>)>112»式中，切线阻尼矩阵CU和切线刚度矩阵KiJ定义为阳优次-其中，切线刚度矩阵定义同式113)，由此得系统在i+At瞬时的方程为M(三.1)*C.1.*1.*1r.=(.1-(F(x.)(14)式<14)建立了Xn和xn+1点加速度、速度和位移的关系，增量:方程的求解可采用有限元法、Newmark-法和Wi1.son-O法等方法进行求解。符位移、速度和加速度改成矢地形式即可得到结构的振动响应，本研究以中心差分法为例作如卜说明。11s>把位移函数按泰勒级数展开(速度、加速度有类似的关系：(r)，”业ir1.r,-y11Ar,26id(t>a.1.,<u>.|I1.Ai由式(16)得前差分公式为(171>.三va'Z6同样得后差分公式为ta.-1ijy'-(O将式(17)和式(18)相加减，可得用(n-1.n.n+1)的位移来近似表示t瞬时的速度和加速度j三<-*-)<,92«.r.J(20»令I瞬时的位移、速度、加速度满足该瞬时的微分方程m(i.+ci,)+j1.x.=(21)将上述关系