一種特殊動(dòng)力吸振器阻抑結(jié)構(gòu)聲傳遞特性分析

林永水, 吳衛(wèi)國(guó), 甘　進(jìn)

(1.武漢理工大學(xué) 交通學(xué)院，武漢　430063; 2.武漢理工大學(xué) 理學(xué)院,武漢　430070)

一種特殊動(dòng)力吸振器阻抑結(jié)構(gòu)聲傳遞特性分析

林永水1,2, 吳衛(wèi)國(guó)1, 甘進(jìn)1

(1.武漢理工大學(xué) 交通學(xué)院，武漢430063; 2.武漢理工大學(xué) 理學(xué)院,武漢430070)

摘要：結(jié)構(gòu)聲傳遞控制一直是艦船結(jié)構(gòu)聲學(xué)設(shè)計(jì)需要解決的關(guān)鍵問(wèn)題。動(dòng)力吸振器是一種重要的波阻技術(shù)，具有很好的頻段選擇性，在艦船的應(yīng)用日益廣泛。針對(duì)動(dòng)力吸振器阻抑板的結(jié)構(gòu)聲傳遞問(wèn)題，提出了精細(xì)的波分析模型和波動(dòng)力響應(yīng)矩陣法。將結(jié)構(gòu)離散為多個(gè)波導(dǎo)單元和波阻單元，建立附加動(dòng)力吸振器的結(jié)構(gòu)連接的廣義波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程，推導(dǎo)出波導(dǎo)單元的波動(dòng)力響應(yīng)特征矩陣及動(dòng)力吸振器的附加波動(dòng)響應(yīng)特征矩陣，并代入平衡方程求解得到波導(dǎo)單元的振動(dòng)幅值，從而求得傳遞效率與損失。數(shù)值研究表明動(dòng)力吸振器在特定頻段具有很好的波阻效果，并探討了動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)其波阻特性的影響。研究為動(dòng)力吸振器的聲學(xué)設(shè)計(jì)提供了新的分析方法，在艦船減振降噪中具有重要的理論意義與工程應(yīng)用價(jià)值。

關(guān)鍵詞：結(jié)構(gòu)聲；傳遞損失；波分析法；動(dòng)力吸振器

艦船是板梁組成的空間薄壁結(jié)構(gòu)，阻尼系數(shù)低，結(jié)構(gòu)連續(xù)性好，是聲振動(dòng)傳遞的優(yōu)良導(dǎo)體，因此其結(jié)構(gòu)聲傳遞損失較小。在抑制結(jié)構(gòu)聲的傳遞方面，波阻技術(shù)獲得了廣泛應(yīng)用，常用的包括阻振質(zhì)量、黏彈性?shī)A層以及動(dòng)力吸振器[1-2]。其中阻振質(zhì)量能有效阻抑高頻段結(jié)構(gòu)聲的傳播，黏彈性?shī)A層在中高頻段具有較好的波阻效果，但其會(huì)影響結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度，不適合主要承力構(gòu)件結(jié)構(gòu)聲傳遞控制[1]。動(dòng)力吸振器作為一種重要的波阻技術(shù)，其在艦船的應(yīng)用日益廣泛。

國(guó)內(nèi)外對(duì)動(dòng)力吸振器在艦船領(lǐng)域的研究開(kāi)展了大量工作。Dylejko[3]基于四端參數(shù)法和傳遞功率流研究了安裝軸系共振改變器的降噪效果，有效解決了螺旋槳推進(jìn)過(guò)程中引起的縱向推力不平衡，提高了潛艇聲隱身性能。李俊等[4-5]采用非線性彈簧設(shè)計(jì)出了寬頻動(dòng)力吸振器應(yīng)用于船舶尾部振動(dòng)控制，并對(duì)其參數(shù)設(shè)計(jì)進(jìn)行了優(yōu)化研究。楊志榮等[6]提出一種并聯(lián)安裝在船舶軸系上的縱振動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)方法，采用模態(tài)截取和模態(tài)綜合法建立了考慮船舶軸系作為彈性連續(xù)體情況下的軸系-動(dòng)力吸振器混合動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)，并探討了設(shè)計(jì)參數(shù)的影響。以往研究更多是針對(duì)桿、梁結(jié)構(gòu)，從振動(dòng)響應(yīng)的角度出發(fā)，分析單個(gè)或多個(gè)動(dòng)力吸振器對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的抑制作用，而從波傳播的角度去分析動(dòng)力吸振器對(duì)板的結(jié)構(gòu)聲傳遞阻抑的研究較少。韓彬[7]分析了單個(gè)或者多個(gè)動(dòng)力吸振器對(duì)結(jié)構(gòu)聲波的阻抑作用，認(rèn)為動(dòng)力吸振器具有較好的頻段選擇性，傳遞損失極大值在共振頻率之后取得。車(chē)馳東[8]對(duì)由連續(xù)質(zhì)量條和彈性層構(gòu)成的動(dòng)力吸振器阻抑結(jié)構(gòu)聲傳遞進(jìn)行了理論分析與數(shù)值研究，認(rèn)為動(dòng)力吸振器可以克服阻振質(zhì)量低頻效果差的缺陷，傳遞損失極大值在共振頻率取得。

文獻(xiàn)[7]只考慮了單個(gè)動(dòng)力吸振器阻抑板的結(jié)構(gòu)聲傳遞特性，文獻(xiàn)[8]中多轉(zhuǎn)角的波分析模型忽略近場(chǎng)效應(yīng)。對(duì)于附加動(dòng)力吸振器的多轉(zhuǎn)角模型，應(yīng)包考慮每一個(gè)動(dòng)力吸振器的特征參數(shù)、布置方式及間距、連接轉(zhuǎn)角及波的近場(chǎng)效應(yīng)。因此，對(duì)多個(gè)動(dòng)力吸振器的阻抑特性，建立更為精細(xì)的通用波分析模型，并提出可靠的求解方法，是亟需解決的難題。本文借鑒有限元法思想，參考阻抗法，運(yùn)用波分析法，建立了精細(xì)的波動(dòng)力分析模型和推導(dǎo)了結(jié)構(gòu)連接的廣義波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程，運(yùn)用波動(dòng)力響應(yīng)矩陣法進(jìn)行求解。

波動(dòng)力響應(yīng)矩陣法用于動(dòng)力吸振器阻抑結(jié)構(gòu)聲傳遞問(wèn)題的求解步驟主要如下：

圖1　動(dòng)力吸振器力學(xué)分析模型Fig.1 A mechanical analytical model for dynamic vibration absorber

1) 將結(jié)構(gòu)聲傳播的導(dǎo)體如板、梁、殼等定義為波導(dǎo)元件，對(duì)結(jié)構(gòu)聲傳播起阻礙作用的結(jié)構(gòu)定義為波阻元件，并在結(jié)構(gòu)不連續(xù)處(包括波導(dǎo)元件與波阻元件連接，不同的波阻元件連接，不同的波導(dǎo)元件連接)將整個(gè)結(jié)構(gòu)離散為多個(gè)波導(dǎo)單元和波阻單元。

2 根據(jù)連接處變形連續(xù)，力與力矩平衡，以波導(dǎo)單元波動(dòng)力響應(yīng)和波阻單元的附加波動(dòng)力響應(yīng)為狀態(tài)參數(shù)，建立結(jié)構(gòu)連接的廣義波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程。

3) 以波導(dǎo)單元的波動(dòng)力響應(yīng)幅值為狀態(tài)未知量，推導(dǎo)出波導(dǎo)單元的波動(dòng)力響應(yīng)特征矩陣及動(dòng)力吸振器的附加波動(dòng)響應(yīng)特征矩陣，代入平衡方程求解得到波導(dǎo)單元的位移響應(yīng)幅值，進(jìn)而求出傳遞效率和傳遞損失。在此基礎(chǔ)上，數(shù)值分析動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)波阻效果的影響，為其在艦船結(jié)構(gòu)減振降噪的應(yīng)用提供指導(dǎo)。

1動(dòng)力吸振器波阻特性理論分析

1.1理論分析模型

如圖1(a)左圖所示，n+1塊平板，其中板i和板i+1(i=1，2，…，n)任意角連接。動(dòng)力吸振器布置在兩板連接處，其由質(zhì)量條和黏彈性層構(gòu)成，考慮黏彈性層的彈性作用和阻尼作用，并忽略黏彈性層慣性力的影響，將彈性層等效為阻尼的彈簧系統(tǒng)[8]，如圖1(a)右圖所示。在板i左端建立局部坐標(biāo)系，βi+1為板i繞yi+1軸與板重合順時(shí)針?biāo)D(zhuǎn)過(guò)的角度。其中，板1和板n+1在x方向?yàn)闊o(wú)限長(zhǎng)。根據(jù)前面定義將結(jié)構(gòu)在不連續(xù)處離散為波導(dǎo)單元和波阻單元。

(1)

(2)

彈性波法向入射，角位移、力和力矩(單位寬度)可分別按下式子求解[9]：

(3)

(4)

(5)

(6)

以上推導(dǎo)省略時(shí)間簡(jiǎn)諧因子ejωt。

1.2波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程

波導(dǎo)單元i和xi=li處的波動(dòng)力響應(yīng)分別為PDi和P′Di，其為：

PDi=[uiwiθyiFxiFziMyi]T

(7)

(8)

波阻單元i在xi=li處的波動(dòng)力響應(yīng)為P′Ai，其為：

P′Ai=[uAiwAiθAyiFAxiFAziMAyi]T

(9)

根據(jù)變形連續(xù)，力與力矩平衡，連接處節(jié)點(diǎn)有以下平衡方程：

(10)

式中：計(jì)算動(dòng)力吸振器的力與力矩時(shí)采用復(fù)常數(shù)模量模型[10]，ZAxi，ZAzi及ZAθi為質(zhì)量條與彈性層的串聯(lián)阻抗，因此有[2]：

ZAxi=ZMxiZKxi/(ZMxi+ZKxi)，

ZAzi=ZMziZKzi/(ZMzi+ZKzi)，

ZAθi=ZMθiZKθi/(ZMθi+ZKθi)

(12)

式中：ZMxi，ZMzi及ZMθi分別表示動(dòng)力吸振器質(zhì)量條在 x，z方向的位移-慣性力阻抗及繞y軸轉(zhuǎn)角-慣性力矩阻抗，見(jiàn)式(13)；ZKxi，ZKzi及ZKθi分別表示動(dòng)力吸振器彈性層在x，z方向的位移-彈性力阻抗及繞y軸的轉(zhuǎn)角-彈性力矩阻抗，根據(jù)復(fù)常數(shù)模量模型[10]，計(jì)算公式見(jiàn)式(14)。

ZMxi=ZMzi=(jω)2mAi，ZMθi=(jω)2JAi

(13)

(14)

式中，mAi為動(dòng)力吸振器i質(zhì)量條單位長(zhǎng)度質(zhì)量，JAi為其相應(yīng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；EAi，μAi，lAi，hAi及ηi分別表示黏彈性層i的彈性模量、泊松比、長(zhǎng)度、厚度及阻尼損耗因子。

根據(jù)式(7)～式(9)，連接處的波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程為：

(15)

(16)

波導(dǎo)單元與波阻單元的附加波動(dòng)力響應(yīng)矩陣存在以下的對(duì)應(yīng)關(guān)系：

(17)

將式(17)代入式(15)，得到以波導(dǎo)單元波動(dòng)力響應(yīng)為狀態(tài)變量的結(jié)構(gòu)連接的廣義波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程：

1.3波導(dǎo)單元波動(dòng)力響應(yīng)

設(shè)波導(dǎo)單元的狀態(tài)未知量為：

(19)

PDi和P′Di與δi之間存在以下關(guān)系：

(20)

(21)

式(20)和(21)中Tdi和T′di為波導(dǎo)單元尺寸特征矩陣，其為對(duì)角矩陣，有：

Tdi=diag([111e-jkLilie-jkBilie-kBili])

(23)

T′di=diag([e-jkLilie-jkBilie-kBili111])

(24)

1.4波阻單元附加波動(dòng)力響應(yīng)

將式(21)代入式(17)，從而得

(25)

式中：f′DAi為入射波作用于波阻單元i的輸入激勵(lì)。

根據(jù)式(10)和(11)，可推導(dǎo)出動(dòng)力吸振器的附加波動(dòng)力響應(yīng)特征矩陣，具體如下：

(26)

式中：ZAxi，ZAzi及ZAθi的計(jì)算見(jiàn)式(12)。

1.5輸入激勵(lì)

單位幅值彎曲波和縱波分別法向入射波導(dǎo)單元1時(shí)，可用下式表示：

wB1=e-jkB1x1

(27)

uL1=e-jkL1x1

(28)

入射波作用于波導(dǎo)單元的輸入激勵(lì)為：

(29)

f′L1=[10 0 jkL1BL10 0]T

(30)

入射波作用于動(dòng)力吸振器的輸入激勵(lì)為：

f′BA1=[000-ZRz1-jkB1ZRθ10]

(31)

f′LA1=[000-ZRx100]

(32)

1.6波動(dòng)力響應(yīng)平衡方程求解

將式(20)、(21)代入式(18)，得：

(i=1,2,…,n)

(33)

式中：f′Q1=f′Q1+f′QA1，f′Qi=0,(i=2,…,n)，Q表示入射波，可代表彎曲波和橫向剪切波。

對(duì)波導(dǎo)單元1和波導(dǎo)單元n+1，有：

(34)

因此把式(33)系數(shù)矩陣的前后3列刪除，得到矩陣，重新代入式(33)，求解可得到波的幅值。

1.7傳遞效率與傳遞損失

假設(shè)入射波的幅值為1，入射波，透射波(+)及反射波(-)的輸入功率(單位長(zhǎng)度板寬)分別為：

Pin=m″iω2cgQi

(35)

(36)

波的傳遞效率及傳遞損失分別如下：

(37)

(38)

式中：m″為波導(dǎo)單元的面密度，cgDi代表波群速度，分別cgBi=2cBi,cgLi=cLi。其中cBi，cLi分別表示彎曲波、縱波的相速度。

2動(dòng)力吸振器波阻特性數(shù)值仿真

2.1單級(jí)動(dòng)力吸振器波阻特性

圖2所示的為兩塊15 mm半無(wú)限鋼板構(gòu)成120°轉(zhuǎn)角連接處布置動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞效率(τ表示透射效率，ρ表示反射效率)。其中動(dòng)力吸振器質(zhì)量條的橫截面尺寸為100 mm×100 mm，彈性中間層的尺寸為100 mm×50 mm(厚度為質(zhì)量條的一半)，彈性模量EA=3×109N/mm2，泊松比μA=0.5。圖2揭示連接處彎曲波傳遞效率之和τBB+τBL+ρBB+ρBL=1，滿足能量守恒。

圖2　附加動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞效率(η=0)Fig.2 Transmission efficiency of bending wave of dynamic vibration absorber(η=0)

根據(jù)文獻(xiàn)[8]，動(dòng)力吸振器三個(gè)自由度上的固有頻率分別為：

(39)

根據(jù)式(39)求出圖2中動(dòng)力吸振器的固有頻率依次為831 Hz，1 518 Hz以及1 073 Hz。圖2中彎曲波-彎曲波透射效率τBB并沒(méi)有在以上相應(yīng)的共振頻率點(diǎn)取得極小值，而是分別在大于fz和小于fθ處取得。在不考慮阻尼的情況下，動(dòng)力吸振器并不消耗能量，當(dāng)彈性波的頻率等于動(dòng)力吸振器的固有頻率時(shí)，根據(jù)式(11)，動(dòng)力吸振器與板連接處的振動(dòng)位移為零，質(zhì)量條的位移是一個(gè)有限值(與文獻(xiàn)[8]中兩自由度系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)相類似)，彎曲波不會(huì)全部反射，部分能量傳遞，τBB不為零。進(jìn)一步分析可知?jiǎng)恿ξ衿鞴舱耦l率點(diǎn)τBB不可能取得極小值，當(dāng)f=fz時(shí)，假如彎曲波發(fā)生全反射，τBB取得極小值，那么，板2中的透射彎曲波和近場(chǎng)衰減彎曲波的幅值為0，進(jìn)而求得板2的線位移、角位移、力與力矩全部為0，聯(lián)立式(10)，可求得板1中波的幅值，以上求解過(guò)程中沒(méi)有用到力矩平衡方程而得到了板的響應(yīng)幅值，將求得結(jié)果代入力矩平衡方程，發(fā)現(xiàn)其不等于0，無(wú)法滿足力矩平衡條件，在這一假設(shè)下，力矩平衡和角位移連續(xù)無(wú)法同時(shí)滿足，也就是說(shuō)當(dāng)f=fz時(shí)發(fā)生全反射這一假設(shè)不成立，同理，在其他固有頻率點(diǎn)也不會(huì)發(fā)生全反射，部分能量傳遞過(guò)去，因而τBB在共振頻率點(diǎn)不可能取得極小值。

以下圖3～圖10中，分析模型均未考慮阻尼影響，每塊鋼板厚度均取15 mm，每個(gè)動(dòng)力吸振器的黏彈性層長(zhǎng)度和高度分別為100 mm和50 mm，泊松比為0.5。

對(duì)圖3～圖5綜合分析，動(dòng)力吸振器對(duì)結(jié)構(gòu)聲傳遞的阻抑在頻域上分為兩種頻段：穿透頻段和阻塞頻段，其在中間某一頻段內(nèi)具有較為顯著的波阻效果。降低動(dòng)力吸振器的剛度或者增大慣性半徑，阻抑頻段向低頻移動(dòng)，阻抑帶寬將會(huì)減小。在進(jìn)行動(dòng)力吸振器聲學(xué)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)根據(jù)激勵(lì)頻率，合理選擇動(dòng)力吸振器參數(shù)，保證傳遞損失極大值對(duì)應(yīng)的頻率接近激勵(lì)頻率。

以上分析揭示，在共振頻率處，動(dòng)力吸振器對(duì)其布置處節(jié)點(diǎn)響應(yīng)的抑制效果達(dá)到最佳，但其對(duì)波傳遞的阻抑效果并未達(dá)到最佳，傳遞損失極大值所對(duì)應(yīng)的頻率由動(dòng)力吸振器、板的特性及轉(zhuǎn)角共同決定。

圖3 不同彈性模量的動(dòng)力吸振器彎曲波-彎曲波傳遞損失Fig.3Bendingwavetransmissionlossofdynamicvibrationabsorberwithdifferentmodulus圖4 不同質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的動(dòng)力吸振器彎曲波傳遞損失Fig.4Bendingwavetransmissionlossofdynamicvibrationabsorberwithdifferentmassandmomentofinertia圖5 不同轉(zhuǎn)角的動(dòng)力吸振器彎曲波傳遞損失Fig.5Bendingwavetransmissionlossofdynamicvibrationabsorberwithdifferentcornerangle

2.2周期性多級(jí)動(dòng)力吸振器波阻特性

圖6揭示，結(jié)構(gòu)安裝多級(jí)動(dòng)力吸振器，傳遞損失隨頻率發(fā)生振蕩，其對(duì)結(jié)構(gòu)聲的阻抑在頻域上分為兩種頻段：穿透頻段和阻塞頻段。在穿透頻段，傳遞損失出現(xiàn)“低谷”，達(dá)到極小值，當(dāng)單個(gè)動(dòng)力吸振器的τBB→1時(shí)，彎曲波完全通過(guò)，其傳遞損失接近于0，此時(shí)平行布置多個(gè)動(dòng)力吸振器的波阻效果與其數(shù)量無(wú)關(guān)；此外，當(dāng)激勵(lì)頻率接近板的彎曲振動(dòng)固有頻率；彈性波有可能完全穿過(guò)，傳遞損失接近于0。在阻塞頻段，動(dòng)力吸振器級(jí)數(shù)越多，波阻效果越好。因此，通過(guò)改變布置間距，盡量錯(cuò)開(kāi)結(jié)構(gòu)固有頻率與激勵(lì)頻率，使激勵(lì)頻率落入阻塞頻段，并增加動(dòng)力吸振器的級(jí)數(shù)，能顯著提高動(dòng)力吸振器的波阻效果。

圖7給出的是相同參數(shù)的兩個(gè)動(dòng)力吸振器布置在不同轉(zhuǎn)角連接處的RBB(間距為500 mm)，結(jié)果表明，轉(zhuǎn)角為180°的RBB在中間頻段的值較其他轉(zhuǎn)角的明顯大很多，說(shuō)明周期性動(dòng)力吸振器布置在線形連接的波阻效果更佳，因此動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)時(shí)，最好選擇布置在線形連接處，而不是“V”形連接處。

2.3非周期性多級(jí)動(dòng)力吸振器波阻特性

圖8和圖9分別給出了三個(gè)計(jì)算模型的彎曲波傳遞損失RBB，每個(gè)模型包括兩個(gè)動(dòng)力吸振器，其中實(shí)線和單點(diǎn)畫(huà)線代表不同參數(shù)的雙級(jí)周期性吸振器(兩個(gè)動(dòng)力吸振器參數(shù)相同)，虛線表示非周期性的雙級(jí)動(dòng)力吸振器(兩個(gè)動(dòng)力吸振器的參數(shù)不同)。圖8揭示，不同彈性模量的非周期性雙級(jí)動(dòng)力吸振器，其波阻特性將保留低彈性模量吸振器的低頻優(yōu)良阻抑特性和高彈性模量吸振器高頻段的優(yōu)良阻抑特性。圖9揭示，不同質(zhì)量條參數(shù)的非周期性雙級(jí)動(dòng)力吸振器，其阻抑特性將保留高慣性半徑在低頻段的優(yōu)良阻抑特性和低慣性半徑在高頻段的優(yōu)良阻抑特性。綜合圖8和圖9，通過(guò)選擇不同參數(shù)的動(dòng)力吸振器，可增加阻抑頻段的選擇性，拓寬阻抑頻段，提高整個(gè)頻段的綜合波阻效果。不足之處，非周期動(dòng)力吸振器的難以達(dá)到周期性動(dòng)力吸振器在相應(yīng)阻塞頻段的最大波阻效果。

圖10分別比較了三個(gè)計(jì)算模型的彎曲波傳遞損失RBB，每個(gè)模型包括參數(shù)相同的三個(gè)動(dòng)力吸振器，其中實(shí)線和虛線分別代表布置間距為250 mm和500 mm的三級(jí)周期性吸振器，單點(diǎn)畫(huà)線表示非周期性的三級(jí)動(dòng)力吸振器(動(dòng)力吸振器的布置間距l(xiāng)2=250 mm，l3=500mm)。圖10表明，動(dòng)力吸振器非等間距布置，并不會(huì)顯著增加阻塞頻段的傳遞損失，反而傳遞損失曲線上出現(xiàn)更多極小值，主要是由于板的共振頻率點(diǎn)增加；但其在共振頻率點(diǎn)的傳遞損失極小值較周期性動(dòng)力吸振器的顯著增大，也就是說(shuō)非周期性布置會(huì)增加共振穿透頻段的阻抑效果。

圖6 多級(jí)周期性動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞損失比較Fig.6Comparisonofbendingwavetransmissionlossofseveralparallelingdynamicvibrationabsorbers圖7 不同轉(zhuǎn)角的雙級(jí)動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞損失比較Fig.7Bendingwavetransmissionlossoftwo-stagedynamicvibrationabsorberswithdifferentcornerangle圖8 不同彈性模量的雙級(jí)動(dòng)力吸振器彎曲波傳遞損失Fig.8Bendingwavetransmissionlossoftwo-stagedynamicvibrationabsorberswithdifferentelasticmodules

圖9　不同質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的雙級(jí)動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞損失Fig.9 Bending wave transmission loss of two-stage dynamic vibration absorbers with different mass and moment of inertia

圖10　不同布置間距的多級(jí)動(dòng)力吸振器的彎曲波傳遞損失Fig.10 Bending wave transmission loss of multistage dynamic vibration absorbers with different layout interval

以上分析表明，采用非周期性多級(jí)動(dòng)力吸振器，合理選擇不同的黏彈性層參數(shù)(彈性模量、長(zhǎng)度及高度等)、質(zhì)量條參數(shù)(質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量)以及改變布置間距與方式，可提高穿透頻段的波阻效果，拓寬阻抑頻段。

3結(jié)論

(1) 研究為動(dòng)力吸振器阻抑板的結(jié)構(gòu)聲傳遞提供了一種新的分析方法，并且適用于周期性和非周期性多級(jí)動(dòng)力吸振器的波阻特性分析，簡(jiǎn)單且便于理解，簡(jiǎn)化了求解過(guò)程，提高了分析效率。

(2) 增大質(zhì)量條的慣性半徑，減小黏彈性層的彈性模量或長(zhǎng)度以及增大其高度，可提高中低頻段的波阻效果；通過(guò)改變布置間距及方式，可提高特定頻段的波阻效果。動(dòng)力吸振器布置在線形連接處，更能發(fā)揮其波阻作用；增加周期性動(dòng)力吸振器的級(jí)數(shù)可提高阻塞頻段的波阻效果；對(duì)非周期性多級(jí)動(dòng)力吸振器，選擇不同的設(shè)計(jì)參數(shù)，拓寬波阻頻段，可提高穿透頻段的波阻效果。

(3) 動(dòng)力吸振器在某一特定頻段具有顯著的波阻效果，與阻振質(zhì)量相比，重量顯著降低，特別適用于船舶動(dòng)力艙段的結(jié)構(gòu)聲傳遞控制，在民用船舶上具有廣闊的應(yīng)用前景。

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New method for impeding structure-borne sound transmission by using a special dynamic absorber

LIN Yong-shui1,2, WU Wei-guo1, GAN Jin1

(1. School of Transportation, Wuhan University of Technology, Wuhan 430063, China;2. School of Science, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China)

Abstract:The control of structure-borne sound transmission is a key problem to be solved in acoustic design of marine structure. Dynamic vibration absorber is one of the very important wave blocking techniques and has good frequency selectivity, which is widely used in naval ships. A fine theoretical model and a corresponding wave dynamic response matrix method were put forward to investigate the impeding of structure-borne sound transmission by using a dynamic absorber. The structure was discretized into many wave guide elements and wave resistance elements and a general wave dynamic response equilibrium equation for the junction of the attached dynamic absorber was developed. The wave dynamic response matrices of wave guide elements and the added wave dynamic response matrices of wave resistance elements were deduced. The vibration amplitudes of wave elements were obtained by resolving the equilibrium equation and the transmission efficiency and transmission loss were then calculated. The method was illustrated by a series of wave attenuation models with different design parameters. The numerical computation results show that the wave transmission loss in a specific frequency band will be greatly improved. The research work provides a new analysis method for the acoustic design of dynamic vibration absorber, which has great theoretical significance and is of important value for the noise and vibration reduction on board.

Key words:structure-borne sound; transmission loss; wave analysis; dynamic vibration absorber

基金項(xiàng)目：國(guó)家高技術(shù)船舶計(jì)劃(2015)

收稿日期：2015-03-25修改稿收到日期：2015-09-08

通信作者甘進(jìn) 男，博士，講師，1982年2月生

中圖分類號(hào):U661；U666；TB535

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.10.035

第一作者 林永水 男，博士，講師，1983年11月生

E-mail :ganjin@whut.edu.cn