阻振質量復合托板減振效果試驗研究

梁德利，計 方，葉 曦

(1.北京臨近空間飛行器系統工程研究所，北京 100076;2.中國艦船研究院，北京 100192;3.哈爾濱工程大學 船舶工程學院，哈爾濱 150001)

雙殼體結構是水下航行器的典型結構形式之一，對于雙殼體水下結構振動及聲輻射具有重要影響。通常而言，由于托板的存在，設備振動激勵經由內殼向托板傳遞時將在內殼與托板、托板與外殼結構連接等處形成復雜的結構聲反射、透射及波形轉換，如托板設計不合理，將導致托板振動向外殼體傳遞能量的增加，使得雙殼體水下航行器結構的聲學性能下降［1－4］。

阻振質量作為一種有效阻隔結構聲傳遞的結構形式正引起廣大學者及設計人員的廣泛關注，隨著阻振質量在艦船艙壁、基座、船底板等結構的廣泛應用［5－8］，使得阻振質量在艦船結構聲學設計中的作用更為突出。如能在雙層圓柱殼舷間結構聲傳遞途徑分析基礎上，將阻振質量應用于托板結構構造雙層圓柱殼舷間結構阻抗失配，這對雙殼減振降噪具有重要的工程應用價值。本文在雙殼舷間振動傳遞路徑試驗分析基礎上，將阻振質量引入舷間托板結構聲學設計，討論了復合托板阻振質量截面參數、布置位置對雙殼動力艙段振動聲輻射的影響規律，通過大尺度模型的振動試驗驗證了阻振質量復合托板的隔振效果。

1 雙層殼舷間振動傳遞實驗分析

加筋雙層圓柱殼模型示意圖如圖1所示。雙層圓柱殼間用托板連接，外殼和內殼都有環肋結構，兩端為加筋封板結構，實驗時舷間沖液。

水下實驗模型如圖2所示，具體尺寸為:R1/h1=125，R1/l1=5.83，R1/L=0.583，R2/h2=466.7，R2/l2=3.267，R2/L=0.653，其中 L為雙層圓柱殼的長度，R1，h1，l1分別為內殼體的半徑、厚度和內殼環肋間距;R2，h2，l2分別為外殼體的半徑、厚度和外殼環肋間距，托板沿軸向等間距分布，間距為l3=l2，厚度為 h3=2.67h2。

圖1 實驗模型示意圖Fig.1 Sketch of the experiment model

圖2 實驗模型實物圖Fig.2 Practical object of the experiment model

本次實驗主要研究雙層殼體不同部位敷設隔聲去耦材料時殼體的振動特性以及舷間振動的傳遞規律，具體實驗工況見表1。

表1 實驗工況描述Tab.1 The experiment cases

實驗中，將模型置于水中，在激勵力作用下，模型最終會產生一個穩態振動，并向周圍輻射噪聲。與此同時，周圍的聲場反過來會影響結構的振動，它們之間的相互作用最終會形成一個穩定的聲振耦合系統。當內殼受到激勵時其振動波傳遞途徑［9］如圖3所示。圖中Fr為對內殼的徑向激勵力。

圖3 雙層殼振動波傳遞途徑Fig.3 The passing path of vibration wave

(1)通過環形流場傳遞內殼振動波G12(R1)通過環形流場流體介質傳播到外殼并激勵外殼，與此同時產生反向波G21(R2)，通過環形流場向內殼傳遞G21(R1)，并激勵內殼振動。這種正向波和反向波產生相互耦合作用，時而抵消時而加強，最后通過外殼振動向外輻射G22(R2)聲波。

(2)通過托板傳遞

托板將內外殼

體牢固地連接起來，當內殼受激振時，振動波G13(R1)通過托板傳向外殼并激勵外殼振動G13(R2)，同樣外殼振動時產生反向激勵，通過托板返回到內殼即G31(R1)，相互耦合后再通過外殼向外場輻射G33(R2)。

對雙殼體而言，實際上向外場輻射的聲波，無論是通過環形流場G22(R2)，還是通過連接兩層殼體的橫向構件G33(R2)，都經過內外殼體相互耦合后再形成，最后G22(R2)和G33(R2)相互疊加在一起向外場輻射。

圖4給出了各工況下，單頻激勵時有托板連接和無托板連接處內外殼的位移傳遞率曲線。其中傳遞率T表示外殼響應點振動位移與激勵點處內殼位移峰值之比［10］，即:

其中:S外為響應點振動位移峰值，即輸出值;S內為激勵點處內殼位移峰值，即輸入值。

觀察圖4，除100～200 Hz之間外，托板連接處的測點位移傳遞率明顯高于無托板連接處的測點傳遞率，即在內外殼振動波的傳遞中，G13(R1)比G12(R1)更有效。在100 Hz～200 Hz之間激振時，由于激振頻率與殼體的固有頻率接近，殼體處于共振狀態，使得傳遞率出現與其它頻率下不一致的情況。從圖4(a)可以看出，全敷設工況下殼體的位移傳遞率較其它工況出現數個峰谷交替的現象，這是由于此工況下內外殼體均敷設了隔聲去耦材料，內外殼上測點的位移受到了隔聲去耦材料的影響，呈現出峰谷交替的現象;觀看圖4(b)，內殼全敷設下的兩條傳遞率峰值比其它三種工況大很多，造成此現象的原因是內殼敷設了隔聲去耦材料，一定程度上減小了激勵點處內殼位移，使得傳遞率T增大;圖4(c)中曲線的變化趨勢與內殼全敷設工況相同，只不過峰值較小。

圖4 內外殼位移傳遞率比較曲線Fig.4 Comparison curves of displacement transmissibility

另外還可以看出，各工況下有托板連接處測點的位移傳遞率在80 Hz和200 Hz處出現了明顯的值，作者認為造成此現象的原因除了與殼體的固有頻率有關外，還可能與托板的固有頻率、徑向振動規律有關。但總體來說，托板的存在使得內外殼的傳遞率增大，托板在內外殼的振動傳遞中起了很大的作用。

總之，內外殼間采用托板連接時，內外殼間的耦合作用很強，內外殼間振動主要是通過托板傳遞。在低頻水層的耦合作用表現略強;在較高的頻率范圍內，托板的耦合作用要大得多。因此在研究雙層殼的減振降噪問題時，尋求一種既不影響殼體強度，又能有效阻止中高頻振動波傳遞的新型托板結構是當前需要解決的問題。

2 剛性復合托板結構參數對動力艙段聲振特性的影響規律

實船托板結構通常具有一定尺度，實船環境下振動波入射托板結構時其入射角度也非完全垂直入射，因此，托板對實船結構振動噪聲的影響與實船結構形式、尺度等密切相關，且很難通過理論分析得到滿意結果;為此，本文采用同一船體艙段模型通過改變托板形式，基于數值方法開展了阻振質量復合托板對實船振動特性的影響研究。

由于調查是采用半開放的思維導圖式問卷，每個調查對象填寫的各級子項內容不相同，甚至針對同一內容給出的評價要素名稱也不相同。要想得到能被調查對象認可的教師專業發展評價要素，就必須對調查數據進行必要的整理和歸納，具體操作流程如下。（1）合并同類項。將名稱相近的評價要素歸于同一評價范疇。（2）為調查對象填寫的評價要素的等級賦值。其中，a為100分，b為80分，c為60分。（3）將各級分值乘以相應的人數后，再取平均值。這一平均值稱為“認可度”。（4）對數據進行歸類和排序。

船體艙段為一雙層加筋圓柱殼結構，其內外殼分別設置了加強筋，內殼與外殼加強筋通過不同界面尺寸的阻振質量復合托板相連接，模型兩側設有艙壁結構，船體艙段及托板結構如圖5所示。為保障分析結果的有效性，在低頻段采用聲學有限元法、中高頻段采用統計能量法進行分析。

2.1 阻振質量截面參數對船體聲振特性的影響

保持船體艙段其它結構參數不變，僅改變船體艙段阻振質量復合托板結構的截面參數，可以得到阻振質量截面參數對復合托板減振降噪特性的影響。圖6給出了阻振質量復合托板對船體艙段結構振動及聲輻射的影響，圖中阻振質量(即方鋼)布置于托板的中央位置處，其截面尺寸分別為:16×16 mm2，20×20 mm2，24×24 mm2，32×32 mm2(分別對應4倍、5倍、6倍和8倍板厚)。可以看出，阻振質量復合托板具有降低結構振動的作用，但其低頻抑振效果不明顯，中高頻段抑振效果較明顯。且隨著阻振質量截面積的增大，阻振質量復合托板結構的抑振降噪效果將先增大而后逐漸減小。

圖5 實船艙段結構模型Fig.5 The sketch of cabin model

圖6 阻振質量復截面參數對船體艙段振動及聲輻射的影響Fig.6 Comparison curves of vibration acceleration and sound radiation level with different vibration isolation mass cross-section

圖7 阻振質量布置方式對艙段結構振動噪聲特性的影響Fig.7 Comparison curves of vibration acceleration and sound radiation level with different vibration isolation mass laying conditions

2.2 阻振質量布置位置對船體聲振特性的影響

阻振質量布置位置也會對船體艙段的振動噪聲特性產生影響，圖7給出了阻振質量布置方式對艙段結構振動噪聲特性的影響曲線。圖中β=l1/l，表示阻振質量在托板中的相對位置;其中l表示舷間距，l1表示阻振質量距內殼的距離。

由圖7可以看出:內殼剛度要高于外部殼的剛度，當阻振質量布置位置距離耐壓殼體越近，其減振降噪效果越好。托板根部內殼的局部剛度與托板自身剛度比值α對阻振質量復合托板隔振效果有較大影響，阻振質量的最佳布置位置、最佳隔振效果很大程度上取決于α。由此可見，阻振質量布設于高剛度處可取得較好的隔振減噪效果。

3 布置阻振質量復合托板的動力艙段振動特性試驗研究

在剛性復合托板結構參數聲學優化基礎上，給出了具有優良隔振性能的阻振質量復合托板，同時不過度增加艙段的總重量和尺度，具有較高的效費比。接著開展了布置阻振質量復合托板前后大尺度雙層圓柱殼模型的振動特性測試，驗證剛性復合托板的隔振效果。圖8給出了試驗模型的結構圖，圖9為試驗模型中激振器的布置情況。

圖8 試驗模型Fig.8 The sketch of experiment model

圖9 舷間托板結構激勵工況圖Fig.9 The sketch of motivation condition

圖10 舷間結構測點布置及激勵位置示意圖Fig.10 The sketch of brace structure measuring points and motivation

由于縮尺模型舷間托板結構較小，難以施工改變托板結構形式，故加工了兩個模型。一個模型舷間普通托板結構，另一個模型引入復合托板結構。試驗中選取3個肋位共12個測點，其中測點5～8位于艙段中部，測點1～4與測點9～12相對于艙段中部對稱布置，分別距艙段中部兩個肋位。圖10給出了舷間結構測點布置及激勵位置示意圖。

分別在兩個艙段模型耐壓殼體中心處激勵，激勵力為20～4000 Hz白噪聲，對測試數據進行歸一化處理，從而分析得到非耐壓殼體上的振動特性。圖11為舷間布置阻振質量復合托板前后非耐壓體處典型測點加速度級對比曲線。

從圖中可以看出:當舷間結構采用復合托板結構時，動力艙在700～4000 Hz頻段的振動得到了有效的抑制，曲線趨勢變化和緩，無突出的共振峰。在激勵位置附近測點7處，此處舷間無托板結構，在布置阻振質量復合托板后非耐壓殼振動反而增大。

表2 舷間托板結構聲學設計前后艙段各測點20～4000 Hz頻帶減振效果列表Tab.2 The 20 ～4000 Hz variation acoustic level after brace structure-borne sound design

從表2可以看出，在布置阻振質量復合托板后，非耐壓殼體振動平均降低3.7 dB，有效阻斷了耐壓殼－托板－非耐壓殼的結構聲傳遞主通道。

由前述分析可知，阻振質量可改善托板結構的中高頻振動噪聲性能，如能在托板剛性隔振基礎上聯合應用阻尼材料，通過阻尼材料吸收衰減阻振質量反射以及透射的結構聲，使得隔振效果進一步提高且可拓寬隔振頻帶。

圖11 托板布置阻振質量前后非耐壓殼體典型測點加速度級頻響曲線Fig.11 Comparison curves of vibration acoustic level at outer shell after brace structure－ borne sound design

4 結論

本文在雙層圓柱殼舷間主傳遞途徑中布置阻振質量復合托板，分析了阻振質量截面參數、布置方式對阻振質量復合托板隔振性能的影響規律，在結構參數優化設計基礎上開展了大尺度艙段模型的振動特性試驗，以此驗證阻振質量復合托板的有效性，主要結論如下:

(1)應綜合考慮隔振效果、增總限制，選取適當截面參數的阻振質量，提高效費比;

(2)托板阻振質量靠近耐壓殼體根部時具有較好的減振效果;

(3)試驗結果表明阻振質量復合托板顯著抑制了艙段非耐用殼體700～4000 Hz頻段的振動，20～4000 Hz頻段振動加速度級平均降低3.7 dB。

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