貼敷新型阻尼材料對油底殼減振降噪規律效果的研究

閆超群，王韶楓，王志剛，曲佳輝，范國棟，馬炳杰

（1.中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海201108；2.無錫齊耀華東隔振科技有限公司，江蘇 無錫214000）

根據機械振動理論，提高機械的系統阻尼可以大大衰減機械系統的振動水平。通過在結構件上粘附阻尼材料結構層，可增加結構件的阻尼性能，提高其抗振性和穩定性[1]。而阻尼對結構振動響應的影響主要是在共振區，此區域正是我們最關注的區域[2]。附加阻尼結構尤其是自由阻尼結構，在不改變原設計的基礎上，能顯著降低輻射噪聲，容易實現且成本低，而且不會顯著地增加結構的的重量，符合發動機小型化、輕量化應用要求[3-5]。

熱氣機作為特種船舶使用的發動機，對其振動噪聲性能具有嚴格的要求。熱氣機作為外燃機和柴油機相比，因燃燒過程是在過量空氣下的連續燃燒，無氣門結構，無爆燃，運行平穩振動小，故而輻射噪聲較低。而油底殼作為薄壁構件，其剛度低、面積大，噪聲輻射效率高，在整機輻射噪聲中占比更大，其結構優化過程中又受到體積和質量的制約，為進一步降低熱氣機的振動進而提高聲隱性能，現對其油底殼貼敷新型阻尼材料，與以往阻尼材料相比該新型阻尼材料具有密度更小、彈性模量更大的特點。當油底殼受到激勵力而振動時，阻尼層隨油底殼的變形，產生交變的應力和應變從而起到減振和阻尼的作用[1]。本文利用該新型阻尼材料的特點，研究其減振規律時發現：自由阻尼層貼覆厚度較小時油底殼也能產生很好的減振效果，并將貼覆優值厚度阻尼層的油底殼裝機測試其降噪效果。

1 自由阻尼層結構減振的Oberst 梁理論

文獻[6-7]中的阻尼合金和文獻[8-9]中的纖維復合材料，這些材料作為基底材料貼覆自由阻尼層時其損耗因子可利用修正公式計算[10]。但此油底殼結構是鑄鋁材料，它的損耗因子同阻尼層相比可以忽略不計，可由以下公式推得[1,11]

式中：ηb，ηd分別表示復合結構和阻尼層的損耗因子；Ed，Es分別表示阻尼材料和結構的模量；而Id，Is則表示以復合結構中線計算出的截面慣性矩。

從式（1）中可以看出，復合結構的損耗因子既是阻尼厚度的函數，也是阻尼層模量比的函數，若想達到ηb→ηd的阻尼效果，除了要求阻尼材料自身具有高阻尼外，還對阻尼層厚度提出了要求。

圖1給出了自由阻尼層的損耗因子比與厚度和模量比的變化規律，觀察曲線可發現，只有在Ed/Es和阻尼層厚度都達到一定值時才具有顯著的工程意義。

而此次試驗油底殼貼敷的新阻尼材料的彈性模量較大，通過此曲線規律也為試驗時阻尼層貼敷的厚度起到了關鍵指導作用。

2 無阻尼層結構油底殼計算模態和試驗模態分析

圖1 自由阻尼層損耗因子隨厚度和模量比的變化

進行模態分析的目的是：通過模態分析得到油底殼模態頻率，在后續的油底殼振動響應分析中重點關注自由阻尼層對油底殼在模態頻率點附近振動衰減的效果，以滿足油底殼對模態頻率附近振動幅值控制的要求；試驗模態得到的阻尼參數還可以用于后續計算模型的輸入，便于進一步優化計算。

試驗模態測量采用錘擊法模態測試，并先通過有限元計算找到最適合的模態參考點，試驗模態測量完成后再通過對比試驗模態和計算模態振型，相互驗證以防丟失模態。各階計算模態和試驗模態頻率的對應通過比較兩者模態振型確定，振型相同則為同一階模態，圖2是兩者前3 階模態振型對比結果，而油底殼前12階模態頻率具體結果如表1所示。

表1 計算模態與試驗模態頻率結果對比

在試驗模態的頻響函數中發現了油底殼的懸掛系統頻率為10 Hz 左右，滿足是第1 階彈性頻率的10%～20%，符合試驗模擬自由邊界的要求。計算模態與試驗模態頻率之間誤差很小，說明了對油底殼有限元計算模型處理的合理性。

圖2 油底殼前3階計算模態和試驗模態振型對比

3 隨機激勵下振動響應測量方法

由于油底殼模態頻率豐富，為對比有、無阻尼層結構在其全頻域的振動響應結果，研究自由阻尼層對油底殼的具體減振效果，現采用激振器激勵的方法產生白噪聲信號作用在油底殼上。在白噪聲激勵力的作用下，油底殼在各階固有頻率處就可能產生共振響應，通過測量油底殼各板面的振動響應值，就能得到阻尼層對油底殼各部位振動阻斷和耗散的具體效果。

油底殼整體尺寸為：長×寬=1 128×470 mm，主厚度為4 mm。激振器激勵點（P點）選在油底殼安裝面螺紋孔附近，以模擬其實際安裝時螺栓作用力所在位置，這是油底殼振動激勵力實際的位置；從油底殼每個板面各選取了一個測點，五個測點（1#－5#）具體布置位置如圖3所示。設計阻尼層厚度的最佳值，試驗測量了油底殼在無阻尼層結構和貼敷3 mm、6 mm、9 mm 阻尼層后的振動響應。

圖3 振動響應各測點測量布置圖

圖4是各個測點在不同阻尼層厚度下的振動響應的對比，圖中只給出各個測點垂直于油底殼板面方向的振動響應。

從圖4中可以看出：

（1）振動響應大的位置都在模態頻率附近，但有些模態未被激起，這是因為：雖然模態是全局特性，但不同位置處的剛度不同，所以部分測點的某些階模態可能激不起來或者振動幅值較小；論文只給出垂直于板面方向的振動響應，在觀察油底殼振型動畫時發現部分測點橫縱方向振動明顯，其垂直于板面方向振動沒被激起，這是由于模態具有矢量性。

（2）部分測點10 Hz左右有響應峰值，這是彈性繩模擬自由邊界時產生的測試系統懸掛頻率所致。貼敷阻尼層后，油底殼各測點振動響應的幅值在全頻段基本都有不同幅度的減小，尤其在其共振頻率附近及800 Hz 以后振動響應峰值大幅降低，這說明阻尼對共振頻率點和高頻衰減效果尤為明顯。

（3）隨著阻尼層厚度增加，明顯可看出共振頻率在減小，原因有兩個：

1) 是因為阻尼層剛度比基層結構的剛度小很多，阻尼層厚度的增加對油底殼重量的影響遠大于剛度的影響這使得模態頻率降低，這表明了阻尼層的阻尼特性；

2)是因為阻尼的增大雖不會影響模態頻率但會降低共振頻率，所以共振峰會左移。此外，阻尼材料的彈性模量和損耗因子也會隨激勵頻率變化，但對共振頻率的影響都小于質量增加的影響，最終導致各階共振頻率左移[4]。

圖5是全頻段振動響應總值在各個測點不同阻尼層厚度下的對比，圖中給出了各個測點1/3倍頻程的RMS值。

從圖5中可以看出：

（1）阻尼層對油底殼振動衰減的效果非常明顯，在6 mm時其對各板面油底殼的振動衰減幅度很大。當阻尼層厚度達到9 mm時，阻尼對振動響應進一步衰減的幅度較小，說明6 mm時達到了優值。這是因為該新型阻尼材料彈性模量較大，從阻尼層損耗因子隨厚度和模量比的變化曲線也可看出，在Ed/Es≥10-2，當h2/h1=2 時基本已經達到ηb→ηd的阻尼效果，繼續增加阻尼層厚度也基本不能較大程度地衰減振動，所以利用該新型阻尼材料小密度、大彈性模量的特點在兼顧油底殼輕量化的設計的同時亦可達到理想的減振效果。

圖4 各測點不同阻尼層厚度振動響應對比

圖5 各測點在不同阻尼層厚度振動響應總值對比

（2）已有的油底殼自由阻尼層結構設計大都是通過改變阻尼層厚度來達到減振效果，從實驗結果發現：自由阻尼層厚度和彈性模量應該采用匹配設計的思路，可以在滿足減振效果的同時兼顧到油底殼輕量化要求。

5 有、無自由阻尼層的油底殼噪聲對比

熱氣機油底殼在貼覆自由阻尼層后對振動具有明顯的衰減效果，在掌握阻尼層參數對振動衰減的規律后，為進一步得到阻尼層對油底殼噪聲的衰減效果，現對貼覆6 mm厚阻尼層的油底殼進行裝機測試，在油底殼兩側板和兩端板1 m 遠處各取一個測點測量其噪聲聲壓級。由于篇幅所限測試只給出最終的結果，有、無阻尼層結構油底殼噪聲測試結果對比如表2示。

從表中可以看出：油底殼貼覆阻尼層后油底殼輻射噪聲降低顯著，達到了2.58 dB，這說明整個阻尼層厚度的選取對減振、降噪來說都很恰當，同時進一步驗證了新型阻尼材料可以利用其低密度、大彈性模量的特點，在阻尼層厚度達到較小值時依然可以使主結構達到較好的減振降噪效果。這對于對輕量化設計要求很高的動力機械來說有較大的實用意義。

6 結語

本文通過理論分析和臺架試驗，從自由阻尼層原理出發，對比分析了某型熱氣機油底殼在不同阻尼層厚度下的減振效果，總結了新型阻尼材料對油底殼減振的規律，提出了自由阻尼層厚度和彈性模量匹配設計的思路，并已將其應用于某新型大功率熱氣機的低噪聲設計中。根據論文的理論和試驗研究，得出如下結論：

（1）理論指導實踐，通過對自由阻尼層減振原理的分析，根據阻尼材料的參數可大致確定涂層的厚度，減小盲目性，對最終選用貼敷阻尼層厚度具有重要的指導作用。

表2 有、無阻尼層結構油底殼噪聲測試結果對比/dB

（2）貼敷的新型阻尼材料密度小、彈性模量大，即使減小貼敷的厚度也能達到很好的減振效果，這有利于減輕油底殼的重量，符合輕量化設計理念，也不致油底殼模態頻率降低太多。可以看出貼敷新型阻尼材料對降低油底殼等薄殼、大面積類結構的振動，效果明顯、經濟適用。

（3）在對該新型大功率熱氣機比功率指標要求越來越高的研究背景下，應用新型阻尼材料，通過其大彈性模量特性進一步挖掘貼覆自由阻尼層復合結構的損耗因子，提高其阻尼特性，克服了已有的自由阻尼層貼覆過厚才能達到的阻尼減振效果，提出了油底殼阻尼層彈性模量和厚度匹配設計的低噪聲設計思路。通過熱氣機整機臺架試驗對比，熱氣機油底殼貼覆的新型材料自由阻尼層，使得油底殼噪聲降低2.58分貝，達到了低噪聲設計要求。