計(jì) 方

（1．哈爾濱工程大學(xué)船舶工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001；2．中國(guó)艦船研究院，北京 100192）

引 言

隔離船體結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲有效的方法是在振動(dòng)能量傳遞途徑上對(duì)其進(jìn)行吸收和使其反射，其實(shí)質(zhì)就是使結(jié)構(gòu)不連續(xù)、結(jié)構(gòu)的阻抗發(fā)生突變，進(jìn)而達(dá)到減振降噪目的［1，2］。因此，突破傳統(tǒng)柔性隔振理論的局限，從阻抗失配的角度出發(fā)，開展典型基座結(jié)構(gòu)聲學(xué)設(shè)計(jì)，這對(duì)艦船聲隱身研究意義重大。

水下艦船結(jié)構(gòu)噪聲預(yù)報(bào)研究涉及結(jié)構(gòu)、流體和聲場(chǎng)的耦合問(wèn)題，基于物理－數(shù)學(xué)模型的聲輻射數(shù)值模擬十分復(fù)雜，因此有必要開展聲學(xué)模型試驗(yàn)［3，4］。大尺度聲學(xué)模型試驗(yàn)一方面研究了艦船結(jié)構(gòu)振動(dòng)和聲輻射的產(chǎn)生機(jī)理及傳遞規(guī)律；另一方面驗(yàn)證了艦船結(jié)構(gòu)聲學(xué)設(shè)計(jì)的有效性并及時(shí)反饋到艦船設(shè)計(jì)的初期階段，為艦船結(jié)構(gòu)聲學(xué)設(shè)計(jì)提供重要的水聲測(cè)試保障。

在文獻(xiàn)［5～7］中系統(tǒng)分析了各類船體連接結(jié)構(gòu)波動(dòng)特性對(duì)比分析，給出了具有高傳遞損失特性的基座連接結(jié)構(gòu)形式，應(yīng)用機(jī)械阻抗法分析了剛性阻振質(zhì)量對(duì)基座振動(dòng)波傳遞的阻抑特性，基于混合法對(duì)基座結(jié)構(gòu)含阻振質(zhì)量帶的動(dòng)力艙段減振降噪效果進(jìn)行了全頻段數(shù)值分析，提出了基座剛性隔振效果的工程預(yù)報(bào)方法。本文在上述研究基礎(chǔ)上，提出了綜合運(yùn)用高傳遞損失的基座連接形式、阻振質(zhì)量帶及貼面阻尼層的船體低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)形式，并初步給出了實(shí)船應(yīng)用方案。在此基礎(chǔ)上，開展了大尺度模型的水下振動(dòng)、聲輻射及輸入功率流的試驗(yàn)研究，以此驗(yàn)證船體低噪聲復(fù)合基座的減振降噪效果。

1 低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)研究

在理論分析及數(shù)值試驗(yàn)基礎(chǔ)上［5～7］，將高傳遞損失的T形、形基座連接結(jié)構(gòu)延拓到基座面板、腹板和安裝板架中，綜合運(yùn)用阻振質(zhì)量以及貼面消聲阻尼層最大程度增大基座結(jié)構(gòu)的阻抗失配程度，初步給出了典型船體低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)形式，如圖1所示。

圖1 船體低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)形式Fig．1 Sketch of composite low－noise base structures

若將其應(yīng)用到實(shí)船減振降噪中，應(yīng)在滿足基座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求下，綜合考慮安裝工藝要求和設(shè)備總布置［8］，其與船體結(jié)構(gòu)連接示意圖如圖2所示。詳細(xì)實(shí)施方法為：

（2）應(yīng)滿足T形連基座面板延伸部分厚度與原面板厚度比n≥3，在不影響設(shè)備布置的情況下應(yīng)盡量增加面板延伸長(zhǎng)度。

（3）根據(jù)基座根部處船體結(jié)構(gòu)阻抗與基座自身阻抗的比值確定阻振質(zhì)量的最佳布置位置，建議布置在基座腹板中部偏下處。

圖2 低噪聲復(fù)合基座與船體結(jié)構(gòu)連接示意圖Fig．2 Composite low－noise base connected with hull

2 雙殼振動(dòng)、聲輻射試驗(yàn)方案

為了驗(yàn)證低噪聲復(fù)合基座的減振降噪效果，通過(guò)測(cè)量外激勵(lì)下原有模型和聲學(xué)改進(jìn)后模型中典型部位（基座、液艙壁、內(nèi)殼）的水下加速度、輻射噪聲頻響函數(shù)以及輸入功率流。試驗(yàn)?zāi)Ｐ蛯?shí)物圖如圖3所示。

圖3 基座試驗(yàn)?zāi)Ｐ蛯?shí)物圖Fig．3 Practical object of the base experiment model

1）縮尺比例的選取。綜合考慮吊裝設(shè)備，艙內(nèi)激振、測(cè)試設(shè)備的安裝以及阻振質(zhì)量布置的各種因素，最終確定縮尺比例為1∶4。

2）殼體結(jié)構(gòu)形式的選取。艙段模型的長(zhǎng)度取艙內(nèi)10檔肋位，分別向模型首尾方向各延長(zhǎng)了一檔肋位以便更好地模擬實(shí)際邊界條件［9］。

3）阻振質(zhì)量的布置。阻振質(zhì)量采用偏心布置的方式焊接［6］。

4）輔助激勵(lì)基座結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。為將激振作用平穩(wěn)的傳遞到整個(gè)模型上，在內(nèi)殼內(nèi)部設(shè)計(jì)了多個(gè)基座結(jié)構(gòu)，通過(guò)4個(gè)減振器固定激振器。

圖4給出了試驗(yàn)振動(dòng)測(cè)量系統(tǒng)示意圖。振動(dòng)測(cè)量系統(tǒng)是由功率放大器、激振器、力傳感器、加速度傳感器、數(shù)據(jù)采集前端、采集與分析軟件等部分組成。力傳感器為石英壓電式結(jié)構(gòu)，無(wú)需校準(zhǔn)，其靈敏度在使用年限內(nèi)基本穩(wěn)定。試驗(yàn)前應(yīng)使用手持式加速度校準(zhǔn)儀進(jìn)行加速度傳感器校準(zhǔn)。

圖4 振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)的組成Fig．4 Constitution of the vibration measure system

本試驗(yàn)的測(cè)試內(nèi)容包括三方面：

1）結(jié)構(gòu)振動(dòng)測(cè)試：通過(guò)布置在試驗(yàn)?zāi)Ｐ筒煌课坏娜舾杉铀俣葌鞲衅鱽?lái)測(cè)量；

2）結(jié)構(gòu)聲輻射測(cè)試：通過(guò)布置在試驗(yàn)?zāi)Ｐ椭車?個(gè)水聽器（RHS－200型）來(lái)測(cè)量；

3）結(jié)構(gòu)輸入功率流測(cè)試：由阻抗頭力信號(hào)和加速度信號(hào)，采用互譜法測(cè)得［10］。

圖5給出了典型船體艙段基座對(duì)比方案振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)布置示意圖。

圖5 艙段基座對(duì)比方案振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)布置圖Fig．5 Location of cabin′s vibration measuring points

試驗(yàn)場(chǎng)地選用水面寬闊的內(nèi)陸湖，試驗(yàn)環(huán)境如圖6所示。

圖6 水聲試驗(yàn)環(huán)境Fig．6 Acoustic environment of underwater model test

在水深12m處距外殼體2m和5m處布置了2個(gè)水聽器。為分析試驗(yàn)?zāi)Ｐ吐曒椛涞闹赶蛐?，模型是由升降桿連接，水聽器固定，以艙段底部中心處為0°，按30°步長(zhǎng)開動(dòng)回轉(zhuǎn)裝置帶動(dòng)模型旋轉(zhuǎn)。

3 基座改進(jìn)前后雙殼振動(dòng)特性

分別在艙段基座改進(jìn)前后對(duì)基座面板中心處激勵(lì)，激勵(lì)力為20～1 000Hz白噪聲，對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行歸一化處理。圖7為基座改進(jìn)前后基座根部處典型測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)對(duì)比曲線。從中可以看出，基座結(jié)構(gòu)本身的振動(dòng)加速度級(jí)在20～1 000Hz頻段除個(gè)別頻點(diǎn)外均有不同程度的降低。

圖7 改進(jìn)前后基座根部測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)對(duì)比曲線Fig．7 Comparison curves of vibration acceleration level at the bottom of base

圖8給出了基座改進(jìn)前后液艙壁典型測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)頻響曲線。當(dāng)基座結(jié)構(gòu)和液艙壁采用形連接形式后，液艙壁結(jié)構(gòu)的中低頻振動(dòng)得到了顯著的抑制，共振峰數(shù)目明顯減少，且曲線變得和緩。

圖8 改進(jìn)前后液艙壁典型測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)頻響曲線Fig．8 Comparison curves of vibration acceleration level at tank wall

圖9為基座改進(jìn)前后內(nèi)殼體典型測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)頻響曲線。內(nèi)殼體的中高頻振動(dòng)得到了有效的衰減和隔離，在低頻段亦有一定的減振效果。綜上，低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)有效阻抑了基座－液艙壁－內(nèi)殼的振動(dòng)傳遞主通道。表1給出了基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后艙段典型測(cè)點(diǎn)20～1 000Hz頻段的減振效果。

表1 基座改進(jìn)前后艙段20～1 000Hz減振效果／dBTab．1 The 20～1 000Hz variation reduction with composite low－noise base／dB

續(xù)表1

圖9 改進(jìn)前后內(nèi)殼體典型測(cè)點(diǎn)加速度級(jí)頻響曲線Fig．9 Comparison curves of vibration acceleration level at inner shell

圖10給出了艙段基座改進(jìn)前后輸入功率流的對(duì)比曲線。如圖10所示：基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)后顯著降低了艙段的輸入功率流幅值，曲線變化趨勢(shì)平緩，峰值頻率略向高頻移動(dòng)。

圖10 基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后輸入功率流對(duì)比曲線Fig．10 Comparison curves of input power flow with composite low－noise base

4 基座改進(jìn)前后雙殼聲學(xué)特性

圖11給出了船體艙段引入低噪聲復(fù)合基座前后聲輻射聲壓對(duì)比曲線。

圖11 基座改進(jìn)前后輻射聲壓對(duì)比曲線（90°方向）Fig．11 Comparison curves of sound pressure level with composite low－noise base（90°direction）

基座改進(jìn)后艙段聲輻射在20～1 000Hz頻段顯著降低。2m水聽器受近場(chǎng)效應(yīng)的影響比較顯著，中低頻降噪效果略差。表2給出了基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后艙段20～1 000Hz頻段的降噪效果。

表2 基座改進(jìn)前后艙段20～1 000Hz降噪效果／dBTab．2 The 20～1 000Hz noise reduction with composite low－noise base／dB

為了深入分析基座改進(jìn)前后艙段結(jié)構(gòu)的聲輻射特性，圖12給出了20～200Hz頻帶輻射聲壓級(jí)周向分布圖。

圖12 改進(jìn)前后艙段20～200Hz輻射聲壓周向分布圖Fig．12 Comparison curves of sound pressure circumferential distribution in 20～200Hz

如圖12所示：距艙段2m處20～200Hz頻帶輻射聲壓級(jí)除了0°方向外得到了有效的抑制，距艙段5m處的輻射聲壓級(jí)顯著降低。

圖13給出了引入低噪聲復(fù)合基座前后艙段20～1 000Hz頻帶輻射聲壓級(jí)周向分布。艙段聲輻射特性與上圖呈現(xiàn)相似的變化規(guī)律，由此可見本文提出的船體低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)具有優(yōu)良的中低頻降噪效果。

圖13 改進(jìn)前后艙段20～1 000Hz輻射聲壓周向分布Fig．13 Comparison curves of sound pressure circumferential distribution in 20～1 000Hz

5 結(jié) 論

本文提出了船體低噪聲復(fù)合基座結(jié)構(gòu)形式，并初步給出了實(shí)船應(yīng)用方案。在此基礎(chǔ)上，開展了大尺度雙殼模型水下振動(dòng)、聲輻射及輸入功率流的試驗(yàn)研究。結(jié)論如下：

1）試驗(yàn)結(jié)果表明典型艙段引入低噪聲復(fù)合基座后，20～1 000Hz頻帶基座結(jié)構(gòu)、液艙壁、內(nèi)殼體振動(dòng)加速度級(jí)均降低2dB以上；

2）基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)后顯著降低了艙段的輸入功率流幅值，曲線變化趨勢(shì)平緩且峰值頻率略向高頻移動(dòng)；

3）基座結(jié)構(gòu)改進(jìn)后艙段5m處20～1 000Hz頻帶近場(chǎng)輻射聲壓級(jí)降低5dB以上，艙段中低頻降噪效果顯著。

［1］ Cemer L，Heckl M，Ungar E E．Structure－borne Sound［M］．Second edition．Berlin：Springer－Verlag．1988：316—334．

［2］ Karl F Graff．Wave Motion in Elastic Solids［M］．Columbus：Oxford：Clarendon Press，1975．

［3］ Xiongtao Cao， Hongxing Hua．Acoustic radiation from shear deformable stiffened laminated cylindrical shells［J］．Journal of Sound and Vibration，2012，331：651—670．

［4］ 章林柯，崔立林．潛艇機(jī)械噪聲源分類識(shí)別的小樣本研究思想及相關(guān)算法評(píng)述［J］．船舶力學(xué)，2011，15（8）：940—946．

ZHANG Linke，CUI Lilin．Review on submarine mechanical noise source classification based on small sample data set［J］．Journal of Ship Mechanics，2011，15（8）：940—946．

［5］ YAO Xiongliang，JI Fang．Attenuation of the flexural wave transmission through impedance mismatch hull base［J］．Journal of Ship Mechanics，2010，14（6）：678—689．

［6］ JI Fang，YAO Xiongliang．The influence of blocking mass parameters to power cabin vibration isolation performance［J］．Journal of Marine Science．2011，1：11—17．

［7］ 田正東，計(jì)方．阻性振質(zhì)量帶在艦船剛性隔振設(shè)計(jì)中應(yīng)用研究［J］．船舶力學(xué)，2011，15（8）：34—42．

TIAN Zhengdong，JI Fang．Applied research on rigid vibration isolation of blocking mass in hull base structure［J］．Journal of Ship Mechanics，2011，15（8）：34—42．

［8］ 姚熊亮，計(jì)方，龐福振，等．艦船高傳遞損失基座結(jié)構(gòu)形式［P］．ZL200910073174．X

［9］ Seyyed M Hasheminejad，Yaser Mirzaei．Free vibration analysis of an eccentric hollow cylinder using exact 3Delasticity theory［J］．Journal of Sound and Vibration，2009，326：687—702．

［10］JI Fang，YAO Xiongliang．Experimental study on time－frequency of stiffened double hull sound radiation based on EMD［J］．Engineering Computations，2012，29（3）：321—337．