船舶柴油机排气系统声学性能优化设计

王笃勇，徐贝贝，朱金晏，朱晓健

（中国船舶重工集团公司第七一一研究所，上海 201108）

1 引言

近年来，船舶柴油机排气噪声问题引起了人们的极大关注。船舶上的主要噪声源之一是柴油机，而柴油机的最大噪声源为排气噪声[1]。

为了满足相关组织对船舶噪声限值的要求，通常在排气系统中安装消声器用以降低排气噪声。但是，当排气系统发生声模态共振时，消声器在共振频率附近的消声量会大大降低，甚至可能导致靠近排气口区域的舱室噪声水平超标。排气噪声超标将导致船舶无法通过验收，最终影响交船进度。

当排气系统发生声模态共振后再对其进行治理，所花费的代价通常较高。而在排气系统设计阶段就对其管路进行声学性能优化设计，不仅可避免声模态共振现象的发生，还可充分利用排气管路结构增加额外的消声效果，降低对消声器的消声量要求，减少消声器带来的压力损失，提高柴油机的经济性。同时，还可减少消声器的外形尺寸，节省船舶空间。

2 排气系统声学性能仿真计算与优化设计

柴油机排气系统主要是管道结构，利用声学软件LMS Virtual Lab Acoustics对其声模态和声场分布特性进行计算分析，可以充分掌握其声学特征，为排气系统进行声学性能优化设计提供依据。

与结构共振类似，分析排气系统声模态共振之前，需弄清楚声激励源的特性。显然，柴油机排气系统的声激励源是柴油机的排气噪声，其频率计算公式如下[2]。

式中：z为气缸数；n为转速；τ为冲程数；时，f1为基频，v≥2时，fv为高次谐频，其强度将逐次减弱。一般情况下，考虑到前3阶谐频即可。

2.1 声学仿真计算简介

本文对于排气系统的声学性能仿真计算基于声学有限元理论。具体计算流程如下：1）利用ANSYS软件建立声学有限元模型；2）打开LMS Virtual Lab Acoustics软件中的声学有限元模块，将声学模型导入，定义材料属性，施加边界条件，设定计算频率范围；3）求解管道内声场分布特性[3]。

2.2 实船排气系统优化设计

以广州某船厂在建某型实船舱室噪声超标为例，简要介绍排气系统声学性能优化的过程。

针对船厂反映的该船舱室噪声超标的现象，有关单位利用声级计（型号：B&K 2250）对噪声超标的舱室进行了测量，测量结果见图1〔2000Hz以上频率声压级均在50dB（A）以下，可以忽略不计〕。根据图1所示的舱室噪声频谱分析，40Hz频率处声压级远高于其他频率，对总声压级的贡献占主要成分，该测点噪声超标的原因也是由于40Hz频率处声压级过高所致。

图1 噪声超标舱室内声压级频谱

该船柴油机机型为MAN 7L27/38，转速720rpm，利用上式计算得出排气噪声基频为42Hz。并且该舱室位于柴油机排气口附近。综合各方因素，可确定舱室噪声测试数据中40Hz（1/3倍频程中心频率）处声压级峰值来源于柴油机基频排气噪声。

在进行噪声测试时，排气系统安装有消声器，且该消声器已针对柴油机排气噪声基频频率有针对性的设计，所以推测是排气系统在42Hz发生了声模态共振。为了验证上述推论，对排气管路进行声学仿真计算，计算模型见图2。

在排气管路的进气端施加单位振速声源，在排气端施加大气阻抗，模拟噪声排向大气中。同时，在排气管道内部均匀读取7处声压级，然后进行能量平均，获取排气管道内部平均声压级，见图3。

图2 排气管路声学有限元模型

图3 修改前后排气管路内部平均声压级

从图3可看出，在42Hz处管道内的声压级出现了峰值，且峰值远高于其他频率，显然排气系统在42Hz处发生了声模态共振，验证了之前的推测。

由于进行噪声测试时该船的排气管路已安装完毕，无法对排气管路的走向进行调整。经过分析论证，决定通过增加排气管路长度的方法改变其声学共振频率，从而避开柴油机排气噪声基频频率。经过与船厂沟通，可在靠近排气口处增加一段直管。

针对不同长度的直管段设计，利用LMS Virtual Lab Acoustics软件进行了多次计算，最终决定所增加的直管段长度为1m。增加直管段长度前后的排气管内部平均声压级对比见图3。可见，柴油机排气管路增加1m后，其管内平均声压级最大峰值频率移到了47Hz，且在42Hz处没有声压级峰值，达到了预期设计目的。

2.3 降噪效果实船测试验证

为了验证管路修改后的降噪效果，在同一舱室的相同位置的测点进行噪声测试。测试结果见图4。从图4可看出，40Hz处声压级降低了约5dB（A），排气噪声总声压级也降到了限值以内。

图4 排气管路改造前后排气噪声对比

以上案例表明，对排气系统进行声学性能优化设计有助于降低排气噪声。如果在排气管路设计阶段，就对其声学性能进行预测和优化，完全可以避免排气噪声超标的现象发生，从而节省大量的人力物力。

3 排气系统中弯头结构声学性能优化设计

由于排气管路布置的需要，经常可看到如图5（a）所示的弯头。这类结构消声作用基本可忽略，但只需稍加改造即可将其变为具有良好消声能力的消声结构。

弯头原始结构见图5（a），其直径为600mm，气流从左下端进入，右上端排出。基于侧枝共振器消声原理[4]，改造后的结构见图5（b）～（d）。相对于原始结构图5（a），结构A在左端增加了500mm，结构B在右下端增加了800mm，新结构C同时在左端500mm和在右下端增加800mm，改造后的弯头结构像英文字母T，故又称T型共振器。

图5 排气管路弯头结构

由于吸声材料在中高频的消声效果较好，所以共振消声主要应用在低频范围内。故对于弯头消声量的考察频率范围确定为300Hz以内。

改造前后的各个弯头的传递损失见图6。从图6可见，原始弯头在300Hz以内的消声量几乎可以忽略。结构A的消声频率在170Hz附近，消声量在20dB（A）以上；结构B的消声频率在120Hz附近，消声量也在20dB（A）以上；结构C将结构A和B组合到一起，其消声带宽明显拓宽，在120～170Hz的消声量在20dB（A）左右。

图6 不同弯头传递损失仿真计算值

以上仅是对一个弯头进行改造，如果有两个或三个弯头可以进行上述设计改造，完全可以满足低频范围内的消声量需要，额外安装的消声器只需针对中高频率设计即可。这样额外安装的消声器的压力损失会大大降低，且所占空间也会明显减小。

4 结论

根据对该实体船排气管路的优化设计，解决了排气噪声超标的问题。这说明基于声学有限元法对排气管路的优化设计是可行的。

通过排气管路中的弯头结构设计针对特定频率的消声器，仿真计算结果表明，对于降低排气噪声中的低频噪声具有良好效果。这对于降低排气系统压力损失和减少所占空间具有重要的意义。

相对于常规船舶，高性能船舶对排气噪声控制更为严格，且所能提供的空间也极为有限，故在排气系统设计阶段对其进行声学性能优化设计具有更大的意义。