噪聲環境對彈上電子設備的作用機理研究

姚建軍，余盛強，甄 瑞，閆紅松

(北京自動化控制設備研究所，北京 100074)

?

噪聲環境對彈上電子設備的作用機理研究

姚建軍，余盛強，甄 瑞，閆紅松

(北京自動化控制設備研究所，北京 100074)

建立了彈上電子設備聲振耦合理論抽象模型，采用數值實驗方法研究了電子設備周圍環境的噪聲載荷如何從外部傳遞到內部并對其內部器件的作用機理。分析得出：環境聲場的聲波入射到電子設備殼體外表面時發生反射與透射，其中反射聲壓與入射聲壓合成后同時作用于殼體外表面；合成壓力載荷通過兩條途徑對電子設備器件內部產生影響，一條是激發電子設備殼體結構振動，并通過殼體結構及其與內部結構的機械連接，帶動內部結構振動；另外一條是激發電子設備腔內聲空間響應，產生二次聲壓場，再由二次聲壓場激勵殼體內部結構產生振動；透射聲壓主要集中在低頻且量級較小，其作用遠比前述兩條途徑微弱。

噪聲環境；電子設備；作用機理

0 引言

導彈等航天飛行器在發射飛行過程中，艙內電子設備會受到發動機推進系統誘發的低頻(0～2000Hz)隨機振動環境，以及氣動噪聲引起的寬頻(10Hz～10kHz)聲振激勵環境影響。

對于亞聲速導彈，噪聲環境對艙內電子設備的影響遠遠弱于低頻振動環境。但隨著飛行速度的提高，特別是導彈再入大氣層超高速飛行時，噪聲的影響已非常顯著。因此，在超聲速/高超聲速導彈用電子設備的研制中，噪聲環境被明確列為與隨機振動、沖擊過載并駕齊驅的三大力學環境條件之一。與隨機振動相比，噪聲載荷的作用形式更加復雜、破壞性更為強烈。這一方面表現為作用頻帶更寬，另一方面表現在作用面積更大(注：隨機振動只作用于電子設備與載體的機械連接部位，而噪聲載荷則作用于電子設備的所有外露表面)。因此，傳統的減振、隔振等結構動力學設計經驗和方法，在解決噪聲環境適應性問題時遇到了巨大的挑戰。

本文工作的目的就是要剖析噪聲載荷從電子設備的外部進入內部的傳遞途徑、對內部器件產生破壞作用的機理，從而為彈上電子設備的噪聲環境適應性設計提供理論依據和技術支撐。本文利用一個理論抽象的數值計算模型，采用對比分析數值實驗的方法歸納出一般性結論。

從學科來講，研究噪聲環境對彈上電子設備的作用，是典型的聲振耦合問題。它涉及流體力學、振動力學、彈性力學、計算力學、聲學等。做為一門交叉學科，近年來越來越成為航空航天、車輛、船舶與艦艇等領域的研究熱點，且各具有不同的研究重點。航空航天的研究重點是飛行器殼體結構、天線等面積和質量比較大的結構，在氣動噪聲、隨機振動激勵下的動力學響應計算。例如：Maahs利用有限元方法對STEREO 衛星的成像系統和高增益天線，在混響聲場中的隨機振動響應進行了計算；Cordioli等利用VA One 軟件對航天器太陽翼和天線在混響聲場中的加速度、位移、應力響應等進行了分析；韓增堯等利用有限元方法和統計能量分析方法，對衛星太陽翼噪聲響應、整星高頻隨機振動進行了分析計算；王珺、張景繪等應用聲學有限元+邊界元分析軟件Sysnoise，研究了飛行器儀器艙典型結構在隨機振動+混響聲場復合環境激勵下的動力學響應；白長青等應用有限元軟件ANSYS的諧響應分析功能研究了結構振動產生的空氣聲場，對航天器的理想化模型薄壁圓柱結構，研究了動力學響應的影響特性等。

車輛領域重點研究車室四周壁板的機械振動，與其內部聲腔聲振動的耦合特性、內飾材料對車室內部噪聲場的影響、減振降噪設計等。這類研究中，通常將車身簡化為帶有彈性壁板的矩形封閉聲腔，分析腔體的聲振耦合模態、空腔內部的聲壓分布及其頻響特性。這方面的研究文獻較多，具有代表性的有：Kompella將汽車的各種振動與汽車內部噪聲進行聲固耦合分析，開創了汽車內部噪音控制研究的新局面；Nefske等對汽車內部的噪音控制模型進行了有限元研究，有效地預測了汽車內部的聲學特性；戴揚、陳藻等研究了具有彈性壁面的矩形封閉空腔中，壁板振動模態與空間聲模態的耦合特性；鄧兆祥、曹友強等研究了結構聲腔耦合系統頻率耦合機理以及聲固耦合系統在發動機和路面激勵作用下的車內聲學響應。

艦艇與船舶領域重點研究彈性殼體結構在湍流邊界層，脈動壓力作用下的受激振動、殼體結構振動、外場聲輻射的特性和規律，以及水下隱身設計等，這方面的研究文獻也相對較多。

本文采用載荷傳遞路徑分析方法來探討研究聲振耦合問題。主要內容不僅包括當前航空航天領域重點關注的殼體結構在噪聲激勵下的動力學響應計算，也不僅包括當前車輛領域重點關注的車室四周壁板的機械振動與其內部聲腔聲振動的耦合特性和當前船舶領域重點關注的機械振動產生的聲輻射等，而且還包括被激發起來的結構應力場、腔內聲場與內部結構的耦合特性，以及內部結構的響應特性計算等。

載荷傳遞路徑分析方法研究聲振耦合問題，是對當前聲振耦合理論應用的進一步拓展，鮮有人涉及，因而相關研究文獻亦極少。

1 模型的建立

彈上電子設備一般為一長方體盒式結構。盒子為其主體框架，起防護和機械連接作用，電子功能模塊安裝在盒子內部。這里，參照聲學領域通常用來研究結構機械振動與聲腔聲振動耦合特性所使用的經典方法，建立一個具有N(N=1,2,3,4,5,6)個彈性壁面的矩形空腔理論抽象模型(其中一個壁面為彈性板，其他五個壁面為剛性板)。在該模型中，如果將腔體的一個壁面當成是彈上電子設備的盒式殼體，環境噪聲載荷作用在壁的外表面，與其相對的另一個壁面當成安裝于殼體內部的功能部件結構。其余四個壁面則為殼體與內部結構之間的機械連接，空腔等效于殼體與內部模塊結構之間的空氣間隙。殼體與內部結構之間既通過機械連接又通過空氣連接，同時包含了電子設備的結構動力學特性和內部聲學特性。

在該模型中，無論是矩形壁板還是矩形空腔都存在規則的解析模態解，便于對結果進行分析，且由于實際結構的復雜模態可看成是基本規則模態的合成，所以認為該模型是對彈上電子設備聲振耦合特性的理論抽象。模型的幾何形狀雖然為方形，但從模態分析的角度，可看成是其他任意復雜形狀的基元特征，因此認為該模型不僅具有特殊性而且還具有一般性。

圖1 實體模型圖Fig.1 Solid model

所建立的矩形封閉空腔實體模型的外形尺寸與彈上電子設備的典型外形尺寸相當，取為200mm×240mm×160mm，腔體壁厚5mm，如圖1所示；腔體材料為鋁，其彈性模量E=70GPa、泊松比μ=0.33、密度ρ=2700kg/m3、結構阻尼損耗因子η=0.02，體縱波聲速cs=6260m/s；腔體內外氣體環境均為一個大氣壓、20℃條件下的空氣，密度ρ0=1.21kg/m3，聲速c0=344m/s。在ANSYS15.0軟件環境下建立其有限元模型并完成計算。其中，腔壁采用六面體高階結構單元SOLID186來劃分網格，腔內空氣采用六面體高階流體單元FLUID220來劃分網格，在流體網格與結構網格的交界上，利用FSI界面載荷將結構運動與流體壓力耦合在一起。

計算得到，該模型在完全固定腔體的上下左右四個外表面，前/后壁板(注：法線與X軸平行的壁板)的第一階純結構振動頻率為1397Hz；腔內聲空間的(1,0,0)、(2,0,0)、(3,0,0)簡正模態頻率分別為903Hz、1805Hz，2710Hz。

圖2 用開縫代替密封不嚴的實體模型圖Fig.2 non-airproofed solid model with apertures

2 數值實驗方案的確定

對于上面建立的理論抽象數值模型，可以通過對前壁板、除前壁板以外的其他壁板、空腔、腔體的機械約束等進行不同方式的處理來達到不同的實驗目的。例如，將前壁板處理成結構體或非結構體(只是作為聲學介質)，可以對比分析結構的動力學特性對噪聲載荷傳遞的影響；在前壁板上開縫或不開縫，可以對比分析腔體結構的密封性能對噪聲載荷傳遞的影響；將除前壁板以外的其他壁板處理成空氣介質或非空氣介質，可以對比分析聲學腔體對噪聲載荷傳遞的影響；將空腔充滿空氣或抽成真空，可以對比分析氣體介質對噪聲載荷傳遞的影響；對腔體機械約束的不同方式，代表了前后壁板之間不同程度的機械連接關系，可以對比分析機械連接對噪聲載荷傳遞的影響。將這些不同的處理方式進行組合形成不同的數值實驗方案，見表1。對于每種實驗方案，所施加的環境噪聲條件是一致的，即，令聲壓級為160dB的單頻各向均勻聲場從前壁板的左側入射(假設壁面無限大，聲波不能衍射到壁板后面)，入射波的頻率從50～3000Hz變化，每隔10Hz進行一次簡諧響應計算。對實驗結果的提取可分為兩種情況，對于純聲學計算，主要觀察噪聲載荷穿過前壁板后的聲壓變化情況；對于聲振耦合計算，還要觀察前后壁板中央位置處的加速度響應。

表1 數值實驗方案列表Tab.1 Numerical experiment schemes

3 實驗結果分析

圖3 第一方案下，前壁板后靠近板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.3 Scheme 1: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖4 第一方案下，前壁板后中心線上的聲壓隨位置變化曲線Fig.4 Scheme 1: the curve of acoustic pressure behind front wall center with position

圖5 第二方案下，腔內靠近前后壁板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.5 Scheme 2: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖6 第二方案下，前壁板后中心線上的聲壓隨位置變化曲線Fig.6 Scheme 2: the curve of acoustic pressure behind front wall center with position

圖7 第三方案下，腔內靠近前后壁板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.7 Scheme 3: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖8 第三方案下，前壁板后中心線上的聲壓隨位置變化曲線Fig.8 Scheme 3: the curve of acoustic pressure behind front wall center with position

圖9 第四方案下，腔內靠近前后壁板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.9 Scheme 4: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖10 第四方案下，前后壁板中央點處的加速度響應隨頻率變化曲線Fig.10 Scheme 4: acceleration swing at front /black wall center point with frequence

圖11 第五方案下，前后壁板中央點處的加速度響應隨頻率變化曲線Fig.11 Scheme 5: acceleration swing at front /black wall center point with frequence

圖12 第六方案下，前后壁板中央點處的加速度響應隨頻率變化曲線Fig.12 Scheme 6: acceleration swing at front /black wall center point with frequence

圖13 第七方案下，腔內靠近前后壁板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.13 Scheme 7: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖14 第七方案下，前后壁板中央點處的加速度響應隨頻率變化曲線Fig.14 Scheme7: acceleration swing at front /black wall center point with frequence

圖15 第八方案下，腔內靠近前后壁板中央位置處的聲壓隨頻率變化曲線Fig.15 Scheme 8: the curve of acoustic pressure near front wall with frequence

圖3～圖16所示分別為依據各實驗方案得到的數值實驗結果。

圖16 第八方案下，前后壁板中央點處的加速度響應隨頻率變化曲線Fig.16 Scheme8: acceleration swing at front /black wall center point with frequence

由圖3、圖4可以看出，入射聲波穿過薄壁鋁介質后的透射聲壓隨頻率近似呈指數規律衰減，200Hz以后減弱到130dB以下，板后聲壓處處相等，不產生波動。

由圖5、圖6可以看出，入射聲波穿過薄壁鋁介質進入封閉腔體內部的透射聲壓不論是頻率分布還是空間分布，都與實驗方案一進入自由開放空間的情形存在顯著不同：在低于200Hz的低頻段，透射聲壓隨頻率的衰減規律及空間分布與實驗方案一基本一致。但在200Hz以上的幾個特殊頻率點(注：為腔內聲空間的簡正頻率)附近，透射聲壓隨頻率急劇增大后又急劇衰落，出現尖峰，其幅值遠大于實驗方案一自由開放空間下，相同頻率附近的聲壓幅值，即：透射聲壓在腔內出現頻率選擇性二次放大；這些選擇性放大的聲壓在腔內的分布呈現出很規則的駐波曲線；受這些選擇性二次放大波的影響，其他頻率處的透射聲壓也沒能得到充分衰減。

由圖7、圖8可以看出，由于結構體的振動，壁板的隔聲性能發生了顯著變化，與實驗方案一自由開放空間下的規律甚至相反：透射聲壓在低頻處顯著衰減，隨頻率升高而逐漸增大，在某個特殊頻率點處(注：為壁板結構的第一階固有頻率)達到極大值后又逐漸衰減，但其幅值仍然高于在實驗方案一自由開放空間下的情形，這時的彈性壁板類似一個高通濾波器，壁板后面的聲壓是濾波后的穿透聲壓與結構振動輻射聲壓的合成。

由圖9可以看出，入射聲波穿過彈性壁板進入封閉空腔后的聲壓頻響分布情況，兼具實驗方案二聲波透入封閉空腔內的頻響特性與實驗方案三聲波穿過自由開放空間彈性壁板結構后的頻響特性。即：透射聲壓在低頻處顯著衰減，在幾個特殊頻率點處出現頻率選擇性二次放大；受其影響，這些峰值頻率點附近頻率處的聲壓也沒能得到充分衰減；除此而外，還增加了一些彈性壁板與封閉空腔耦合后引起的新特征，如位于2200～2600Hz之間三個尖峰點處的峰值比實驗方案二單純封閉空腔時的明顯增大。

由圖10可以看出，入射聲波不僅引起前壁板振動而且還引起后壁板振動；前壁板振動的峰值頻率只發生在前壁板結構固有振動頻率點處，腔內聲壓對其影響甚弱，只是在相應頻率點處出現了一些微不足道的毛刺；后壁板振動則主要受腔內聲壓的影響，其加速度響應峰值頻率幾乎與圖9中腔內聲壓的峰值頻率一一對應。

由圖11可以看出，在腔內沒有聲波傳播的介質即腔內沒有聲壓時，前壁板結構的振動幾乎不受影響，而后壁板結構則幾乎不會發生振動，即在這種約束情況下，前壁板幾乎不能直接通過固體結構帶動后壁板振動，后壁板的振動主要是由腔內聲壓引起的。

與實驗方案四結合起來看，說明聲波透入帶有彈性壁板的封閉空腔后產生的聲壓，能夠引起腔內結構產生非常顯著的振動。即外界環境噪聲引起封閉腔體內部結構的動力學響應不容忽視。

由圖12可以看出，噪聲載荷激發前壁板振動，前壁板通過殼體結構帶動后壁板也產生同樣劇烈的振動。

對比圖13與圖9可以看出，結構約束狀態改變后，腔內聲壓峰值的頻率幾乎沒有改變，只是其峰值稍有變化。這說明殼體與腔體的耦合作用程度發生改變。對比圖14與圖12可以看出，在腔內充滿空氣時，純粹由結構振動傳遞引起的后壁板的加速度頻率響應曲線上增加了幾條毛刺，毛刺出現的頻率與圖13所示腔內聲壓峰值出現的頻率一致。這說明后壁板的振動是由殼體結構振動與腔內聲壓波動共同引起的。至于哪個是主要因素哪個是次要因素，則隨著具體結構形式及腔體形狀不同而異，不能一概而論。在本例中，顯然殼體結構振動是引起后壁板振動的主要因素。

對比圖15與圖9可以看出，由于微小縫隙使得殼體泄露后，腔內聲空間的聲壓在高頻處的峰值分布幾乎沒有變化，只是部分頻率點處的峰值有所增加。但在低頻區域，這個微小的縫隙卻嚴重破壞了殼體結構對入射聲波的高通低阻濾波功能，使得低頻聲波顯著地透入腔內。

對比圖16與圖10可以看出，盡管縫隙使得腔內的低頻聲壓顯著增強，但由于其頻率遠低于后壁板結構的固有頻率，所以對后壁板的振動響應沒有造成太大影響。反而使得后壁板在某些高頻點處的響應減小，這主要是由于縫隙處的能量泄露減弱了腔內聲場與后壁板結構的耦合作用程度。在實際工程中，由于密封不嚴而產生的縫隙對腔體內外氣體流通的阻滯程度遠遠大于該計算模型所設置縫隙的作用，所以認為，殼體的密封質量，對彈上電子設備在噪聲作用下的振動響應沒有太大影響。

4 結論

根據上面的分析，可以對環境噪聲載荷從電子設備外部傳遞到內部，對其內部器件作用的機理形成如下認識：

1)環境聲場的聲波入射到電子設備殼體外表面時發生反射與透射。其中反射聲壓與入射聲壓合成后，同時作用于殼體外表面。

2)合成壓力載荷通過兩條途徑對電子設備內部器件產生影響：一條是激發殼體結構振動，并通過殼體結構及其與內部結構的機械連接，帶動內部結構振動；另外一條是激發腔內聲空間響應產生二次聲壓場，再由二次聲壓場激勵殼體內部結構產生振動。即，一條為機械結構連接路徑，另一條為氣體介質連接路徑。

3)環境噪聲透過殼體后的透射聲壓主要集中在低頻，量級較小，對內部器件的作用遠比通過2)中所述兩條途徑產生的作用微弱。

4)類似密封不嚴等因素造成的殼體內部腔體與外界的微通道對彈上電子設備在噪聲作用下的振動響應沒有顯著影響。

[1] Maahs G. Acoustic test and analysis[C]//. The 2007 S/C & L/V Dynamic Environments Workshop, EI Segundo, USA，2007.

[2] Cordioli J, Gardner B, Pattison G. Prediction of dynamic stresses and forces in space structures from random acoustic excitations[C]//. The 2008 S/C & L/V Dynamic Environments Workshop, EI Segundo, USA, 2008.

[3] 韓增堯, 曲廣吉. 統計能量分析在太陽翼噪聲分析上的應用[J].中國空間科學技術, 2001, 21(2): 52-56.

[4] 王珺，張景繪，寧瑋. 復合環境激勵下的聲振耦合分析[J].振動與沖擊，2011,30(2)：15-18.

[5] 白長青，周進雄，閆桂榮. 聲振耦合對薄壁圓柱結構動力特性的影響[J].機械工程學報，2011,47(5)：78-84.

[6] Kompella M S．Variation of structural-acoustic characteristics of automotive&vehicle[J].Noise Control Engineering Journal，1996，44(2)：93-99.

[7] Nesfke D J，Sung S H．Vehicle interior acoustic design using finite element methods[J].Journal of Vehicle Design，1995，6：24-40.

[8] 戴揚，陳藻. 振動模態與聲模態的耦合特性分析[J].振動工程學報，1992,5(2)：98-103.

[9] 鄧兆祥，高書娜.結構聲腔耦合系統頻率耦合機理探討[J].振動與沖擊，2012,31(14).

[10] 曹友強，鄧兆祥,等. 車內耦合聲場振動噪聲預測研究[J]. 汽車工程，2008,30(6)：484-487.

Study on Action Mechanism of Noise Environment on Missile-borne Electronic Equipments

YAO Jian-jun, YU Sheng-qiang, ZHEN Rui, YAN Hong-song

(Beijing Institute of Automatic Control Equipment,Beijing 100074, China)

A vibro-acoustic coupled principle model is presented, and how the noise loads transfer from exterior of electronic equipments into interior and act on electronic components is researched by means of numerical experiments. Some conclusions obtained are those: the incidence acoustic wave arises reflection and refraction on the exterior surfaces of electronic equipments, and the synthesized acoustic pressure of incidence acoustic wave and reflection acoustic wave acts on them and makes effects on the interior electronic components by two ways, one is forcing the frame of electronic equipments to vibrate. then exciting the electronic components to vibrate via mechanism link, the other is exciting the interior sound field, then forcing the electronic components to vibrate. The less refraction acoustic pressure focuses mainly in lower frequency region, and the action is negligible.

Noise environment; Electronic equipment; Action mechanism

2015 - 03 - 15；

2015 - 04 - 20。

姚建軍(1974 - )，男，研究員，主要從事多物理場仿真分析與結構功能一體化設計方面的研究。

E-mail：yjjnl@sina.com

V414

A

2095-8110(2015)03-0120-08