目次

1.

はじめに ........................................................................................................................................................ 1

2.

背景 .................................................................................................................................................................. 23.

典型的な船内騒音と伝搬メカニズム及び低減措置 ................................................................. 43.1.

プロペラ及びスラスター騒音のメカニズム ....................................................................... 5

3.1.1

プロペラ騒音低減手法 ............................................................................................. 7

3.1.1.1

CLT エンドプレートプロペラ .......................................................................... 7

3.1.1.2

トンネルスラスター .............................................................................................. 83.2.

ディーゼル機関と機械騒音 ......................................................................................................... 93.2.1

エンジン騒音低減手法 .......................................................................................... 10

3.2.1.1

エンジンマウントと基礎構造の設計......................................................... 10

3.2.1.2エンジン弾性ケーシング ................................................................................. 123.2.1.3

変速器騒音の低減................................................................................................ 123.3.

空調系及びエンジンケーシング騒音 .................................................................................... 13

3.3.1

空調系及びエンジンケーシング騒音低減手法.......................................... 14

3.3.1.1ダクト構造 .............................................................................................................. 15

3.3.1.2

ダクトの接続 ......................................................................................................... 16

3.3.1.3

ダクトシステムの内部設計と処理 ............................................................. 173.4.

船殻及び構造騒音 .......................................................................................................................... 193.4.1

船殻及び構造騒音対策 .......................................................................................... 20

3.4.1.1

絶縁 ............................................................................................................................. 20

3.4.2

ダンピング（制振） ............................................................................................... 22

3.4.2.1

絶縁とダンピングの併用 ................................................................................. 233.4.3

配管系統の処理 ......................................................................................................... 24

4.

結論 ................................................................................................................................................................ 26

5.

参照文献 ...................................................................................................................................................... 27

11. はじめに
2014 年度「船内騒音低減技術等に関する最新動向等調査」の調査の一部として実施されたものである。船内の機械的可動部分をはじめとする様々な震動源からの絶え間ない背景騒音が船員に影響を及ぼしており、特に居住区域に伝わる機関区域の騒音レ
ベルは懸案事項となっている。
IMO は船内騒音コードの見直しを行い、騒音基準値を強化した上で SOLAS 条約の下で強制力を有する船内騒音コードとして 2012 年に採択し、同コードは 2014 年 7 月に発効した。SOLAS II-1/3-12 規則により発効日以降に建造契約された新造船にはこの新船内騒音コード（以下、単に「船内騒音コード」という。）が適用される。しかしながら、この法的枠組の整備の進展にも関わらず、小型の専用船を扱う中小規模の造船所では船内騒音コードの要件を満たすための有効な騒音低減措置についての知識が十分蓄積されていない。
本報告書ではまず一般的な船内騒音の問題について簡単に論じ、海事産業と総トン数20,000 トン未満の貨物船のような比較的小型の船舶の造船関係者に適切な騒音低減
方法を示すものである。この騒音低減方法に関して、2 ストロークエンジンを搭載した船舶での適用を評価する。さらに、船内騒音低減対処方法についての一般的なガイ
ダンスを提示する。

－ 1 －

2

2. 背景背
船内に居住する船員にとっって騒音は大大きな問題でである。船内内では様々な
な発生源かららの
騒音と機械的可
可動部分から
ら発生する振振動が融合しし、絶え間なない背景騒音
音を生み出すす。
特に機
機関スペー
ースの騒音レ
レベルは船員
員の健康に甚甚大な問題をを引き起こすす可能性が高高い。
最も一般的な健健康上の問題
題は一時的又又は恒久的にに部分的又はは完全に聴力力を失う「聴聴力損失」である。騒音により引き起こさされる船員のの聴力損失のの研究では、船員が限界
界数
値を超
超える騒音
音レベルに暴暴露されていいる場合がああり、係る船船員の聴力検検査により機
機関室船員員に一過性
性可聴域の変変動が存在すすることが立立証された（Pośplech anda ZalesskaaKreciicka 1981, Volkov
Vand MarkarianM
1985, Szcepaań and Otto 1994, Parkeer, Hubingerr etal. 19997, Trécan 2006, Kaerllev, Jensen ete al. 2008）
さらに、構造体
体又は空気をを伝搬して音
音が居住区域域に到達し、船員の健康
康や休息に直直接的影響響を与え、睡眠妨害、疲労、スト
トレス、不快快感、コミュ
ュニケーショ
ョンの問題、、障
害、不満等の快快適性の問題
題を引き起ここすことによより、船員のの作業パフォ
ォーマンス及及び効率に影響を及及ぼしかねな
ない。

－ 2 －

3

船内騒音の問題は IMO も認識し、1981 年に非強制の IMO 決議 A.468(XII)−船内騒音
コード(IMO 1981)が採択された。しかしながら、IMO 騒音コードは旗国の厳しい騒音基準、船級協会の居住性規則、その他の規制により形骸化し、その結果 IMO は同コ
ードの見直しの結果、新たな船内騒音コード(IMO 2012)を採択し、これが 2014 年 7
月 1 日に発効している。さらに、IMO は、SOLAS を改正し、規則 II-1/3-13 を新たに導入し、新船建造にあたっては改正船内騒音コードへの適合が義務化された。これによって、業界は新造船向けの騒音規制への適合という課題に直面しており、造船所は騒音低減措置に関する基本的知識を獲得する必要がある。

－ 3 －

4

3. 典型的な船内騒音と伝搬メカニズム及び低減措置
設計段階で配慮しなければ問題を引き起こすことが知られている船内騒音には様々な発生源がある。これらの発生源から騒音が規制対象となる居住区域に伝搬する経路は様々である。空気中を伝搬するものを空気伝搬音という。例えば、機関室に隣接する空間の騒音の多くは空気伝搬音によるものである。空気伝搬音抑制対策としては、隔壁及び甲板の不連続構造化または質量付加が一般的である。
もうひとつの伝搬経路は音源の振動が船体構造を伝搬するものである。固体伝搬音は
可聴帯域外の周波数の振動が構造を伝搬して受音室に到達し音圧として放射されるものである。空気伝搬音の影響は音源が設置された区画に隣接した区画に限定されるが、固体伝搬音は音源が設置された区画から離れた居住区画まで伝搬する。
••

固体伝搬音の低減対策の例
o

浮き床の利用o可撓継手（フレキシブルコネクション）の利用

o

機関を防振マウント（フレキシブルマウント）に据付ける

減衰措置
o

粘弾性素材

o

減衰カセットしかしながら、空気伝搬音及び固体伝搬音の低減措置の成果は音源が伝搬するスペク
トルの形状に大きく左右される。例えば絶縁素材、減衰手段、浮き床の形状は、抑制
すべき騒音の特性を十分に理解したうえで選択することが必要であり、必ず減音効果を数値解析により計算し、確認すべきである。騒音予測には様々な手法があるが、騒

－ 4 －

5

音対策の専門家であれば、実船計測データを利用した経験則に基づくモデルを、有限要素法や SEA(統計エネルギー解析、Statistical Energy Analysis)法による空気伝播、固体伝播モデルと組み合わせて使用することもある。振動源及び騒音源における励起特性の予測においては、プロペラ騒音では流体力学モデル、ディーゼルエンジンからの固体伝播騒音・振動では、熱力学的モデルが使用されることがある。
次項では主要な船内騒音源のいくつかについて、騒音発生のメカニズムと共に論じる。
騒音発生原理の理解に基づき、音源の騒音レベルと騒音エネルギーのスペクトル分布に影響を及ぼす設計パラメーターについて論じる。取り上げる音源は以下の通り。
•

プロペラ騒音•機関（ディーゼルエンジン）騒音•

HVAC(冷暖房空調設備)及び機関ケーシング騒音

3.1.

プロペラ及びスラスター騒音のメカニズム

スラスター及びプロペラにより発生する騒音の主因はキャビテーションである。船尾周辺及びプロペラに近い舵等の付加物の周囲の流速分布（プロペラ軸方向の流入流速の分布）はキャビティ体積（キャビテーション）の発生及び変動を引き起こす重要な要因であり、これが発生した場合、キャビティの爆発的な崩壊を引き起こす。騒音を最低限に抑える措置としては、船尾の形状設計（プロペラへの伴流流入）、プロペラ
翼の形状、及び船体構造及び付加物に対するプロペラの据付け位置を慎重に考慮する必要がある。キャビティ体積の変動とプロペラ翼変位により、船体外板に変動圧力場が発生し、これを通して騒音が伝搬される。
この変動圧力場スペクトルの一部はプロペラ翼数とプロペラ回転周波数の積の整数倍

－ 5 －

6

という明白な周波数成分をを示す音響特特性を有してている。このの音響成分のの強度（振幅幅）は 1 次倍音、2 次倍音、3 次倍音…と次次数が増すにつれて急急速に減少すする。次数にに応じて振振幅が減少することかから、通常 100〜200rpm
1
m で回転すするプロペララの場合、人人間の耳に聞こえる周波数の下下限である 20
2 ヘルツを超えた時点
点で、これら
らの音響成分
分には極めて少量のエネルギーーしか含まれれないことととなる。

Figurre 1

プロペラ周囲のの不定常伴流流分布例

プロペ
ペラ騒音のほとんどははキャビテーーション気泡泡が崩壊するることによりり水中衝撃波波が発生し、衝撃励励起（船体ににあたかも船船尾で絶え間
間なくビー玉玉をはじいてているようなな振動）が発生するものであるる。この現象象は典型的にに人間の耳がが感知する周周波数であるる
50 ヘルツ〜100ヘ
0 キロヘルツ
ツの周波数をを含む広帯域域騒音を引き起こす。特にプロペペラ
翼周囲の流れ場
場においてクラウドキャャビテーショ
ョンが発生すすると、船底底及び付加物
物の表面に向かって押し流されれた気泡群がが、流速の減減速（伴流のの増大）によより（ベルヌ
ヌー

－ 6 －

7

イの定理に従って）動圧が上昇した領域に入ると大きな衝撃を発して崩壊する。

3.1.1

プロペラ騒音低減手法

プロペラ騒音低減手法はほとんどの場合、以下の原理に基づいている。
•

プロペラに流れ込む軸方向水流の流速を可能な限り均一にする（船尾設計）•

プロペラの翼端荷重の低減（プロペラ設計）•

流速変動の大きいエリアをプロペラ翼端が通過するのを避ける（プロペラ翼
端と船体のクリアランス増）

プロペラ全円（プロパルザーディスク）域内に流れ込む水流の均一化、プロペラ翼後退角の拡大（スキューイング）、プロペラ直径の拡大（すなわち必要とする回転数の低減）、プロペラ翼数増により相当な騒音低減が達成しうる（ABS 2014）。
P.Anderson, J..J. Kappel et al.(2009). Sharma, Mani et al. (1990), Wang, Marsden et al.
(2006) and Bertetta, Brizzolara et al. (2012) による研究では、プロペラ設計の様々なパラメーターの変化はプロペラの騒音パフォーマンスに影響を与えると証明している。
プロペラの最適化はまた船舶の効率にも直接的に影響する。

3.1.1.1

CLT エンドプレートプロペラ

ダクトプロペラ及び CLT エンドプレートプロペラも騒音低減の方法である。これらの技術はそもそも推進効率を向上させるために設計されたものであるが、プロペラ騒
音低減にも効果があることが発見された。CLT プロペラは 280 隻の各種船舶に搭載実績があり、全ての作動条件で燃料効率が 5〜8％向上し、船内騒音性能と振動性能が向上し、操縦性能が向上した（Adalid & Gennaro, 2011）（ただし、燃料効率の向上

－ 7 －

8

効果については異論もある。）。CLT プロペラで重要な点は、騒音性能を上げるための最適プロペラ径が小さいことから、翼端と船体のクリアランスを拡大できることである。さらに、翼端における低圧部と高圧部の圧力差が縮小されることにより、プロ
ペラ騒音の大きいな要因であるキャビテーションと翼端渦が低減される。
2 ストロークエンジン搭載船：
先に説明した問題点とソリューションは中/高速の 4 ストロークエンジンを搭載した
船舶にも同様にあてはまる。

3.1.1.2

トンネルスラスター

トンネルスラスターは高レベルの船内騒音及び振動を発生し、特別な騒音低減措置が必要となることが考えられる。トンネルスラスターは低運転速度でキャビテーション
を生じ、水中で高い音響エネルギーを発生する。トンネルスラスターのキャビテーシ
ョンは不適切な流入条件、インレットの格子やモーター支持構造によって引き起こされた渦や乱流によって引き起こされる。スラスター機械とトンネル壁に沿った乱流もまた強い騒音及び振動源となる。高い騒音レベルは長時間にわたり DP(Dynamic
Positioning)運航する船舶にとってとりわけ問題となる。以下に騒音及び振動を低減するための有望な措置について説明する。
•

空気噴射：空気噴射により 500 ヘルツを超える周波数で 10〜12 dB の吸音効果がある。しかし 100 ヘルツ未満では低減効果は期待できず、騒音レベルがわずかに上昇することもありうる（Fischer 2000)(Jastram)。

•

弾性マウント：本手法により固体伝搬音 10〜15 dB の低減が可能である（Brunvoll, Rolls Royce Marine）。

－ 8 －

9

•

キャビテーション発生速度：スラスターはほとんどの場合、特に DP 運転中は、部分出力で運転される。キャビテーション発生速度を上げることにより船舶の騒音性能及び振動性能は大幅に向上する。

•

その他のソリューション：大きめのスラスターを使用する、スラスター室近辺に騒音に敏感な区画を配置しない、可変ピッチインペラ及び可変速機関を備えたスラスターを使用することによりトンネルスラスター騒音が低減する。

2 ストロークエンジン搭載船：
先に説明した問題点とソリューションは中/高速の 4 ストロークエンジンを搭載した
船舶にも同様にあてはまる。

3.2.

ディーゼル機関と機械騒音

回転機械、特にピストンを用いた周期的な圧力の急激な昇降が発生するものは騒音を発生する。この種の騒音源の代表的なものはディーゼルエンジンである。しかし、コンプレッサー、油圧モーターやポンプのような機器からも高いレベルの騒音が発生し、遠く離れた居住区域に伝搬することがある。
ディーゼルエンジンは固体伝搬音と空気伝搬音の両方の発生源となる。熱力学的過程
によりにより誘発されるシリンダー内のガス圧の変動が固体伝搬音の主な起振源である。空気伝搬音は機械空気伝搬音と排気ガス空気伝搬音の 2 つのカテゴリーに分割される。機械騒音の発生源を以下にあげる。
•

エンジン構造を通して伝わる燃焼騒音の放射•

駆動チェーン、ギア及びバルブから発生する機械騒音•

ターボ過給器からの騒音

－ 9 －

10

ディーゼルエンジン由来の固体伝搬音は主としてシリンダー内のガス圧の変動により引き起こされるが、このガス圧の変動は明確に異なる 2 つの燃焼段階に関連して発生する。圧縮と燃焼によりガスは急激に圧縮され、その後の膨張ステージでガス圧が低下する。主として、この圧力変動と関連する変動力により固体伝搬音が起振され、船体構造に伝搬される。圧力及び変動力の周波数はクランク軸回転数と関連性を持っている。エンジンはクランク軸回転数の倍音（周波数）を発生させる。この倍音の振幅（騒音の大きさ）は回転数の増加とともに急速に減少する。

3.2.1

エンジン騒音低減手法

エンジンは空気伝搬音と固体伝搬音の両方の音源となる。空気伝搬音は主として機関室内と機関室に直接隣接した区画の騒音レベルに影響する。騒音対策としては機関室
内部に十分な絶縁材を取り付けることに焦点を当てるべきである。この絶縁材は固体
伝搬音の他の区画への伝播を緩和するのみならず、騒音吸収により機関室内の騒音レベルの低減にも役立つ。

3.2.1.1

エンジンマウントと基礎構造の設計

ディーゼルエンジンから発生する固体伝搬音は機関室に隣接する区画よりもさらに遠く離れた区画まで伝搬する騒音であり、居住区画全体の騒音レベルに影響を与えうる。
中速及び高速ディーゼルエンジン（4 ストローク）については、フレキシブルマウン
トの使用により固体伝搬音を大幅に低減できる可能性がある。しかし、2 ストローク
エンジンは大重量で回転数が遅く、固体伝搬音は低周波数域に集中していることもあり、フレキシブルマウントシステムの使用は効果がなく、固体伝搬音のレベルを増幅することさえ考えられる。さらに、2 ストロークエンジンの A フレームの幾何形状自－ 10 －

11

体の剛性が低すぎることから、フレキシブルマウントシステムの使用はほとんど不可能である。
固体伝搬騒音（振動）レベルの低減措置は、剛性の高いエンジン据付部基礎構造の設計を行うことと、エンジン、据付部基礎、船体ガーダー及びプレート類の固有振動数をエンジン主発火周波数及びクランク軸回転の一次及び二次周波数からできるだけ話すように設計することに焦点を当てるべきである。
2 ストロークエンジンではトップブレーシング（振止め）を使用し、エンジン上部を船体構造の剛性の高い部分に連結する。これにより、エンジンの H 連結（H couple）
により引き起こされる横揺れが抑制される。これはエンジン構造物の剛性を高めることにより、エンジンの固有振動数をエンジンの主発火周波数の倍数を遥かに上回る数値に上げることを目的とした設計テクニックである。しかし、このコンセプトはエン
ジン振動の減衰には効果があるが、個体伝搬音の減衰効果はほとんどない。振動についても、トップブレーシングにより振動レベルが上がるケースがあることから、設計段階でトップブレーシングの効果を十分に数値化する必要がある。

2 ストロークエンジン搭載船：
重量とエンジン回転数の低さから、2 ストロークエンジンにはフレキシブルマウンテ
ィングは有効ではなく、かえって固体伝搬音を増幅することもある。さらに、典型的な 2 ストロークエンジンの A フレームは比較的剛性が低いことも問題となる。エン
ジン据付部基礎構造の設計に焦点を当てるべきである。

－ 11 －

12

3.2.1.2

エンジン弾性ケーシング

エンジンケーシング（エンジンを箱状に覆う構造物）による騒音低減ソリューション
の可能性がある。本ソリューションは発電機セットが運転中に発生する空気伝搬音の低減に焦点を当てるものである。空気伝播音は主にエンジンルーム内の騒音にのみ影響することから、エンジンルール及び直接つながっている区画における騒音低減にのみ効果がある。
2 ストロークエンジン搭載船：（大型の）2 ストロークエンジンの場合、弾性ケーシングはエンジンサイズの点から現実的ではない。加えて、弾性ケーシングは空気伝搬音の放射を低減するだけであり、
空気伝搬音がもともと低い 2 ストロークエンジンでは大きな効果は期待できない。弾性ケーシングを過給器群に使用する場合何らかの効果が期待できるかもしれないが、効果は局所的な騒音低減及び機関室に隣接する区域における騒音低減に限定される。

3.2.1.3

変速器騒音の低減

変速器も重要な騒音源である。変速器から放射される騒音の主因は軸と歯車のアラインメントのずれ、または曲がり、及びギアの歯の接触である。騒音の伝搬は以下の手法により低減される。
•

転がり軸受けに代えて滑り（ジャーナル）軸受を選択する•

弾性マウンティングの採用•

変速器に固有の筺体を設計することにより変速器周辺の空気伝搬音を低減する。

－ 12 －

13

2 ストロークエンジン搭載船：
2 ストロークエンジン搭載船舶ではプロペラ軸は直接フライホイールに連結されているためプロペラを駆動するための主変速器はない。

3.3.

空調系及びエンジンケーシング騒音

換気システムからも高レベルの騒音が発生する。特に機関室空調は送風機及び気流の挙動により高いレベルの騒音が発生することが知られている。
もうひとつの大きな騒音源は機関ケーシング（機関部囲壁及びファンネル部）騒音である。機関ケーシングはエンジンルームとの間に開口部を形成し、そこを通じて空気伝搬音が伝わる。気流騒音だけではなく 機関室の冷却に使用された余分な空気がファンネル上部に流れ、ケーシングに取り付けられた排気グリルを通って大気中に発散される際の排気騒音も騒音源となる。機関ケーシング内では 100dB を超える騒音が発生することもある。このことから、ABS は機関ケーシングが居住区画を通る形で設置しないように推奨している。しかし、騒音絶縁に適正な注意を払い、ケーシング内部に吸音材を取り付けることにより、騒音レベルを IMO による睡眠エリアの騒音許容値である 60dB(A)以下に抑えることが可能である。

－ 13 －

14

Figu
ure 2: 2 種類
類のケーシンングと居住区
区画の配置。ケーシング
グを居住区画画から分離する
ことが推奨され
れる。

3.3.1
1

空調
調系及びエンンジンケーシング騒音低減手法

HVAC
C（空調系） は居室、公公室、病室、事務室等
等のような居居住区域におおける主要なな騒音源の一つである。コスト効率の良いい方法で居住住区域の騒音音レベルを最最小限に抑ええる
ためには設計段
段階で全てのの騒音源と伝伝播経路を特特定しておく
く必要がある
る。HVAC 設計
設には受音室におおける目標騒
騒音レベルをを達成するた
ための騒音低低減措置の選選択が含まれれる。
建造段段階で、当初設計通りに建造されれないと、騒
騒音レベルがが上がる結果果となる。
ABS ガイドライン（ABS 20014）によれ
れば HVAC システムの目シ
目標騒音レベベルは居室騒音許容
容値よりも 5 dB 低くすすることとさされている。
。
船員の居室における目標騒
騒音レベルにに適合するこことを目的ととする HVAC
C 設計は３つつの側面から論じることができる。

－ 14 －

15

3.3.1.1

ダクト構造

騒音に敏感な区域には円形ダクトまたは楕円形ダクトを使用すること。優良な HVAC
設計の重要なルールのひとつはダクト系統において流体の乱れができるかぎり生じないようにすることである。ダクト系統設計ルールのいくつかの優良プラクティスに従うことにより速やかにダクト騒音が低減する。これらの優良設計プラクティスは以下の通りである。
•

ターンは送風機から少なくとも主管径の 3 倍長離すこと•ダクトの方向を変える前に少なくともダクト径の 3 倍長にわたり直線とする
こと。直線部の推奨長はターン角による（Table 1 参照）
Table 1: 継手前のダクト長（ABS 2014）
ターン角（度）

直管径倍数

30

2

45

3

60

4

90

5

•

直角ターン、曲率半径ゼロエルボ、角形エルボは避ける•

ダクト内部の凸凹を避ける。

円形ダクトは剛性が高いことから、固体伝搬音放射の観点からは、矩形（正方形又は長方形）ダクトよりも円形または楕円形ダクトが好ましい。

－ 15 －

16

円形ダク
クト

楕円形ダク
楕
ト

長方
方形ダクト

Figurre 3: ダクト
ト形状
騒音源
源を排除す
するために可可動式スプリッタは避けけるべきであある。システテムの流量管管理にはオリフィスの使用が推推奨される。スプリッタ
タを使用する
る場合はシスステムの流量量調
整後に恒久的に固定されるるように設計
計すべきであ
ある。

1.2
3.3.1

ダクトの接続可撓(フレキシブブル)要素を加加えることにより固体
体伝搬音の伝伝搬を緩和すすることがで
でき
る。
•

ダクトと
と支持構造物
物の間の防振振(フレキシブル)支持•

相対変位位を許容する
るため、又は
は変形を補ううために 2 つつのダクト同士の連結結には可撓(フフレキシブルル)スリーブブ/コネクションの使用が推奨されれる。これら
らの可撓継手手で連結されれたダクト間間の騒音伝搬
搬が低減されれることで、、ファン及びモーターーからの固体体伝搬音の伝伝搬が抑制さされる。

－ 16 －

17

3.3.1.3

ダクトシステムの内部設計と処理

ダクトに市販の様々な吸音性素材を内張りすることでダクト内部を伝わる騒音を低減することができる。もうひとつの手法はサイレンサーを取り付けることである。
騒音を減衰するためのダクト内張り
ダクトに吸音性コーティングを使用することにより受動的な空調騒音制御を行うことがでる。一般に、これはエアダクト内を伝搬する騒音の減衰に有効なミネラルウールのパネルで構成されている。
この種のソリューションは流体と流体が通過する施設の間の遮音及び断熱効果の両方を持つというメリットがある。しかしながら、吸音パネルは圧力損失を増し、埃をた
め、空調ネットワーク内に繊維を放出し、非衛生的な環境を作り出すもとになることがある。それゆえに、内張りの厚さのみならず空気の質をも向上させる特定の発泡体が市販されている。
ダクト直管長ダクト直管長による減衰効果は最小限であり、ほとんどの場合考慮されない。しかし、係る直管部分を内側及び外側から防音処理することは可能である。
内張りのないダクトについては、測定可能な量の減音は見られない。ダクト内張りをした場合も、250 ヘルツ以下では有効ではないかもしれない。低周波数域では、ダク
トサイズと内張りの厚さによって減音量は 0.1〜1dB/m となる。
曲がりダクト
空調ダクトのネットワークは複数のエルボ又はバッフルを持つことがあり、これに防音処理をほどこすことができる。吸音材は空気流に水平に設置するよりも、垂直に設置した方が効果的である。この理由から、中及び高周波数域においては直管よりも防音処理を施したエルボの効果が高い。

－ 17 －

18

消散型サイレンサ（Dissipating silencers）
以下の例で説明されるタイプは静的サイレンサと呼ばれ、バッフル（仕切板）と想定する効果によって狭さの異なるエアチャネル（風洞）を含む筐体で構成される。静的
音声トラップの減衰性能は以下の要素に伴い増加する。
•

長さ

•

気流の薄さ

•

バッフルの厚さ

消散型サイレンサーはしばしば換気及び空調設置で使用される。これらは一般に広帯域の減衰特性を持っている。ダクトの内側の形状を変えず、内壁を吸音素材としただけのものもある。ほとんどの場合、 並行又は筒型、同心バッフルを使用することにより流体と接触する素材の表面積を拡大している。
Table 2: HVAC 受動的減音ソリューション
HVAC 受動的減音ソリューション
種類

性能

コスト

メンテナンスコメント

ダクト吸音コー

周波数域によりダクト長

中低一般的/圧力損失

ティング

1m につき 1-4 dB(A)増/ダストが溜まる

消散型サイレン長さと周波数により 2-50

中

低

一般的

サー

dB(A)

リアクティブサ

15-40 dB(A)

低

低

一般的

10-15 dB(A)低無80/100mm の鉱

イレンサー
ファンケーシン
グの絶縁物綿（50kg.㎥）－ 18 －

19

リアクティブ型サイレンサー
リアクティブ型サイレンサーの性能は、主としてその形状により決定される。同サイレンサー形状は、パイプ内の流れ抵抗を変化させて騒音伝達を減らす効果がある。この型のサイレンサーには共鳴型サイレンサーと拡張室を設けた膨張型サイレンサーがある。リアクティブ型サイレンサーでも共鳴装置のネック部分又は拡張室に吸音材を使用する場合もあることから、消散型サイレンサーとリアクティブ型サイレンサーの区別は恣意的なものである。
2 ストロークエンジン搭載船：
上記の HVAC 騒音対策は 2 ストロークエンジン搭載船、4 ストロークエンジン搭載船のいずれにも有効である。しかし、排気サイレンサーのなかには（リアクティブ型サ
イレンサーのように）低周波数騒音には効果が薄いものもあり、2 ストロークエンジンでは有効でないかもしれない。サイレンサーを選択にあたっては排気騒音スペクト
ルを慎重に考慮しなければならない。

3.4.

船殻及び構造騒音

船体構造及び船殻は船内騒音及び振動の発生源ではないが、他の源から発生した騒音及び振動はしばしば船殻及び船体構造により伝搬される。船殻及び船体構造は局所的又は全体的に振動源に反応し、騒音レベルを高める結果となりえる。このため、船殻及び船体構造を通じて伝搬される騒音及び振動の問題に取り組むために利用できるソリューションに焦点を当てることは重要である。

－ 19 －

20

3.4.1船殻及び構造騒音対策

3.4.1.1

絶縁

絶縁とは不連続性を作り出すことにより騒音経路を中断することを意味する。この不連続性はエネルギー流を音源に向けて反射させることにより、エネルギー流が騒音経路を伝わって受音室に到達することを防ぐものである。原理的には音源に近い場所で絶縁を施すことにより、騒音が船体構造を伝搬してさらに遠方に伝わることを防ぐ。
しかし、受音室側に絶縁を施すこともある。

Table 3: A-60 アルミニウム甲板向け軽量素材の絶縁タイプ
製造者

製品

密度

厚さ

絶縁タイ

重量

推定コス

kg/㎥

mm

プ

kg/㎡

ト

認証日

コメント

$/㎡
Am. Sprayed

Dendamix ™

156

26

FibresRockwool

繊維吹き

4.0

17.3

12 月

付け
Marine

130

60

バット

7..8

25.3

Firebatts 130
Saint-Gobain

Ultimate,

66

60

MPN 66
ThermalFire Master

Ceramics

Marine Plus

ブランケ

4.0

15.0

ット
70

50

ブランケ
ット

2006 年

2007 年

ピンとワッシ

1月

ャーを含む

2006 年
12 月

3.5

18.0

2007 年6mm 厚アル1月

ミ材について認証

市場にはいくつかの認定遮音材が存在する。Table 3 は A-60 デッキ向け軽量ソリュー
ションの例を上げたものである。

－ 20 －

21サンドイッチ素素材
サンドイッチ素
素材は非常にに軽量であり、適正な芯芯材を使用すすれば、騒音
音低減に有効効であると考えられれる。これら
らのパネルはは一般に居室室を船体からら隔離する、または居室室同士を隔離する内装壁としてて使用されるる。音の透過過損失 Rw は 28〜51dB
B である。
船体素材としてのサンドイッチ構造材
材のコストは
は複数の要素素によりコス
ストが変化すする
ことから、一般
般的なコストを推定するるのは困難で
である。
浮き床
床
浮き床
床は居室の床の絶縁ココンセプトととして最も利利用されていいるものであある。浮き床
床のコンセプトは居居室床と甲板
板の間に連続
続的に分離材
材を設置する
るものである
る。例えば、、甲板と居居室の床を非連続化しして素材不連連続性を創出出するためににミネラルウ
ウール層を使使用することができる。浮き床
床の設置によよる騒音低減減効果は騒音
音源の音響ススペクトルのの形
状及び選択する床厚により左右されるる。浮き床は
は周波数増大大に従って効
効果が増す。
。標
準的な浮き床かからは最大でで約 10〜15ddB の減音効効果が期待さされる。

Figure 4: 浮き床構
構成例

－ 21 －

22

2 ストロークエンジン搭載船：
2 ストロークエンジンの騒音エネルギーの大部分は低周波数域に集中しており、浮き
床はほとんどの場合騒音（振動）低減には効果的ではない。

3.4.2

ダンピング（制振）ダンピングはエネルギー変換による振幅の低減として説明できる。ダンピングを達成するための様々なコンセプトが市場に出ている。
次の表にダンピングソリューションの例を示した。
製造者

SwedacAuson

製品

ダンピングタイプ

重

価

認定

量

格

日

kg/

€/

㎥

㎡

2.7

20

System U1

粘弾性層〜2mm、拘束層アルミニ& U10

ウム、スチール 1-2mm 又はラテ

は拘束層は含ックスコンクリート 10-30mm

まれにない。

Noxudol

スプレー式粘弾性層（～2.5mm)

2011

コメント

2

36

2011

3

60

2011

価格と重量に3001
SwedacDamping
Cassette－ 22 －

23ダンピングカセット
ダンピングカセットは鉄骨
骨構造の振動動から発生す
する自由共鳴鳴屈曲波の振振幅の低減にに使用される。
ダンピングカセ
セットは複数
数の脚と粘弾弾性素材を注
注入した U 字型の型材材で構成されれる。
弾粘性性素材により振動エネ
ネルギーは熱
熱として拡散散される。次次に、ダンピピングカセッット
は個々の脚を通通じて構造にに溶接される
る。
拘束層
層ダンピン
ング
もうひとつのダダンピング手手法は拘束層層ダンピンググと呼ばれるる。本コンセセプトにおいいては、弾粘性素材
材は 2 枚の剛剛性素材板のの間にサンドドイッチされれる。拘束層層ダンピング
グは一般に剛性構造
造に使用されれる。他のダダンピング手手法と比較すすると、拘束束層構造の使使用による効果は高い。

Figgure 5: 粘性
性層

3.4.2
2.1

絶縁とダンピングのの併用

浮き床
床構成は高周波数域ででの有効性がが高く、粘弾弾性素材は全全周波数域でで均一な減衰衰性
能を示示す。実用上は、全周周波数域でよより良い結果果を得るため
めに係る 2 つのコンセプ
つプトは通常組合せて使用されるる。

－ 23 －

24

ダンピング素材
材の減音性能能は全周波数数域でほぼ一
一定しておりり、低周波数数域でも有効効である。
。ダンピン
ング素材の使使用により 5〜12
5dB の減音が期待待できるが、主としてここれはどのような素
素材構成を選選択するか（（拘束層のタタイプ等）や
や、適用するる場所によりり左右される。

FFigure6： 絶縁とダンピ
絶ピングの併用用2 ストロークエンジン搭載船
ダンピング素材
材の減音性能能は全周波数数域でほぼ一
一定している
ることから、ダンピング
グ素
材の使
使用は 4 ストロークエ
ス
エンジン搭載載船と同様にに 2 ストローークエンジン
ン搭載船にも効果がある。

33.4.3

配管
管系統の処理理

配管系統はポンンプに接続されており、流体が通っっていることとから、振動動が配管系統
統を通して伝搬することが考ええられる。そそれゆえに、配管系統ににおける騒音音及び振動のの問
題を避避けるための取り組み
みを行うべききである。管
管内の流速をを下げることとにより騒音音及び振動の低減を達成するこことができる
る。さらに、急な曲がりりを避けるこことによってても改善する。

－ 24 －

25

一方、配管系統では振動を避けることができない場合もあることを認識する必要があり、 このような振動の船体構造への伝搬を回避するために弾性パイプ支持を使用することが重要となる。Figure 7 はパイプ支持としてゴムを内張りしたクランプの例である。
Figure 7: パイプ支持としてゴムを内張りしたクランプ（ABS 2014）－ 25 －

26

4. 結論
本稿では、船内の典型的騒音源について運転パラメーター及び設計パラメーターが騒
音源レベルにいかなる影響を及ぼすかを論じた。さらに空気伝搬音と固体伝搬音を区別するために騒音伝搬メカニズムについて論じた。騒音ソリューションはこれらのメカニズムとの関連で論じ、2 ストロークエンジン搭載船について個別評価が行われた。
以下の結論が得られた。
•

適正な騒音低減手法を選択するうえで騒音発生のメカニズムと特性を理解することが非常に重要である。全体的な騒音値よりも、音源のフルスペクトルが求められる。絶縁素材、ダンピング素材又は浮き床の効果の数値評価は極めて重要である。

•

エンジンケーシング（機関室囲壁及びファンネル部）及び機関室空調を騒音に敏感な居住区域からできる限り離すことが好ましい。居室配置の適切な選択やこれらの音源を居住区域から完全に分離するなどの方法によって達成することができる。

•

HVAC やエンジンケーシングの一部が居住区域を通過する場合、または居住区域に近い場合、ケーシングの吸音素材とケーシング被覆の騒音透過損失性能に特に注意を払うことにより適正な騒音レベルを達成することが可能である。

•

2 ストロークエンジンにより発生する低周波振動については、船体構造の全体
的及び局所的な固有振動数分析の実施が強く推奨される。

•

2 ストローク（低速）エンジンを搭載した船舶には効果がないソリューション
もあるため騒音ソリューションの性能の専門的評価を受けることが非常に重要であることが実証されている。

－ 26 －

27

5. 参照文献
ABS. (2014). Noise And Vibration Control for Inhabited Spaces: American Bureau of
Shipping.
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Parker, A., Hubinger, L., Green, S., Sargent, B., & Boyd, R. (1997). A survey of the health,stress and fatigue of Australian Seaafarers. AMSA, Australie.
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Maritime and Tropical Medicine in Gdynia, 33(1-2), 35-47.

－ 27 －

28

Radzievskiĭ, S., Volkov, A., Igrevskiĭ, A., Kyshtymova, L., & Skrupskiĭ, V. (1983). Effects ofship noise on sailors during prolonged sea voyages. Gigiena truda i
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－ 28 －

29

この報告書はボートレースの交付金による日本財団の助成金を受けて作成しました。

中小貨物船等に対する船内騒音低減対策調査
2015 年（平成 27 年）3 月発行
発行 日 本 船 舶 輸 出 組 合〒105-0001 東京都港区虎ノ門 1-15-12
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