雙層殼體船舶動力艙結構聲學設計優化

夏齊強，樓偉鋒

海軍裝備研究院，上海200235

0 引 言

在現代高科技戰斗中，隨著反潛探測手段和反潛武備的發展，對潛艇安靜性的要求越來越高。潛艇在水下航行時，由于動力艙機械設備的周期性激勵，會引起殼體振動，進而向水中輻射噪聲，這是潛艇總輻射噪聲級的主要部分，很大程度上決定了潛艇的隱身性。由此可見降低輻射噪聲是研制安靜型潛艇的重要舉措，對提高潛艇作戰性能和生存能力具有重要的軍事價值。動力艙是潛艇結構噪聲的主要輻射體，不同的動力艙結構具有不同的聲輻射能力，通過結構聲學設計，可以改善動力艙的結構聲學性能，使之處于低輻射效率且輻射噪聲強度較小的狀態，從而成為一個“弱輻射體”［1］。目前，潛艇的結構設計主要是考慮結構承載安全性和設備布置的因素，缺少基于聲學性能的結構設計方法，如結構形式、尺寸及材料等的設計，其聲學性能控制主要依靠低噪聲設備、基座的減振隔振和在殼體表面敷設阻尼技術3 個方面的成果，但由于低噪聲設備的研發水平有限，而內部機械振動復雜，外部敷設的阻尼材料又容易脫落，致使減振降噪效果并不理想。因此，尋求一種能有效降低輻射噪聲的弱輻射動力艙結構，對潛艇的聲隱身性具重要意義。

譚林森等［2］對潛水器動力艙的振動與聲輻射建模及分析方法進行了探討，指出該艙振動復雜，頻率響應峰值集中在中、低頻。徐張明等［3］采用FEM/BEM 方法對雙層殼體船舶動力艙的振動與聲輻射進行了數值計算，分析了耐壓殼體和輕質外殼厚度變化對外殼振動輻射噪聲的影響。上述文獻對雙層殼動力艙的振動與聲輻射性能進行了分析，但未涉及結構的減振降噪設計，如結構形式、尺寸、材料等。俄羅斯學者阿·斯·尼基福羅夫［4］對船體結構聲學設計方法進行了論述，提出了部分船體板、梁結構的減振措施。Cemer 等［5］對結構聲學設計進行了深入的分析與討論。Belegundu［6］通過放置小的質量塊來改變殼體的固有模態，并利用有限元和邊界元軟件優化了殼體的聲輻射性能。姚熊亮等［7］在舷間振動主傳遞通道上設計了幾種高傳遞損失復合阻尼托板結構，降低了雙層圓柱殼的振動輻射噪聲。本文擬在上述研究的基礎上，對雙層殼動力艙進行結構聲學設計，旨在提出一種低噪聲的艙段結構，供潛艇艙段結構減振降噪設計參考。

1 弱輻射動力艙結構設計分析

1.1 設計理論

由克希荷夫公式［8］可知，動力艙的輻射聲場由艙段殼體外表面的振動速度決定，其強度取決于外殼的振動烈度，而外殼的振動烈度又受制于內殼振動和振動波通道的傳遞率?；谏鲜隹紤]，可以從降低內殼振動響應和殼間聲通道振動波的傳遞率2 個方面進行弱輻射動力艙的結構設計。

動力艙低階振動對聲輻射的貢獻很大［9］，有效控制低階振動的方法就是增大結構的低階機械阻抗。對于雙層殼動力艙結構，要增大環肋柱殼的機械阻抗，可以通過增加殼體的機械阻抗和環肋的機械阻抗2 種途徑來實現。增加殼體厚度可增加殼體的機械阻抗，但這樣會使殼體質量也大幅增加。由于受重量的限制，殼體的外形尺寸相對較固定。在殼體外形尺寸不變的情況下，可盡量提高肋骨的機械阻抗［10］，這可通過升高肋骨腹板和增加質量抗來實現，尤其是對雙層殼結構，其有充分的空間和儲備浮力；另一方面，現有的肋骨構件普遍采用均質鋼材料，以均勻布置的方式焊接，主要用于提高結構強度和穩定性。但是，肋骨的存在對殼體振動均方速度有較強的影響?？筛鶕んw優勢模態對肋骨尺寸進行優化設計，布置非均勻的肋骨可抑制或破壞殼體的優勢模態，降低殼體振動響應［11］。

要想更好地降低艙段振動及聲輻射，必須減弱內、外殼間耦合，以及衰減振動波在殼間的傳遞。一般來說，隔離船體結構振動噪聲的有效方法是使振動能量在傳遞途徑上有效地吸收和反射，其實質就是使結構不連續、阻抗發生突變，進而達到減振降噪的目的。就船舶這種大型鋼結構而言，材料本身的阻尼系數很低，船體結構本身的結構突變對結構噪聲傳播的阻礙作用有限，而若能在主傳遞通道中對振動波進行隔振隔聲設計，人為地增設一道隔離振動和噪聲的屏障，則可減弱內、外殼的耦合作用。因此，在保證殼間連接強度的前提下，可在普通肋板中布置粘彈性夾層，這樣做的好處是一方面可有效減弱兩層殼間的耦合，另一方面由于夾層材料變化導致截面阻抗失配，振動能量可得到有效阻抑，而且在傳遞過程中由于阻尼的耗散作用還會進一步衰減，可降低振動均方速度和輻射聲功率?？紤]殼間連接強度因素，粘彈性夾層材料的楊氏模量和夾層厚度會受到限制。為最大限度地增大結構阻抗失配度，充分利用由結構突變引起的不連續性阻隔振動波的傳遞，將復合阻波技術［12］引入到實肋板的改進設計中，一般采取的措施是布置阻振質量。通過阻振質量，將振動波能量阻擋或限制在一定的區域內，然后再用粘彈性材料進行吸收，進而有效阻抑振動噪聲的傳遞，這勢必會進一步提高結構的減振降噪效果。

1.2 實例數值分析

以典型的雙層殼動力艙段結構為原型，參數如下：長度L=8 m，外殼半徑R1=2.75 m，厚度 h1=8 mm ；內殼半徑 R2=2.25 m，厚度h2=20 mm ；T 型環肋截面積A=0.007 44 m2，慣性矩I=4.5×10-6m4，記為r1，間距l1=0.8 m ；實肋板厚h3=8 mm，間距l2=1.6 m 。鋼材密度ρ1=7 800 kg/m3，彈性模量E1=2.1×1011Pa，泊松比μ1=0.3，損耗因子η1=0.005。艙段兩端帶蓋板簡支，在（L/2，0）處受單位簡諧點力作用，激勵頻率為10～500 Hz。雙層殼殼間充滿水，殼體浸沒在水中。流體密度ρw=1.0×103kg/m3，聲速c=1 500 m/s 。將上述設計思想引入雙層殼艙段結構設計中，具體措施為：將部分普通肋骨r1替換為r2 和r3 型阻抗增強肋骨，r2 型阻抗增強肋骨的截面積 A2=0.020 24 m2，慣性矩I2=2.8×10-5m4；r3 型阻抗增強肋骨的截面積A3=0.0251 m2，慣性矩 I3=6.65×10-5m4。用復合肋板代替實肋板，選取聚氨酯密度ρ3=800 kg/m3，彈性模量E3=1.0×109Pa，泊松比μ3=0.47，聚氨酯夾層高度h=80 mm 。阻振質量采用鋼材料，尺寸為80mm×60 mm 。動力艙雙層殼設計前、后的模型如圖1 所示。其殼體幾何尺寸、材料屬性不變，質量較原結構增大了8.8%，這對于儲備浮力較高的雙層殼船舶來說，可以滿足工程應用。

圖1 動力艙雙層殼模型Fig.1 Design of double cylindrical shell model

利用FEM/BEM 法對動力艙雙層殼模型振動聲輻射性能進行計算分析，具體算法如下：

1）在結構有限元中計算出內、外殼體的干模態，然后將網格和模態結果讀入Sysnoise；

2）將夾層中的水用BEM 建模，分別與內、外殼耦合；

3）將外殼與外面的水耦合；

4）在內殼作用點施加力；

5）計算出外殼的振動和外場聲場。

圖2 給出了動力艙雙層殼改進前、后的振聲性能對比曲線，其中Original 代表常規雙層殼模型，Design 代表設計雙層殼模型。

圖2 振聲性能對比曲線Fig.2 Comparison curves of vibro-acoustic characteristics

從圖2（a）和圖2（b）中可以看出，通過結構聲學設計，提出的動力艙模型的內、外殼振動均方速度均明顯下降。這是由于在肋骨升高并添加振動阻尼物后，使得內殼總的機械阻抗增大，這對內殼振動具有強烈的抑制作用，將直接導致內殼振速的降低。對于外殼，一方面由于內殼振動水平降低，另一方面，改進殼間實肋板結構后，減弱了內、外殼的耦合，使得殼間振動波傳遞率降低，因此外殼的振動均方速度較原結構也大幅降低。由圖2（c）可以看出，雙層殼間實肋板采用復合肋板后，其徑向均方振動速度傳遞減小了，說明復合肋板能有效減弱兩層殼間耦合，降低振動波沿肋板的傳遞。由圖2（d）可以看出，設計的雙層殼除個別頻率點外，輻射聲功率較原結構有所降低，尤其是譜峰頻率處的降低幅度最大，如在40 和60 Hz 處，線譜峰值的降幅分別達8.3 和5.2 dB；隨著頻率的升高，輻射噪聲線譜都有不同程度的降低，平均降低量約4.1 dB?？梢?，設計的雙層殼動力艙能有效降低輻射噪聲，是一個性能較好的“弱輻射體”。

2 模型試驗

2.1 試驗測量

聲學測試試驗本身難度較大，而利用準確的結構表面速度分布來預報結構的聲學特性，通過試驗與數值相結合的方法獲得結構的振聲特性是一種較為適用和可行的方法。因此，開展雙層圓柱殼模型振動試驗，以驗證動力艙結構聲學設計的有效性。主要測量雙層圓柱殼結構的振動加速度響應，通過模型測試結果與數值計算的比較對比兩種結構的振動水平?；鶞誓Ｐ徒Y構參數為：長 度 L=8 m，內殼半徑 R1=2.7 m，厚 度h1=4 mm ；外殼半徑R2=3.5 m，厚度h2=2 mm ；肋骨間距l1=80 mm，面積A0=1.2×10-4m2，慣性距I0=1.49×10-9m4；肋板厚度t=2 mm，間 距l2=160 mm ；兩端蓋板厚t′=12 mm 。設計試驗模型結構參數為：長度L=8 m，內殼半徑R1=2.7 m，厚度h1=4 mm ；外殼半徑R2=3.5 m，厚度h2=2 mm；肋骨間距l1=80 mm，采用變截面阻抗增強肋骨S1，S2和S3，其面積和慣性距依次為：A1=1.8×10-4m2，I1=2.09×10-9m4，A2=2.96×10-4m2，I2=4.87×10-9m4，A3=3.7×10-4m2，I3=1.15×10-8m4，肋骨腹板處添加尺寸為10mm×15 mm 的阻振質量塊；殼間肋板采用復合阻波設計，粘彈性夾層厚度l=10 mm，阻振質量尺寸為10×15 mm，肋板間距不變，厚度t=3 mm 。激勵力位置處于處。圖3 所示為設計雙層殼試驗模型及加速度傳感器測點布置圖。

圖3 試驗模型及測點布置圖Fig.3 Test model and layout drawing of testing point

模型激振試驗采用水中懸浮工況，如圖4 所示。試驗采用穩態正弦函數激振，由信號發生器發出正弦波信號，經功率放大器放大后加到電磁激振器上，激勵殼體振動；力傳感器和加速度傳感器將激勵點處和加速度測點處的振動響應轉化為電信號，通過數據采集器和PC 機上的數據處理軟件獲得實際激勵力、速度和加速度曲線。激振頻率為20～1 000 Hz，步長為10 Hz。圖5 給出了模型水下單頻激振時采集的時域信號。

圖4 模型激振測試Fig.4 Model testing

圖5 測試數據采集Fig.5 Testing data collection

2.2 結果分析

對單頻激振采集的時域數據進行頻譜分析，得到各測點在測試頻段內的加速度和速度響應幅值。利用MSC.Patran/Nastran 對試驗模型的振動響應進行有限元仿真計算。有限元網格劃分模型如圖6 所示。水下懸浮試驗測試值與有限元計算值的對比如圖7所示。

由圖7 可以看出，共振峰值處的振動響應相差較小，其中計算值略低于試驗值；試驗測試峰值數較有限元計算值多，這主要是由于模型制造誤差和由缺陷引起的結構局部振動較多，而有限元計算較為理想化。總的來說，計算值與試驗值的振動趨勢吻合較好，說明模型振動計算方法可靠，計算結果可信。

圖6 模型有限元網格Fig.6 Finite element mesh of model

圖7 水下懸浮工況測點頻率響應計算值與測試值比較Fig.7 Comparison of frequency respons between test values and calculated values under water floating condition

為驗證雙層殼結構設計方法的有效性，對基準結構模型和設計結構模型的振動加速度進行了比較。描述結構的減振效果時，采用均方根加速度級和減振功率級這2 種方法進行表征［13］。

表1 所示為模型水下懸浮工況激振測點處均方根加速度級計算值與試驗值的對比。從表中可以看出，對于設計的雙層殼結構模型，各測點的均方根加速度級計算值與測試值的誤差較小，兩者符合良好，均小于原結構。在整個測試頻段內，計算值和測試值分別較原結構平均降低了7.52 和7.67 dB。表2 所示為模型水下懸浮工況激振測點處的加速度減振功率級對比。從中可以看出，對結構進行減振設計后，振動明顯減弱，測點振動加速度的計算值和測試值均有不同程度的降低，設計模型的平均減振效果分別達4.67 和4.75 dB。說明本文所提的結構設計方法具有較好的減振效果，可以實現結構減振的目的。

表1 水下懸浮工況測點均方根加速度級Tab.1 Root-mean-square acceleration level of test points under water floating condition

表2 水下懸浮工況測點減振功率級Tab.2 Power level of acceleration summation of test points under water floating condition

3 結 論

本文結合動力艙的結構特點，基于結構增抗原理和復合阻波技術，對動力艙進行了結構聲學設計，得到如下結論：

1）應用非均勻阻抗增強環肋和復合阻波技術能有效降低雙層殼體船舶動力艙的振動水平和輻射噪聲。

2）設計的動力艙模型具有良好的減振降噪效果，振動水平明顯降低，輻射噪聲有效減小，是一個性能較好的“弱輻射體”。

本文所提的弱輻射動力艙結構聲學設計方法可為研究潛艇聲隱身技術提供新的思路，對潛艇動力艙機械噪聲的控制具有重要的工程應用價值。

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