水下平臺發射噪聲聲源排序的理論分析和試驗驗證

摘要： 為了解析水下平臺發射噪聲的主要聲源排序，以典型氣水缸發射裝置試驗樣機為對象，對發射噪聲子聲源及其貢獻度進行了理論分析和試驗測量。發射噪聲傳遞通道包括船體結構通道和發射管路形成的海水連通域通道。13項子聲源中，主要子聲源包括氣水缸機腳振動、水缸筒壁振動、發射管壁振動和活塞軸向脈動力源4項結構振動噪聲以及活塞與端蓋撞擊引起的1項沖擊振動噪聲。前者經兩條通道傳播，后者以海水連通域傳播為主。射流噪聲不是主要子聲源。艙室空氣噪聲表現為存在階躍的白噪聲，高頻段能量較為集中，對結構振動噪聲貢獻較小。氣水缸機腳垂向振動和水缸筒壁徑向振動幅值受活塞始端和終端撞擊作用影響顯著，水缸和氣缸的機腳垂向振動瞬時沖擊峰值較主柴油機振動大1個量級；發射管壁徑向振動脈沖峰值時刻與活塞終端撞擊作用對應；三者平均振級排序是：氣水缸機腳振動、水缸筒壁振動和發射管壁振動。

關鍵詞： 發射噪聲； 沖擊振動噪聲； 結構振動噪聲； 射流噪聲

中圖分類號： O427.5；TB561""" 文獻標志碼： A""" 文章編號： 1004-4523（2025）02-0403-08

DOI：10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2025.02.019

收稿日期： 2023-03-08； 修訂日期： 2023-05-30

國家“166工程”專項課題資助（有基金號嗎？）現在專項辦通知該專項不能明確寫，有編號，但它不是基金

Analytical and experimental research on sorting of launching noise source of underwater platflorm

YANG Qiongfang1， ZHANG Xiaoping2， ZHANG Mingmin3

（1.College of Marine Power Engineering， Naval University of Engineering， Wuhan 430033，China； 2.National Key Laboratory for Vessel Integrated Power System Technology， Naval University of Engineering， Wuhan 430033，China； 3.College of Electronic Engineering， Naval University of Engineering， Wuhan 430033，China）

Abstract： To gain a deeper insight into the sorting of main launching noise sources in underwater weapons， different sub-noise sources and their contribution to the overall radiation noise are analyzed through both analytical and experimental research， focusing on the typical gas-water tank launching device trial model. The acoustic transmission channels of launching noise include hull structure and the seawater-connected domain formed by the pipeline system through which the weapons travels. In the concluded thirteen sub-noise sources， the primary components include 4 structural vibration noises and one impact vibration noise. The former are caused by gas tank seat vibration， tank cylinder wall vibration， torpedo tube wall vibration and piston axial fluctuating force source， all of which radiate noise through two transmission channels. The impact vibration is induced by the piston striking the end wall of the tank and radiates noise mainly through the connected domain. The jet noise radiated by the tube exit flow is comparable to the radiation noise of a quasi-quiet submarine in navigation and makes less contribution to the overall launching noise. The airborne noise of the launching device presents broadband white noise with stepwise elevation， mainly concentrated in high-frequency band， with minimal contribution to the structural vibration noise. The vertical vibration of the gas tank seat and the radial vibration of the tank cylinder wall are significantly affected by the piston’s startup and end crash. The instantaneous vertical impact peak value is one order of magnitude higher than a typical ship diesel engine’s periodic vibration. The radial vibration pulse peak of the tube wall is corresponded to the moment of the piston’s end crash. The ranking of the average vibration levels for the three vibration sources is as follows： gas tank seat vibration， tank cylinder wall vibration， and tube wall vibration.

Keywords： launching noise；impact vibration noise；structural vibration noise；jet flow noise

聲隱身性能是水下航行器的核心技術性能，包括穩態輻射噪聲和瞬態輻射噪聲兩類聲學指標。常見考核工況下，穩態輻射噪聲通常有三大來源：結構噪聲、推進器噪聲和流噪聲。其中，流噪聲在引入水滴形線型并在圍殼前端增加填角抑制馬蹄渦后，得到了顯著改善，航速低于10節時對輻射噪聲的貢獻相對最小［1］。主推進器由四葉導管槳發展為6葉小側斜槳，進一步演變為7葉大側斜槳甚至泵噴后，臨界航速（推進器空化初生航速）顯著提升［2］，無空化噪聲已大幅降低［3］。結構噪聲在航速4 kn或6 kn（1 kn=1.852 km/h）工況下最受關注。歷經單層隔振、雙層隔振、浮筏隔振以及氣囊隔振技術更新［4］，增強低噪聲設備考核標準以及改善消聲瓦吸聲與透聲性能后［5］，單機輻射噪聲和整艙結構噪聲已基本達到準安靜型甚至安靜型平臺標準。該技術狀態下，穩態輻射噪聲進一步抑制的突破口在于聲紋特征提取后的針對性治理以及聲學頂層設計兩方面。瞬態輻射噪聲通常與特殊工況相對應，如緊急上浮、下潛操縱時誘導的流噪聲和推進器噪聲、緊急加速時引起的推進器空化噪聲、雷彈發射時產生的發射噪聲等，幅值較大，發射噪聲尤其如此，亟需治理。解析發射噪聲主要聲源排序有助于提升治理措施成效，做到有的放矢。

以常見氣水缸裝置某陸上試驗樣機為對象，測量發射過程中振動加速度、流體脈動壓力、射流噪聲和空氣噪聲等關鍵參量，結合理論分析，量化排序聲源輻射聲功率貢獻度，為發射噪聲治理提供理論和數據支撐。

1 氣水缸發射裝置主要聲源理論分析

1.1 發射噪聲聲源傳播途徑

水下平臺的發射裝置多為液壓平衡式氣水缸發射裝置，其理論最大發射深度趨向于極限工作深度。工作原理是［6］：以高壓氣源為源動力，氣缸活塞運動帶動水缸活塞軸向運動并在水缸內建立起高壓水，高壓水進入發射水艙后經滑套閥涌入發射管底部，推進武器出管。其中，高壓水水壓變化由活塞運動控制，活塞運動終端與水缸端蓋之間存在撞擊作用。對象出管后，管口跟隨流體形成射流，主射流束穿過防波孔直至流入舷外海水，結束發射過程。

與艙內機械設備不同的是，氣水缸裝置中水缸部件不僅安裝于耐壓殼體外的首部甲板平臺結構上，而且浸泡于海水中。水缸內部水體、發射水艙內高壓水、發射管內高壓水以及發射管出口外的海水構成海水連通域。發射噪聲的聲學傳遞通道除船體結構外，還包括海水連通域，如圖1所示。

一方面，因水缸活塞運動全程均位于海水連通域的水體環境中，包括運行終端與水缸端蓋之間發生撞擊作用時也是如此；另一方面，水缸內部高壓水激勵筒壁振動以及發射管內部高壓水激勵管壁振動輻射發聲時，也位于海水連通域環境中。再者，因水缸活塞運動為軸向變速運動，全程具有加速度，起始端和終止端的加速度幅值極大，發聲機理上可以等效為緊致脈動偶極力源在管道內變速運動發聲。即使忽略活塞與水缸筒壁的彈性影響，該脈動力源也會顯著輻射發聲［7］，其水聲信道同樣以海水連通域通道為主。因此，兩條聲學傳遞通道應同等重視，不宜主觀上僅考慮結構聲學通道的噪聲治理。該觀點與文獻中發射噪聲源分析時重點考慮結構聲學通道有所不同。例如，文獻［6，8］將主要噪聲源歸納為活塞組件激勵隔板振動、發射管壁激勵耐壓殼體振動從及雷體跟隨流體沖擊非耐壓殼體振動，聲學通道均為船體結構。

上述考慮實際上已經將發射噪聲的主聲源區定位于水缸和發射管部位，涵蓋了撞擊產生的沖擊振動噪聲、活塞脈動力源輻射發聲、高壓水激勵水缸筒壁和發射管壁誘導的結構振動噪聲。那么，該分析是否合理呢？文獻［9］對發射噪聲源進行了解讀，將發射噪聲歸納為瞬態噪聲，分解為沖擊振動噪聲、結構振動噪聲和射流噪聲三部分。分析各子聲源的激勵力來源時，除了未包含射流噪聲、增加了活塞脈動力源輻射噪聲外，本文與文獻［9］都強調了沖擊振動噪聲和結構振動噪聲成分。但是，不同的是，一方面，本文將沖擊振動的主要誘因歸結于活塞與端蓋之間的直接撞擊作用，而文獻［9］主要歸因于開防波板、開前蓋以及活塞緩沖機構的沖擊作用，聲亮點部位不同；另一方面，本文強調無論是沖擊振動噪聲還是結構振動噪聲，其聲學傳遞通道都是船體結構通道和海水連通域通道并行、共有，而文獻［6，8］僅突出了船體結構通道，聲信道不同。直觀來看，活塞與端蓋之間的撞擊作用既直接輻射噪聲并經海水連通域通道傳播至舷外，也誘導水缸結構產生顯著的垂向和徑向振動作用，進而經船體結構通道向舷外輻射發聲，即沖擊振動噪聲的聲源響應是兩條聲學通道共同作用的綜合效果。結構振動噪聲同樣如此。因此，上述分析是合理的。

1.2 發射噪聲主要聲源的理論分析

理論界定輻射噪聲的主要聲源時，既可以根據聲學傳遞通道來定位，也可以直接由驅動力來定位，如撞擊作用、機腳垂向振動、筒壁徑向振動等。

理論上，發射噪聲的原始驅動力是活塞運動。活塞運動所帶來的活塞與筒壁之間的摩擦作用、高壓水激勵筒壁產生的徑向形變作用、活塞與水缸端蓋之間的撞擊作用、筒體結構機腳的垂向振動作用、高壓水激勵發射管壁產生的徑向形變作用、高壓水推動對象出管時與發射管壁之間的摩擦和碰撞作用、對象出管時頭部與流體之間的剪切作用、對象出管后管口射流束與周圍流體之間的剪切作用、部分射流對輕殼體的沖擊作用以及跟隨流體拍擊發射管端蓋和防波板的沖擊作用，都可以作為發射噪聲的子聲源。為了便于排序，可以依據聲學傳遞通道的差異進一步分類。分類時，遵從已有習慣，盡量保持大類屬性不變。

參照文獻［9］中的發射噪聲描述，將上述子聲源按照驅動力歸類，分為沖擊振動噪聲、結構振動噪聲和流噪聲三大類聲源，如圖2所示。結構振動噪聲中，由于活塞質量和剛度較大，軸向脈動力直接輻射發聲的同時活塞表面還存在流?固耦合振動噪聲，盡管理論上幅值較小，但也將其歸屬為結構振動噪聲；高壓氣瓶持續釋放高壓空氣推動氣缸活塞軸向運動時，存在顯著的艙室空氣噪聲，進一步激勵船體結構產生二次結構振動噪聲，但通常聲輻射效率非常低；發射水艙艙壁結構因額外增加了眾多加強筋，且艙壁直接與耐壓殼體固連，其質量和剛度遠大于相對獨立的水缸筒壁和發射管壁，因此，在受激于與幅值大小相當的高壓水激勵作用下，其結構形變以及誘導產生的振動響應相比于水缸筒壁和發射管壁而言均為小量；此外，理論分析出管射流沖擊非耐壓殼體產生的振動響應同樣為小量，理由是：文獻［10］數值計算得出，對象出管速度為12.5 m/s時，跟隨流體產生的射流束主體穿過了防波板開孔，僅有少量散開流體沖擊輕殼體后在腔室內產生回旋流動，因為此時船體通常仍處于航行狀態，輕殼體外部存在較大的軸向壓差阻力，相當于為輕殼體增加了較大附加質量，進而顯著抑制了輕殼體內部少量流體軸向激勵產生的振動響應。所以，理論上結構振動噪聲較為合理的主要子聲源包括氣水缸機腳振動、水缸筒壁振動、發射管壁振動和活塞軸向脈動力源4部分，聲輻射傳遞同時包含船體結構和海水連通域兩條通道。

與之對應，流噪聲中對象頭部剪切流體發聲與頭部形狀直接相關，如平頭和尖頭差異顯著，且發射管出口射流噪聲主要與射流速度相關，流噪聲直接經海水連通域向外傳播。當頭部為流線形幾何時，壁面湍流脈動壓力較低，直接輻射噪聲較小，可暫不考慮。沖擊振動噪聲中，無論是發射管壁摩擦、碰撞還是防波板的振蕩發聲，都存在較大的隨機性，難以直接控制，可認為是發射系統的固有屬性。因此，以噪聲治理為導向的主要聲源著重考慮活塞與端蓋之間的撞擊作用即可，其傳播途徑也以海水連通域為主。

綜上所述，理論分析氣水缸裝置發射噪聲的主要子聲源有6項，其中，結構振動噪聲4項、沖擊振動噪聲和流噪聲各1項，抑制發射噪聲時針對上述主要子聲源即可。

1.3 射流噪聲貢獻強弱的理論分析與試驗驗證

從驅動力的角度分析，主要子聲源中的沖擊振動噪聲和結構振動噪聲之間具有一定的關聯性，均由活塞軸向運動產生。如果活塞軸向運動速度和位移能夠實時可控，比如引入電磁力，那么發射噪聲就可能被極大地抑制。此外，還需證明射流噪聲不是最主要子聲源，否則，就需要重點關注射流噪聲降噪，治理才能有效。

對象出管時，因安全出管速度限制，高壓水能量絕大部分轉化為發射對象的出管動能，僅有少部分剩余能量存在于管口跟隨流體形成的射流束之中。因射流束的涌動效應以及與周圍流體之間的剪切混合非常迅速，容易讓人根據視覺效果將射流束認定為最主要子聲源。對此，業內也確實存在著意見分歧，如文獻［9］中闡述：“射流輻射噪聲為單極子噪聲源，聲壓幅值最高，遠場輻射能力強，是最主要的噪聲源”；而文獻［11］中計算表明，“武器出管后噴流噪聲的聲能量主要集中于100 Hz以內，且100 Hz以內的噴流噪聲級略大于同頻率的海洋環境噪聲，對總發射噪聲的貢獻是較低的”，兩種結論正好相反。

為了找到明確答案，首先分析亞音速射流噪聲的發聲機理。射流噪聲主要是由于射流束核與周圍流體之間大的速度梯度而出現的剪切、混合作用發聲［12?13］，表現為寬帶噪聲，靠近射流束核的剪切層外小尺度渦主要貢獻高頻噪聲，湍流混合區的大尺度渦主要貢獻低頻噪聲［13?14］，且噪聲大小主要與射流速度相關，具有明顯的聲指向性。HORAKOVA等［15］采用商用軟件Fluent計算得到射流速度100 m/s時的空氣射流噪聲總聲壓級為96.8 dB（16 Hz—20 kHz頻帶），當射流速度增加至150 m/s時總聲壓級增加至119.4 dB，基本滿足已知經驗中射流噪聲與射流速度的8次方成正比的變化規律。

其次，從射流噪聲的等效聲源來看［16］：射流剪切噪聲（shear noise）分量主要表現為四極子聲源，主要貢獻低頻噪聲且影響射流噪聲的指向性，而射流自噪聲（self noise）分量主要表現為單極子聲源，主要貢獻寬帶噪聲。因單極子聲源的聲輻射效率更高，若將發射時高壓水的瞬間釋放涌動對應為單極子聲源，或者是對象出管后，將射流在防波板以外區域的流動等效為單極子聲源，其與發射管出口至防波板之間軸向區域內的射流剪切作用共同構成總的發射流噪聲，即使射流速度達到對象航速50節的極限狀態，其馬赫數也僅為0.017，屬于極低馬赫數流動，總的輻射聲能量較小。

最后，從定量表達式來看，噪聲與振動專著中闡述［17］：亞音速射流遠場聲強理論表達式為 ，其中，和分別為聲源區流體密度和周圍流體密度，為射流速度，D為噴口直徑，為聲速，為測點距離。可知，亞音速射流輻射噪聲與射流速度的8次方成正比，與噴口直徑的2次方成正比。射流速度增加1倍后，射流噪聲理論增加24 dB；管徑增加1倍后，射流噪聲理論增加6 dB。因此，主觀上判斷，當出管射流速度低于13 m/s時，射流噪聲不會成為發射噪聲的最主要子聲源。為了證明這一判斷，在全消聲水池中完成了模型尺度噴管的瞬態水射流噪聲試驗測量。

消聲水池長10 m、寬6 m、深5 m，信噪比適中時，最低有效頻率約400 Hz，低于400 Hz的測量數據僅作參考。消聲水池自由聲場性能測試校準結果表明：聲源位于水池一端時，距離聲源1～2.5 m處測點，不同測點之間的噪聲衰減量與自由聲場傳播規律所得值之間的偏差小于1 dB，滿足精度要求。水射流噪聲試驗平臺由高壓氣瓶、控制氣閥、水缸、管道、流量計、截止閥和50 mm口徑的噴口組成，與氣水缸發射裝置中瞬態射流的產生方式一致。噴口固定于消聲水池池壁一端，試驗中通過支撐構件確保水下管路和噴口穩定、無振顫，噴口中心距水面2.4 m，如圖3所示。測量得到消聲水池背景噪聲譜如圖4所示，總聲壓級為73.1 dB，與典型開闊湖試驗測量環境相當。測量結果為：射流速度為安全出管速度9 m/s時，射流噪聲為111 dB；速度達到標準要求12.5 m/s時，射流噪聲為119.4 dB，基本滿足8次方的變化規律。依據射流噪聲與噴口直徑的變化規律，可推斷得出實際尺寸噴口在速度為12.5 m/s時，射流噪聲約為140 dB，如圖4所示。可知，射流噪聲量值僅與準安靜型平臺航行時穩態輻射噪聲相當，遠小于當前發射噪聲值，不會成為發射噪聲的最主要子聲源。

2 氣水缸發射裝置試驗系統的聲源測量與分析

2.1 試驗系統與測量儀器布置

為了驗證上述發射噪聲主要子聲源的理論分析結論，并就子聲源對發射噪聲的貢獻度進行排序，在實驗室條件下建立氣水缸裝置的發射系統試驗平臺并完成相應測試，如圖5所示。為便于重復發射試驗，以閉式循環系統代替實際開式發射系統。水缸由水缸前端、水缸筒壁和水缸后端三部分組成，三者共用單層基座，基座與地面采用螺栓連接。氣缸基座為肘板支撐結構，與實際環境較為接近。水缸筒壁壁厚22 mm、發射管壁厚16 mm。假海筒用于模擬防波板外部的海域環境，假海筒中能夠測量發射管出口處流體脈動壓力和輻射噪聲。理論上，若假海筒滿足開闊自由聲場條件，假海筒中測點能夠直接衡量發射噪聲總聲源級大小，且直接對應為海水連通域聲學傳遞通道所傳播的聲能量。實際上，限于對象的接收制動需要，假海筒中充滿鋼柱結構，如圖6所示，且筒壁回聲與混響嚴重，基本不具備聲學測量條件，只能通過發射管出口處的流體脈動壓力間接判斷射流噪聲幅值大小，無法直接反映相關子聲源的聲學貢獻量。

對該試驗系統而言，氣缸活塞、水缸活塞和對象出管運動與實際一致。盡管用于固定基座的地面剛度遠大于實際船體彈性結構，但氣水缸機腳的垂向振動、水缸筒壁的徑向振動以及發射管壁的徑向振動，三者之間相對大小主要取決于活塞運動規律及其產生的高壓水變化規律，基座連結方式之間的差異可暫不考慮。基于此，試驗中主要測量機腳、筒壁和管壁的振動加速度信號，并以單機設備振級的方式近似評估結構振動噪聲大小。因假海筒內水聽器測量效果較差，僅以氣水缸附近活塞運行終端徑向測點的空氣聲級計信號間接衡量沖擊振動噪聲大小。顯然，該空氣聲信號中包含了高壓氣瓶持續排氣噪聲分量，并且因閉式循環系統管壁的聲屏蔽作用以及基座螺栓對水缸結構軸向和橫向位移的限制作用，使得該空氣聲略低于實際艙室中空氣聲大小。

測量時，振動加速度傳感器采用PCB 352C34壓電式加速度計，量程為±490 m/s2；脈動壓力傳感器選用全浸沒式PX709GW壓力傳感器，絕對壓力范圍為5～1000 psi；空氣聲級計采用CRY2120U瞬態聲級計，采樣速率為48 kHz。多路信號由NI采集器同步采集，終端界面顯示由Labview軟件搭建完成，如圖7所示。測量前，振動加速度計經標準振動臺校準。測量時，水缸前端兩個機腳和水缸后端兩個機腳分別布置有振動加速度傳感器，對應實際水缸結構的4個機腳；在水缸筒壁不同角度方位和軸向位置處布置3個加速度計，氣缸機腳布置4個加速度計，發射管壁布置2個加速度計。依據《艦船設備噪聲、振動測量方法》測量規范，振動與空氣噪聲信號測量前對背景信號進行多次測量。機腳垂向和筒壁徑向的典型背景振動信號如圖8所示。將圖8中的時域信息轉化為頻域后發現，平均背景振級的峰值低于92 dB，較典型水下平臺四沖程柴油機的機腳振級至少低30 dB，屬于較理想的平臺振動測量環境。

2.2 主要測量結果與分析

確認結構振動和沖擊振動噪聲作為瞬態發射噪聲的主要聲源后，多次重復測量氣水缸發射裝置在給定出管速度下的機腳振動、筒壁振動、發射管壁振動和發射管外流體的脈動壓力信號，經平均后截取與對象出管時段一致的有效數據進行分析。發射狀態包括水放和對象出管兩種。水放意思為發射管內充滿水，水體作為被推對象。對象發射出管時，直徑為533 mm，對象與發射管內壁之間的間隙為2 mm。水放與對象發射出管動作結束后，活塞回程同樣由高壓氣推動，僅運行初始端和終止端對調，高壓氣釋放規律一定時，活塞始端和終端的撞擊作用不會顯著改變，使得發射和回程階段的結構振動和沖擊振動響應基本相當。

測量得到水放和對象發射出管時發射管出口處的流體脈動壓力信號如圖9所示?？芍?，在水放工況下平衡靜態壓力略高于對象發射出管狀態，表明管內存在對象時對海水連通域壓力傳遞存在一定的阻礙作用。發射管內充滿的水體以及對象出管時均產生一定的壓力增量，出管后由于流體的跟隨運動使得壓力降低，特別是對象存在時，壁面流體的附著作用使得泄壓幅度較為明顯，而且該慣性作用一定程度上會抑制出管后射流與筒內鋼柱之間的沖擊作用，但隨后的周期性往復涌動幅度也會更大。從脈動壓力幅值來看，無論是水放還是對象出管，出管階段的脈動壓力均小于0.02 MPa，僅相當于2 m水深的靜壓作用能量，無法輻射顯著的流噪聲，與前述消聲水池射流噪聲測量結果相對應。

測量得到對象發射出管狀態下氣水缸附近的空氣噪聲如圖10所示。可知，活塞啟動滯后于氣缸排氣，活塞出現軸向合外力并被移動時空氣噪聲出現階躍，噪聲增量約20 dB。在整個活塞運行過程中，空氣噪聲表現出明顯的白噪聲寬帶譜特征，高頻段能量較為集中，幅值較小的白噪聲寬帶激勵船體結構振動時，輻射噪聲能量較小，與主要子聲源理論分析時認定其為次要因素一致。

測量得到對象出管狀態下氣缸機腳、水缸前端機腳以及水缸后端機腳的振動加速度信號如圖11所示?？芍浊岸藱C腳的垂向振動脈沖與活塞始端對應，水缸后端機腳的垂向振動脈沖與活塞終端撞擊作用對應。活塞行程結束后，水缸機腳在循環系統內水流的沖擊作用下還會出現小的振動脈沖。持續排氣作用下，氣缸機腳垂向振動響應能量分布較寬，振動信號包絡譜形如反拋物線曲線，與膛壓曲線的變化規律類似。無論是氣缸機腳還是水缸機腳，瞬時沖擊峰值均達到約40g，較前期已經測得的同平臺中主柴油機機腳的周期性振動大1個量級，表明活塞運動及撞擊作用引起的振級能量顯著。盡管此時機腳無隔振器安裝，使得垂向振級對于彈性船體結構略偏高，但該振源誘導的船體結構振動噪聲將顯著大于低航速狀態下主動力裝置振動誘導的航行輻射噪聲，如主柴油機和主推電機，與當前瞬態發射噪聲十分突出相對應。

發射系統中設備形成的海水連通域通道內，測量得到水缸筒壁和發射管壁的徑向振動加速度信號如圖12所示?？芍瑥较驔_擊響應的持續時間約0.9 s，歷時較短。水缸筒壁兩束徑向振動脈沖分別與活塞運行起始端和終止端對應，且終止端的振動幅值顯著更大，約為活塞運行中間階段振動幅值的4倍，達到20g。在發射管壁振動信號中，首個振動脈沖信號的時刻正好對應于對象發射啟動瞬間，理論分析為對象與管壁導軌之間的摩擦所致?；钊\行終端出現撞擊作用時，水缸筒壁和發射管壁均表現出振動強脈沖信號，且發射管壁振動幅值僅為水缸筒壁的一半，約10g。盡管發射管壁厚度略小于水缸筒壁，但其軸向長度更長，即使進口處徑向激勵力更小，也可能使得管壁出口處出現更強的流?固耦合振動響應。因此，考慮該海水連通域內的聲學傳播時，需同時考慮水缸筒壁和發射管壁的徑向激勵作用。從振動時域信號分析，抑制活塞行程兩端的結構振動以及撞擊作用，將是控制該裝置發射噪聲振源的關鍵，且抑制終止端的沖擊振動相對更為有效。

綜上所述，從振動加速度瞬時峰值估算輻射聲功率判斷，結構振動噪聲中4個主要子聲源的排序為：水缸機腳垂向振動、氣缸機腳垂向振動、水缸筒壁徑向振動、發射管壁徑向振動，與前述理論分析基本一致。限于測量條件，活塞軸向受力無法測量，無法直接評估活塞脈動力源的輻射噪聲大小。因結構振動子聲源的振動脈沖信號均與活塞終端撞擊作用相關，使得沖擊振動經海水連通域向外輻射發聲與結構振動兩者之間的相對強弱無法直接判斷，分析發射噪聲源時需將兩者共同考慮，或者是在改善假海筒內的聲學測量環境后，在試驗系統中直接評估海水連通域內的結構振動與沖擊振動的綜合響應，作為發射噪聲的主聲源。

3 結" 論

以氣水缸發射裝置為對象，從理論分析和陸上樣機試驗兩個角度分析了發射噪聲的主要子聲源排序，結論如下：

（1） 發射噪聲聲學傳遞通道既包括船體結構通道，也包括水缸、發射水艙、發射管內高壓水以及發射管出口以外的海水構成的海水連通域傳遞通道。

（2） 發射噪聲的主要子聲源包括結構振動噪聲4項和沖擊振動噪聲1項。其中，結構振動噪聲包括氣水缸機腳振動、水缸筒壁振動、發射管壁振動和活塞軸向脈動力源，其聲輻射同時包含船體結構和海水連通域兩條通道；沖擊振動噪聲主要源自活塞與端蓋之間的撞擊作用，其傳播途徑主要是海水連通域。

（3） 當前出管速度條件下，射流噪聲不是發射噪聲主要子聲源。對象出管時，氣水缸附近的空氣噪聲在活塞啟動時出現階躍，噪聲增量達到20 dB?；钊\行過程中空氣噪聲表現為白噪聲寬帶譜特征，高頻段能量較為集中。

（4） 水缸機腳垂向振動脈沖信號與活塞啟動和終端撞擊作用對應，氣缸機腳垂向振動在持續排氣期間振動響應能量分布較寬，振動信號包絡譜呈現反拋物線變化規律。氣水缸機腳的垂向瞬時沖擊峰值較前期已測得的平臺主柴油機機腳的周期性振動大1個量級；水缸筒壁徑向振動脈沖也與活塞運行起始端和終止端對應，且終端振動幅值更大；發射管壁徑向振動脈沖與對象和管壁導軌之間的摩擦以及活塞運行終端撞擊作用對應；三者振動響應的排序是：氣水缸機腳振動、水缸筒壁振動和發射管壁振動。

參考文獻：

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通信作者："楊瓊方（1984—），男，博士，副教授。E-mail：yqfhaijun2008@126.com