韓 飛， 王敏慶

(西北工業(yè)大學(xué) 動(dòng)力與能源學(xué)院，西安市 710072)

基于子結(jié)構(gòu)導(dǎo)納法的UUV發(fā)動(dòng)機(jī)本體參數(shù)化建模研究

韓 飛， 王敏慶

(西北工業(yè)大學(xué) 動(dòng)力與能源學(xué)院，西安市 710072)

為實(shí)現(xiàn)UUV發(fā)動(dòng)機(jī)本體結(jié)構(gòu)的參數(shù)化建模，基于模態(tài)分析結(jié)果以及外部激勵(lì)特性，建立子結(jié)構(gòu)等效模型。根據(jù)能量守恒原理以及導(dǎo)納功率流的定義計(jì)算了各子結(jié)構(gòu)的等效線導(dǎo)納，根據(jù)邊界連續(xù)條件確定耦合結(jié)構(gòu)振動(dòng)方程，最終建立了發(fā)動(dòng)機(jī)本體振動(dòng)傳遞參數(shù)化模型，計(jì)算了發(fā)動(dòng)機(jī)本體不同位置處的輸入導(dǎo)納;通過(guò)試驗(yàn)對(duì)模型的有效性進(jìn)行了驗(yàn)證。以發(fā)動(dòng)機(jī)本體所受激勵(lì)作為輸入，根據(jù)所建模型開(kāi)展了參數(shù)影響分析，結(jié)果表明：在400 Hz～1.8 kHz頻段內(nèi)，氣缸軸向力以及滾輪切向力對(duì)艙段殼振動(dòng)響應(yīng)的貢獻(xiàn)較大,建模中需要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)不同方向上的振動(dòng)傳遞特性；增大擺盤箱端蓋厚度能夠顯著降低艙段殼的振動(dòng)響應(yīng)。

振動(dòng)傳遞；子結(jié)構(gòu)；機(jī)械導(dǎo)納；參數(shù)化建模

擺盤發(fā)動(dòng)機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、比功率大等顯著特點(diǎn)，是目前無(wú)人水下航行器(Unmanned Underwater Vehicle, UUV)動(dòng)力系統(tǒng)中廣泛采用的發(fā)動(dòng)機(jī)型式。在水下低速航行時(shí)，由發(fā)動(dòng)機(jī)工作產(chǎn)生的激勵(lì)載荷直接作用于發(fā)動(dòng)機(jī)本體，引起氣缸體及擺盤箱的振動(dòng)，這一振動(dòng)能量經(jīng)前、后隔振圈傳遞至發(fā)動(dòng)機(jī)艙殼體，激起發(fā)動(dòng)機(jī)艙殼體的彎曲振動(dòng)，振動(dòng)沿軸向傳遞至其他艙段殼體，進(jìn)而引起結(jié)構(gòu)的機(jī)械噪聲，是UUV輻射噪聲的主要來(lái)源之一。目前有關(guān)UUV結(jié)構(gòu)的聲振特性研究已取得大量研究成果[1-6]，但圍繞發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)特性開(kāi)展的研究工作仍然較少。由于發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)形式非常復(fù)雜，采用有限元方法進(jìn)行研究時(shí)，為了提高分析頻率上限，通常會(huì)犧牲發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)的建模精度；統(tǒng)計(jì)能量分析方法受模態(tài)密度的限制，難以對(duì)幾何尺度較小的結(jié)構(gòu)進(jìn)行精確建模，對(duì)于結(jié)構(gòu)低頻振動(dòng)的分析結(jié)果存在一定誤差。在發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)的簡(jiǎn)化建模方面，研究者一般將發(fā)動(dòng)機(jī)等效為集中質(zhì)量或?qū)⑵涓郊釉趧?dòng)力艙段的隔板上，這些簡(jiǎn)化建模方式對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)的徑向振動(dòng)特性影響較小。發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)不僅受到徑向激勵(lì)力，還受到軸向、切向等多種外部激勵(lì)，如能從結(jié)構(gòu)振動(dòng)的源頭入手，在同時(shí)考慮發(fā)動(dòng)機(jī)本體在不同方向上的振動(dòng)傳遞特性的基礎(chǔ)上，建立發(fā)動(dòng)機(jī)本體的振動(dòng)傳遞參數(shù)化計(jì)算模型，對(duì)于UUV結(jié)構(gòu)減振降噪研究具有十分重要的意義。

子結(jié)構(gòu)導(dǎo)納法[7]物理概念明確，能夠很好地反映結(jié)構(gòu)內(nèi)部和結(jié)構(gòu)之間的振動(dòng)能量傳遞特性，且不受分析頻段及已知中間參數(shù)等條件的限制。本文根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)本體的模態(tài)分析結(jié)果以及外部激勵(lì)特性，對(duì)其進(jìn)行子結(jié)構(gòu)劃分并分別建立各子結(jié)構(gòu)等效模型，根據(jù)邊界連續(xù)條件構(gòu)建耦合振動(dòng)方程，最終建立發(fā)動(dòng)機(jī)本體振動(dòng)傳遞參數(shù)化計(jì)算模型，求解寬頻帶內(nèi)各類激勵(lì)下的機(jī)械導(dǎo)納參數(shù)，代入至動(dòng)力艙耦合結(jié)構(gòu)中，以發(fā)動(dòng)機(jī)本體結(jié)構(gòu)所受外部激勵(lì)作為輸入條件開(kāi)展參數(shù)影響分析，為UUV結(jié)構(gòu)減振降噪設(shè)計(jì)提供參考。

1 理論模型

1.1 子結(jié)構(gòu)劃分及等效模型

梁躍等[8]建立了發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體的3D實(shí)體模型，并借助有限元分析軟件開(kāi)展了約束模態(tài)和自由模態(tài)分析，結(jié)果表明：發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)特性主要表現(xiàn)為整體結(jié)構(gòu)的彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)以及氣缸體端蓋、擺盤箱箱體和擺盤箱端蓋的局部彎曲振動(dòng)，而氣缸體的缸體部分的振動(dòng)并不明顯?；诎l(fā)動(dòng)機(jī)本體不同部位所呈現(xiàn)的振動(dòng)特性差異，可將發(fā)動(dòng)機(jī)本體初步劃分為四個(gè)子結(jié)構(gòu)，分別為氣缸體端蓋、缸體以及擺盤箱箱體、端蓋。

另一方面，發(fā)動(dòng)機(jī)本體是動(dòng)力艙內(nèi)振動(dòng)傳遞路徑中的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，受力情況比較復(fù)雜，在各子結(jié)構(gòu)的不同部位受到多個(gè)方向的激勵(lì)，這些激勵(lì)不僅包含直接作用在發(fā)動(dòng)機(jī)本體上的外部激勵(lì)，還包括發(fā)動(dòng)機(jī)本體與其他結(jié)構(gòu)之間的耦合作用力，見(jiàn)表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)本體所受外部激勵(lì)

各子結(jié)構(gòu)的等效模型在能夠反映實(shí)際結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性的同時(shí)，還需滿足能夠施加各種激勵(lì)載荷的要求，綜合考慮最終建立各子結(jié)構(gòu)的等效模型見(jiàn)圖1，采用圓板模型對(duì)氣缸體端蓋、擺盤箱端蓋進(jìn)行等效建模，采用集中質(zhì)量模型對(duì)缸體建模，采用圓柱殼模型對(duì)擺盤箱箱體建模。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)本體等效模型

鑒于氣缸體的缸體部分振動(dòng)特性單一，與氣缸體端蓋在耦合系統(tǒng)中為并聯(lián)關(guān)系[9]，為簡(jiǎn)化耦合振動(dòng)方程，本文最終將發(fā)動(dòng)機(jī)本體結(jié)構(gòu)劃分為三個(gè)子結(jié)構(gòu)：氣缸體a、擺盤箱箱體b以及擺盤箱端蓋c。等效模型中去除了實(shí)際結(jié)構(gòu)中存在的凸臺(tái)、安裝孔等細(xì)節(jié)特征，并保證主體尺寸與實(shí)際結(jié)構(gòu)基本一致，具體參數(shù)取值為：氣缸體端蓋厚度ha=20 mm、氣缸體與擺盤箱端蓋半徑rac=218 mm、擺盤箱端蓋厚度hc=30 mm、擺盤箱箱體厚度hb=16 mm、擺盤箱箱體軸向長(zhǎng)度lb=320 mm、擺盤箱箱體半徑rb=150 mm；各子結(jié)構(gòu)的材料參數(shù)與實(shí)際結(jié)構(gòu)保持一致。等效模型在較大程度上保留了實(shí)際結(jié)構(gòu)的主要振動(dòng)特性，但二者仍會(huì)存在一定差異，這種差異在理論分析中難以避免。

1.2 子結(jié)構(gòu)機(jī)械導(dǎo)納

在發(fā)動(dòng)機(jī)本體中，各子結(jié)構(gòu)間均為線連接，基于能量守恒及功率流定義，可以通過(guò)式(8)計(jì)算得到各子結(jié)構(gòu)的等效線機(jī)械導(dǎo)納[10]

(1)

式中:L1、L2分別為激勵(lì)線L1與響應(yīng)線L2的長(zhǎng)度，Y(x2,y2|x1,y1)表示由激勵(lì)線上點(diǎn)(x1,y1)到響應(yīng)線上一點(diǎn)(x2,y2)的傳遞點(diǎn)導(dǎo)納，g1(x1,y1)與g2(x2,y2)分別表示激勵(lì)線與響應(yīng)線上力的分布型函數(shù)。

根據(jù)圓板及圓柱殼等典型結(jié)構(gòu)在受到不同方向點(diǎn)激勵(lì)情況下的振動(dòng)響應(yīng)，可以得到各子結(jié)構(gòu)的機(jī)械點(diǎn)導(dǎo)納，推導(dǎo)過(guò)程參見(jiàn)文獻(xiàn)[11]，代入式(1)計(jì)算等效線導(dǎo)納。

1.3 耦合振動(dòng)方程

在理論建模中，假設(shè)各子結(jié)構(gòu)的彎曲振動(dòng)與面內(nèi)振動(dòng)相互獨(dú)立。擺盤箱箱體的受力情況如圖2所示。

圖2 擺盤箱箱體受力示意圖

在耦合邊界1處，氣缸體的振動(dòng)響應(yīng)可以表示為

ua=AeFae+AFa

(2)

式中:Ae和A分別表示Fae和Fa對(duì)應(yīng)的3×3階機(jī)械導(dǎo)納系數(shù)矩陣。

擺盤箱箱體同時(shí)與氣缸體以及擺盤箱端蓋連接，其在耦合邊界1、耦合邊界2處的振動(dòng)響應(yīng)分別為

ub1=Be1Fbe+B11Fb1+B21Fb2

(3)

ub2=Be2Fbe+B12Fb1+B22Fb2

(4)

式中:Be1與Be2分別表示Fbe作用下在耦合邊界1、2處引起的振動(dòng)響應(yīng)所對(duì)應(yīng)的3×3階機(jī)械導(dǎo)納系數(shù)矩陣；B11、B12分別表示Fb1激勵(lì)引起耦合邊界1、耦合邊界2處引起的振動(dòng)響應(yīng)對(duì)應(yīng)的3×3階機(jī)械導(dǎo)納矩陣；B21、B22分別表示Fb2激勵(lì)引起耦合邊界1、2處引起的振動(dòng)響應(yīng)對(duì)應(yīng)的3×3階機(jī)械導(dǎo)納系數(shù)矩陣。

在耦合邊界2處，擺盤箱端蓋的振動(dòng)響應(yīng)可以表示為

uc=CeFce+CFc

(5)

式中:Ce和C分別表示Fce和Fc2對(duì)應(yīng)的機(jī)械導(dǎo)納系數(shù)矩陣。

根據(jù)各子結(jié)構(gòu)在耦合邊界力與速度連續(xù)的邊界條件，得到

ua=ub1，F(xiàn)a+Fb1=0

(6)

ub2=uc，F(xiàn)b2+Fc=0

(7)

將式(2)～式(5)代入式(6)與式(7)中，得到耦合振動(dòng)方程

(8)

由式(8)計(jì)算得到各子結(jié)構(gòu)在耦合邊界處受到的耦合力，進(jìn)而求解各子結(jié)構(gòu)在任意位置處的振動(dòng)響應(yīng)，最終得到發(fā)動(dòng)機(jī)本體結(jié)構(gòu)的各類機(jī)械導(dǎo)納參數(shù)。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證模型的有效性，本文開(kāi)展了發(fā)動(dòng)機(jī)本體輸入導(dǎo)納測(cè)試試驗(yàn)。測(cè)試系統(tǒng)見(jiàn)圖3。在計(jì)算機(jī)測(cè)試軟件中設(shè)置白噪聲激勵(lì)信號(hào)，由多通道分析儀發(fā)出，經(jīng)功率放大器輸入至激振器并作用于發(fā)動(dòng)機(jī)本體結(jié)構(gòu)。通過(guò)阻抗頭拾取激勵(lì)位置處的力信號(hào)與加速度信號(hào)，傳遞至分析儀中通過(guò)力歸一化處理獲取結(jié)構(gòu)的輸入導(dǎo)納。

圖3 測(cè)試系統(tǒng)

在被測(cè)試件的激勵(lì)位置處黏貼磁片，并在阻抗頭端部安裝磁座，以此完成阻抗頭的安裝以及激振器對(duì)被測(cè)試件的激勵(lì)，見(jiàn)圖4。

圖4 阻抗頭安裝示意圖

試驗(yàn)測(cè)試中，通過(guò)激振器在發(fā)動(dòng)機(jī)本體三個(gè)不同位置分別進(jìn)行激勵(lì)：①在氣缸體端蓋施加軸向激勵(lì)力；②在擺盤箱箱體滾輪導(dǎo)槽施加切向激勵(lì)力；③在擺盤箱端蓋與斜軸對(duì)應(yīng)的矩形槽施加軸向激勵(lì)力。

試驗(yàn)測(cè)試了400 Hz～2 kHz頻段內(nèi)發(fā)動(dòng)機(jī)本體在上述三個(gè)激勵(lì)位置處的輸入導(dǎo)納，與本文模型計(jì)算結(jié)果對(duì)比見(jiàn)圖5～圖7，文中各圖所示機(jī)械導(dǎo)納曲線均為機(jī)械導(dǎo)納幅值。

由圖5～圖7所示各組對(duì)比曲線可知，本文模型計(jì)算所得機(jī)械導(dǎo)納曲線均值隨頻率變化的規(guī)律與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果較為接近，能夠基本反映發(fā)動(dòng)機(jī)本體受到不同位置外部激勵(lì)時(shí)的振動(dòng)特性。由于理論等效模型無(wú)法完全逼近實(shí)際結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果存在一定差異，這種差異在理論分析中難以避免；另一方面，等效線機(jī)械導(dǎo)納參數(shù)本身就是經(jīng)歷了多次“平均”后的結(jié)果，計(jì)算結(jié)果的均值水平更具參考價(jià)值。

圖5 氣缸體端蓋軸向輸入導(dǎo)納

Fig.5 Axial input receptance of cylinder cap

圖6 擺盤箱箱體切向輸入導(dǎo)納

Fig.6 Tangential input receptance of swashplate box body

圖7 擺盤箱端蓋軸向輸入導(dǎo)納

Fig.7 Axial input receptance of swashplate box cap

3 仿真分析

工作狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部存在著不平衡的往復(fù)力與回轉(zhuǎn)慣性力，采用虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析[12-13]，計(jì)算得到某工況下400 Hz～1.8 kHz頻段內(nèi)所受主要激勵(lì)載荷的頻譜特性見(jiàn)圖8，可以看出發(fā)動(dòng)機(jī)本體受到的激勵(lì)力頻譜曲線呈現(xiàn)明顯的周期特性。將本文計(jì)算模型與前、后隔振圈以及艙段殼耦合建模，即可計(jì)算由發(fā)動(dòng)機(jī)本體到艙段殼任意點(diǎn)的傳遞導(dǎo)納。將外部激勵(lì)代入至耦合結(jié)構(gòu)計(jì)算模型，以艙段殼滑油口為目標(biāo)點(diǎn)，分別計(jì)算各外部激勵(lì)單獨(dú)作用下以及合力作用下目標(biāo)點(diǎn)處的振動(dòng)響應(yīng)，見(jiàn)圖9。為便于對(duì)比分析，本文將目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)的仿真結(jié)果以1/3倍頻程的形式給出。

圖8 外部激勵(lì)載荷頻譜圖

圖9 艙段殼振動(dòng)響應(yīng)

通常情況下艙段殼的彎曲振動(dòng)主要由前、后隔振圈處的徑向耦合力及繞耦合邊界方向的彎矩激勵(lì)引起，因此在對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行等效建模時(shí)通常只考慮其徑向振動(dòng)傳遞特性。但是從圖9所示仿真結(jié)果可以看出，在400 Hz～1.8 kHz分析頻段內(nèi)，氣缸軸向力對(duì)于艙段殼振動(dòng)響應(yīng)的貢獻(xiàn)最大，滾輪切向力以及斜軸軸向力次之，主軸徑向力在四個(gè)激勵(lì)力中貢獻(xiàn)最小。這說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)作為主要振動(dòng)源，其內(nèi)部的振動(dòng)傳遞特性不可忽視，建模時(shí)需要充分考慮發(fā)動(dòng)機(jī)本體不同方向上的振動(dòng)傳遞特性，否則將會(huì)產(chǎn)生一定誤差。

根據(jù)本文所建發(fā)動(dòng)機(jī)本體參數(shù)化模型，可以快速實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)耦合結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性影響規(guī)律的研究。仿真分析中，依次改變氣缸體端蓋厚度，氣缸體與擺盤箱端蓋半徑、擺盤箱端蓋厚度、擺盤箱箱體厚度、擺盤箱箱體軸向長(zhǎng)度以及擺盤箱箱體半徑，所得艙段殼振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比曲線見(jiàn)圖10。

從圖10可知，增大擺盤箱端蓋的厚度能夠顯著降低艙段殼振動(dòng)響應(yīng)，但是增大氣缸體端蓋的厚度反而會(huì)使艙段殼的振動(dòng)響應(yīng)升高，小幅改變氣缸體與擺盤箱端蓋半徑對(duì)艙段殼振動(dòng)水平幾乎沒(méi)有影響；增大箱體厚度或箱體半徑對(duì)降低艙段殼的振動(dòng)水平也具有一定增益效果，但考慮到某些輔機(jī)的安裝條件，其徑向尺度參數(shù)的變化范圍受到一定限制；改變箱體軸向長(zhǎng)度會(huì)使箱體彎曲振動(dòng)的固有頻率在不同分析頻段內(nèi)分布情況發(fā)生較大改變，其影響規(guī)律較為復(fù)雜。

分別改變氣缸體、擺盤箱的材料參數(shù)，參數(shù)取值見(jiàn)表2，仿真計(jì)算所得艙段殼振動(dòng)響應(yīng)見(jiàn)圖11。

圖10 幾何參數(shù)對(duì)艙段殼振動(dòng)響應(yīng)的影響Fig.10 Geometric parameter’s influence to vibration response of cabin shell

表2 材料參數(shù)

從圖11(a)、圖11(b)所示對(duì)比曲線可知，擺盤箱材料參數(shù)對(duì)于艙段殼振動(dòng)響應(yīng)的影響要高于氣缸體材料參數(shù)，僅就表2中材料而言，選取楊氏模量及密度相對(duì)較大的材料2，其對(duì)應(yīng)的艙段殼振動(dòng)總能級(jí)較低。對(duì)比圖11(b)圖11(c)所示曲線，材料楊氏模量對(duì)于艙段殼振動(dòng)水平的影響高于材料密度，選取密度較大但楊氏模量不同的兩種材料分別作為氣缸體、擺盤箱的選材有助于降低發(fā)動(dòng)機(jī)本體傳遞到艙段殼的振動(dòng)能量。由于密度改變會(huì)對(duì)UUV結(jié)構(gòu)的重心位置產(chǎn)生較大影響，因此參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)需要與穩(wěn)定性設(shè)計(jì)聯(lián)合開(kāi)展。

4 結(jié) 論

本文運(yùn)用子結(jié)構(gòu)導(dǎo)納法建立了UUV發(fā)動(dòng)機(jī)本體振動(dòng)傳遞參數(shù)化計(jì)算模型，計(jì)算了不同位置處的輸入導(dǎo)納，與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行了比對(duì)，并以外部激勵(lì)作為輸入條件，分析了400 Hz～1.8 kHz頻段內(nèi)參數(shù)改變對(duì)耦合結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性的影響規(guī)律，所得主要結(jié)論如下

(1)本文模型能夠計(jì)算多種激勵(lì)力作用下發(fā)動(dòng)機(jī)本體在不同方向上的輸入導(dǎo)納，計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果變化趨勢(shì)基本一致。

(2)氣缸軸向力以及滾輪切向力對(duì)艙段殼振動(dòng)響應(yīng)的貢獻(xiàn)較大，在動(dòng)力艙段耦合結(jié)構(gòu)的振動(dòng)傳遞特性研究中，需要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)不同方向上的振動(dòng)傳遞特性。

(3)增大擺盤箱端蓋厚度能夠顯著降低由發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的艙段殼振動(dòng)響應(yīng)。

[ 1 ] 何惠江, 李楠. 基于APDL的魚(yú)雷殼體結(jié)構(gòu)參數(shù)化建模[J]. 魚(yú)雷技術(shù), 2010, 18(4): 246-248. HE Huijiang, LI Nan. Parametric modeling of torpedo shell structure based on APDL[J]. Torpedo Technology, 2010, 18(4): 246-248.

[ 2 ] 曹銀萍, 石秀華. 基于ANSYS的魚(yú)雷有限元建模與模態(tài)分析[J]. 彈箭與制導(dǎo)學(xué)報(bào), 2009, 29(3): 289-292. CAO Yinping, SHI Xiuhua. Finite element modeling and modal analysis of torpedo based on ANSYS[J]. Journal of Projectiles, Rockets, Misseles and Guidance, 2009, 29(3): 289-292.

[ 3 ] 秦曉輝, 尹韶平. 統(tǒng)計(jì)能量分析在魚(yú)雷結(jié)構(gòu)振動(dòng)及聲輻射研究中的應(yīng)用[J]. 魚(yú)雷技術(shù), 2006, 14(1): 24-27. QIN Xiaohui, YIN Shaoping. Application of statistical energy analysis to structure vibration and sound radiation of torpedo[J]. Torpedo Technology, 2006, 14(1): 24-27.

[ 4 ] 丁少春, 朱石堅(jiān), 樓京俊. 魚(yú)雷結(jié)構(gòu)振動(dòng)與聲輻射的統(tǒng)計(jì)能量分析[J]. 浙江大學(xué)學(xué)報(bào)(工學(xué)版), 2009, 43(7): 1222-1224. DING Shaochun, ZHU Shijian, LOU Jingjun. Statistical energy analysis on structure vibration and sound radiation from torpedo[J]. Journal of Zhejiang University(Engineering Scicene), 2009, 43(7): 1222-1224.

[ 5 ] 劉凱, 朱石堅(jiān), 丁少春. 基于AutoSEA的魚(yú)雷結(jié)構(gòu)輻射噪聲預(yù)報(bào)方法[J]. 魚(yú)雷技術(shù), 2010, 18(2): 91-94. LIU Kai, ZHU Shijian, DING Shaochun. A prediction method for structural noise radiation of torpedo based on auto SEA[J]. Torpedo Technology, 2010, 18(2): 91-94.

[ 6 ] 馬銳磊, 尹韶平, 曹小娟, 等. 基于FEM的魚(yú)雷低頻振動(dòng)環(huán)境預(yù)示方法研究[J]. 艦船電子工程, 2014, 34(5): 136-139. MA Ruilei, YIN Shaoping, CAO Xiaojuan, et al. Torpedo’s vibration environment prediction method of low frequency based on FEM[J]. Ship Electronic Engineering, 2014, 34(5):136-139.

[ 7 ] CUSCHIERI J M. Structural power-flow analysis using a mobility approach of an L-shaped plate[J]. Journal of the Acoustical Society of America, 1990, 87(3): 1159-1165.

[ 8 ] 梁躍, 何長(zhǎng)富, 彭博. 魚(yú)雷熱動(dòng)力發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體振動(dòng)模態(tài)分析[J]. 魚(yú)雷技術(shù), 2005, 13(4):18-20. LIANG Yue, HE Changfu, PENG Bo. Srtuctural vibration modal analysis of torpedo thermal power engine[J]. Torpedo Technology, 2005, 13(4):18-20.

[ 9 ] 阿·斯·尼基福羅夫. 船體結(jié)構(gòu)聲學(xué)設(shè)計(jì)[M]. 謝信, 王軻,譯. 北京: 國(guó)防工業(yè)出版社, 1998.

[10] 趙芝梅, 王敏慶. 板殼結(jié)構(gòu)振動(dòng)功率流的子結(jié)構(gòu)線導(dǎo)納法研究[J]. 工程力學(xué), 2012, 29(8):294-301. ZHAO Zhimei, WANG Minqing. A structure line receptance method for analysis of power flow in a clylindrical shell with a floor partition.[J] Engineering Mechanics, 2012, 29(8):294-301.

[11] SOEDEL W. Vibration of shells and plates[M]. New York: Marcel Dekker, 1993.

[12] 李鑫, 王志剛, 萬(wàn)榮華, 等. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的魚(yú)雷周轉(zhuǎn)斜盤發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)分析[J]. 魚(yú)雷技術(shù), 2011, 19(4): 285-289. LI Xin, WANG Zhigang, WAN Ronghua, et al. Dynamic analysis of torpedo swashplate engine based on virtual protoyype technology[J]. Torpedo Technology, 2011, 19(4): 285-289.

[13] 張進(jìn)軍, 楊杰，錢志博. 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的擺盤發(fā)動(dòng)機(jī)仿真[J]. 計(jì)算機(jī)仿真, 2012, 29(4):328-332. ZHANG Jinjun, YANG Jie, QIAN Zhibo. Simulation of swashplate engine based on virtual prototyping technology[J]. Computer Simulation, 2012, 29(4):328-332.

Parametricmodeling of UUV engine body based on substructure receptance method

HAN Fei, WANG Minqing

(School of Power and Energy, Northwestern Ploytechnical University, Xi’an 710072, China)

To acquire a parametric model of UUV engine body, based on modal analysis results and external excitation characteristics, the equivalent model of its each substructure was established and their line receptances were calculated based on the principle energy conservation and the definition of mobility power flow. According to boundary continuity conditions, the coupling vibration equations between substructures were established, and finally, a vibration transfer parametric model of UUV engine body was obtained. The input receptances at different positions of the engine body were calculated. The model was validated with mechanical receptance tests. Taking external excitations as inputs, the influences of some major parameters of the model were analyzed. Results showed that in the range of 400Hz～1.8kHz, the axial force applied on cylinder block and the tangential force of rolling wheel make major contribution to the vibration response of cabin shell; the vibration characteristics of the engin body in different directions need to be considered in engine modeling; increasing the thickness of swing tray box’s end cover can significantly reduce the vibration response of cabin shell.

vibration transmission; substructure; mechanical receptance; parametric modeling

2015-09-04 修改稿收到日期：2015-11-30

韓飛 男，博士生，1988年生

王敏慶 男，博士生導(dǎo)師，1970年生

O327；TB532