舰船刚性阻振质量基座中频振动特性研究

王强勇 姚熊亮 卢友敏 王献忠 庞福振

1武汉第二船舶设计研究所，湖北 武汉 430064

2哈尔滨工程大学船舶工程学院，黑龙江哈尔滨 150001

舰船刚性阻振质量基座中频振动特性研究

王强勇1姚熊亮2卢友敏2王献忠2庞福振2

1武汉第二船舶设计研究所，湖北 武汉 430064

2哈尔滨工程大学船舶工程学院，黑龙江哈尔滨 150001

有限元与统计能量混合法（FE－SEA）将计算低频响应的有限元法（FEM）与计算高频响应的统计能量法（SEA）结合起来，有效解决了FEM计算量大而SEA计算不准的中频域问题。提出在舰船弹性基座中引入刚性减振器，即在舰船基座与船体结构连接部位布设刚性阻振质量，并采用基于FE－SEA混合法的VA One软件对舰船刚性阻振质量基座的中频振动特性进行了研究。结果表明，刚性阻振质量对中高频结构噪声可起到明显的隔振作用，而对低频结构噪声的减振效果则不明显，甚至没有减振效果，这对刚性阻振技术在实艇基座减振降噪设计中的应用具有一定的实际工程价值。

刚性阻振质量；舰船基座；阻抗失配；振动特性；FE－SEA混合法

1 引言

在船体结构上安装船用机械设备通常借助中间安装构件——隔振基座［1］，其作用是连接设备与船体结构，承受设备的动静载荷，传递船体与设备之间的相互作用载荷，同时限制和阻抑设备传递下来的振动。研究表明，设备的振动不仅会影响机组的正常运行和使用寿命，而且还会通过船体结构向水中辐射形成结构辐射噪声，严重影响舰船的声隐身性能，因此，必须对舰船基座进行隔振处理［2］。传统的隔振设计是在设备与基础之间配置弹性支撑或阻尼材料，这属于柔性隔振。但在实际应用中，与动力机械相连的某些设备或结构在运行时往往不允许自身有大的变形，此时采用柔性隔振技术来阻隔振动波的传递并不适宜，因而必须研究使用刚性减振技术［3］。

舰船刚性阻振质量基座就是在舰船基座与船体结构的连接部位布设刚性阻振质量，由于阻振质量相对船体板而言具有大的阻抗，因而可反射一部分抵达阻振质量的振动波，从而达到隔离声振动的目的［4］。从理论上讲，可采用有限元法（FEM）来对舰船刚性阻振质量基座进行全频段动力响应计算，但随着计算频率的提高，局部模态变得非常密集，导致有限元法的计算量大大增加，同时高频域的计算误差也难以控制，因此，在低频域采用有限元法是较合适的选择。当单位带宽内模态数大于5时，高频域响应采用统计能量法（SEA）的计算精度可以满足要求，而对于单位带宽内模态数大于2小于5的中频域，由于各子系统的动力特性差异，以及动力响应计算精度难以保证，因而SEA不再适用［5］。因此，动力学计算就出现了FEM计算量大而SEA计算不准的中频域问题，舰船刚性阻振质量基座动力学计算就存在这个问题。

本文对FE－SEA混合法的原理、建模方法和计算精度进行了介绍，并采用基于FE－SEA混合法的VA One软件对舰船刚性阻振质量基座的中频振动特性进行了研究，所得结论对刚性阻振技术在实艇减振降噪中的应用具有一定参考意义。

2 FE－SEA混合计算原理

根据 Langley［6～11］等人提出的结构动力学有限元与统计能量混合计算方法，结构振动噪声可由下式得到：

式（1）代表耦合统计能量方程，式（2）代表耦合动力学有限元方程。式中，P为第 j个统计能量子系统直接场的耦合平均输入能量；Sff为载荷f的正交形式；＜Sqq＞为Sff正交谱分解形式的期望值；Dtot为系统总体动态刚度矩阵；D为第k个统计能量子系统直接场的动态刚度矩阵。其中：

式中，ωηjkηj为第j个子系统反射场单位模态密度中第k个子系统直接场的耦合平均输入能量。

式中，ωηd，j为第j个反射场每模态密度上确定性子系统的能量损耗。

式中，Dd为确定性子系统的动态刚度矩阵。

3 舰船刚性阻振质量基座FE－SEA混合计算模型

虽然舰船动力舱段的实际结构比较复杂，但大都可以简化为双层圆柱壳体。本文采用的基座舱段模型为内外壳同心的双层圆柱壳体，如图1所示。其具体几何尺寸为：舱段总长L＝13.0 m，非耐压壳体直径 D＝11.1 m，厚度 t1＝0.009 m；耐压壳体直径 d＝9.2 m，厚度 t2＝0.035 m；内外壳间以托板和实肋板连接，托板厚t3＝0.008 m，实肋板厚t4＝0.007 m，肋距 l＝0.650 m，壳内对称布置了两列基座。

舰船刚性阻振质量基座由基座面板、腹板、肘板以及布设在基座腹板上的刚性阻振质量带组成，如图2所示。其具体尺寸为：基座面板a＝0.400 m，厚度 t5＝0.020 m；腹板 b ＝1.500 m，厚度t6＝0.012 m；肘板 c＝0.800 m，厚度 t7＝0.012 m；刚性阻振质量布设在基座腹板上靠近耐压壳体处，距离耐压壳体e＝0.200 m，通过综合考虑基座尺寸及舱段总重量限制等问题，取刚性阻振质量截面尺寸96×96 mm。整个基座舱段模型的材料参数为：弹性模量E＝205 000 MPa，泊松比μ＝0.3，密度 ρ＝ 7 800 kg／m3。

对基座舱段模型进行统计能量法动力学分析，得到了各典型子系统单位带宽内模态数随频率的变化曲线，如图3所示。

由图3可看出，舰船刚性阻振质量基座舱段统计能量计算模型中基座面板、肘板和刚性阻振质量等子系统不满足最低单位带宽模态数的要求，而基座腹板、耐压壳体、非耐压壳体、托板和实肋板等子系统则能满足计算要求。因此，基座腹板、耐压壳体、非耐压壳体、托板和实肋板仍可采用SEA子系统模拟，而基座面板、肘板和刚性阻振质量等结构则以FE模拟。同时，采用FE－SEA混合法建立SEA与FE子系统之间的连接方式，并在基座面板上施加激励力载荷。舰船刚性阻振质量基座舱段动力学分析FE－SEA混合计算模型如图4所示。

计算时，在两边基座面板上分别选取2个点作为设备隔振器的安装点，设备激励力（垂直于基座面板）便通过这4个隔振器安装点传递到基座上并激励内外壳体振动，激励频率按1／3倍频在100～5 000 Hz频段内选取。针对本文所讨论的问题，在基座面板和舱段非耐压壳体上共选取8个典型结构测点来对比分析刚性阻振质量的隔振性能，如图5所示。

4 结果及分析

图6和图7所示为布设刚性阻振质量后各结构测点的加速度响应值随激振频率变化的曲线，通过对比分析，即可讨论刚性阻振质量对基座隔振性能的影响规律。

由图6、图7可见，在基座腹板上布设刚性阻振质量后，在1 000 Hz以上频段，基座舱段非耐压壳体的振动加速度级明显低于基座面板，但两者随激振力频率变化曲线的变化趋势基本一致。在1 000 Hz以下频段，基座舱段非耐压壳体和基座面板的振动加速度级随频率变化曲线相互交错，变化趋势复杂。从总体上来看，布设刚性阻振质量后，非耐压壳体的振动加速度级相对于基座面板有所下降，但主要集中在中高频段。这说明刚性阻振质量对中高频结构噪声可起到明显的隔离作用，而对低频结构噪声则几乎不起作用。

根据结构噪声的评价标准，如果用与噪声级类似的表示方法——加速度分贝来描述振动级，则振动“加速度分贝”的表示形式为［12］：

式中，a1为基座面板上测点的结构响应加速度；a2为基座舱段非耐压壳体上测点的结构响应加速度。

将所有频谱分量的加速度传递函数响应值相加，按上述公式可得出各测点的分贝值，如表1所示，其中测点 5、6、7、8 分别是以测点 1、2、3、4 为基准的。

表1 各测点减振效果功率级列表Tab.1 The damping power levels of each measuring point

由表1可见，在基座腹板上布设刚性阻振质量后，基座舱段非耐压壳体振动级的加速度分贝值相对于基座面板平均下降了4.90 dB。

5 结 论

本文应用FE－SEA混合法建立了舰船刚性阻振质量基座有限元与统计能量混合模型，并对其进行了中高频振动特性研究，通过对比分析，主要得出以下结论：

1）FE－SEA混合法是一种杂交计算方法，它能提供一种区别于原先只能单纯依赖SEA或FEM的系统响应计算方法，有限元子系统作为统计能量子系统间的能量损耗连接而添加到系统中。

2）刚性阻振质量对中高频结构噪声可起到明显的隔振作用，对低频结构噪声的减振效果则不明显，甚至没有减振效果。

3）在基座腹板上布设刚性阻振质量后，基座舱段非耐压壳体的振动噪声相对于基座面板平均下降了 4.90 dB。

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Characteristics of Ship Pedestal with Rigid Vibration Isolation Mass in Mid-Frequency Domain

Wang Qiang-yong1Yao Xiong-liang2Lu You-min2Wang Xian-zhong2Pang Fu-zhen21 Wuhan Second Ship Design and Research Institute， Wuhan 430064，China
2 College of Shipbuilding Engineering， Harbin Engineering University， Harbin 150001， China

This paper aims to predict the vibration characteristics of rigid vibration isolation mass in the mid－frequency range.However， the calculation by FE method is quite time－consuming for low－frequency range， while by SEA method it cannot get exact results for mid－frequency range.A ship pedestal with rigid vibration isolation mass was studied by introducing the FE－SEA hybrid method with VA One software to deal with this problem.In the design of ship pedestal， a rigid vibration absorber was added，which positioned at the region of ship pedestal connected with the ship structure.The results show that for medium－high frequency structure noise， rigid vibration isolation mass can effectively reduce the vibration and sound radiation of the non－pressure hull， while in low frequency， vibration isolation effect of the mass is not so obvious.

rigid vibration isolation mass； ship pedestal； impedance mismatch； vibration characteristics； FE－SEA hybrid method

U661.44

A

1673－3185（2011）03－64－04

10.3969/j.issn.1673-3185.2011.03.014

2010-01-25

国防重点预研项目（40*********01）

王强勇（1986－），男，硕士。研究方向：船舶与海洋工程结构动力学。E-mail：wangqiangyong666＠163.com

姚熊亮（1963－），男，教授，博士生导师。研究方向：船舶与海洋工程结构动力学。E-mail：xiongliangyao＠gmail.com