典型舰船舱壁结构隔振优化设计

王祖华 周海波（武汉第二船舶设计研究所 湖北 武汉 430064）

计方（哈尔滨工程大学 船舶工程学院 黑龙江 哈尔滨 150001）

典型舰船舱壁结构隔振优化设计

王祖华 周海波（武汉第二船舶设计研究所 湖北 武汉 430064）

计方（哈尔滨工程大学 船舶工程学院 黑龙江 哈尔滨 150001）

波动理论；典型舱壁结构；隔振设计；阻振质量

基于波动理论，探索了船体结构布置阻振质量后的振动波传递的机理，讨论了振动波入射角度、阻振质量截面尺寸对其隔振性能的影响。从阻抗失配的角度出发，开展双层壳动力舱段典型舱壁结构隔振优化设计。综合运用刚性阻振质量锯、阻振质量环路，初步给出了具有高传递损失特性的舱壁结构形式。结果表明：隔振优化设计后舱壁结构在有效降低了动力舱段结构振动与声辐射的同时，更加显著地隔离了结构噪声向邻近舱段的传递。

0 引言

控制噪声和振动使其满足标准要求是船舶设计的关键，对战斗舰艇特别是水下潜艇来说，其噪声和振动指标更是主要的战术技术指标之一。就船舶这种由钢板和各种型钢构建而成的大型钢结构而言，为保证结构强度及水密性结构间不允许采用弹性连接方式来减少振动传递。因此，开展典型船体结构隔振设计具有重要的工程价值。

阻振质量不同于一般的加强筋，沿着声振动传播途径配置在板的结合处，用以隔离结构声的传递［1］。L.Cremer等［2］对阻振质量作了简单的论述，但没有针对阻振质量参数的变化对振动传递的影响作专门的研究。刘见华等［3］研究了无限板上受点激励时阻振质量对结构声传递的阻抑，通过理论分析验证了隔振度简化公式的可行性，并采用算例分析和实验研究论证了理论分析的正确性。姚熊亮、计方等［4-6］分析了阻振质量偏心布置对其隔振特性的影响规律，并将其应用到舰船托板及铺板结构中。本文在上述文献的基础上，深入探讨了阻振质量对船体结构中振动波传递的阻抑特性。从阻抗失配的角度出发，开展了双层壳动力舱段舱壁结构隔振优化设计，为我国舰船声隐身技术提供参考。

1 振动波斜入射阻振质量传递机理分析

如图1所示，假设一无限长阻振质量块布设在一无限大的板上，阻振质量高度为2l1，厚度为2l2（和板中弯曲波的波长相当），板厚为h。设板的左侧有单位幅值的平面弯曲波以角度φ沿x正向入射阻振质量，入射板平面弯曲波的频率为ω，波数为kp，入射波位移表示为［7］：

对于无限板，板边界不存在波的反射，阻振质量两侧的位移为：

式中：kx=kpcosφ为x方向的弯曲波的波数；ky=kpsinφ为y方向的弯曲波的波数；为近场波波数；R、T分别为波的反射系数和透射系数；RN、TN分别为近场波衰减的反射系数和透射系数。

当激励引起的平面弯曲波Win以角度φ入射阻振质量时，使阻振质量产生z方向的弯曲振动和y方向的扭转振动，忽略阻振质量的回转运动，Лялуноь［8］根据板和阻振质量的耦合边界条件求解得到透射系数：

其中，rm为相对其旋转中心的阻振质量横截面的惯性半径；kbm为阻振质量弯曲振动波数；ktm为阻振质量扭转振动波数；ρp为板单位面积的质量。

阻振质量对结构声传递的阻抑作用通过隔振度来量化，隔振度越大，阻抑作用越强。当形成扩散（二维）场的波通过阻振质量时，其隔振度定义为：

式中，＜T2＞φ为振动能通过阻振质量时的透射系数（按入射角）的平均值，

式（6）将｜T（φ）｜2在入射角从的积分区间上取平均值，T*（φ）是T（φ）的复共轭值。

根据公式（4）计算了｜T（φ）｜2，结果如图2所示，其中阻振质量截面尺寸为60 mm×60 mm，激励频率分别为1 kHz。

图1 阻振质量-板结构示意图

图2 通过阻振质量的平面弯曲波透射系数曲线

从图2可以看出，｜T（φ）｜2有两个最大值，即当入射角等于φt和φb时，｜T（φ）｜2=1。根据文献［9］，这两个角度的意义为：平面弯曲波分别和阻振质量的弯曲波以及阻振质量的扭转波达到最佳耦合时的透射角度。可见，｜T｜2是弯曲波入射角φ的函数，板内形成扩散振动场的平面弯曲波的通过，在很大程度上取决于它们在阻振质量上的入射角，弯曲波的能量绝大部分是在这两个角度下通过的。

图3给出了当平板弯曲波和阻振质量块弯曲波达到最佳耦合时，其波长λp和波长λbm的匹配关系示意图。

图3 波长匹配关系图

图4给出了板厚3mm，阻振质量截面尺寸为60 mm×60 mm以及80 mm×80 mm时的隔振度曲线。可以看出，阻振质量具有较好的隔振效果，500 Hz以上阻振质量可以达到20 dB的隔振效果，且阻振质量尺寸越大，隔振效果越好。

2 阻振质量闭式环路隔振特性分析

图4 阻振质量隔振度随频率比较曲线

在理论分析阻振质量阻抑振动波传递特性的同时，从阻抗失配的角度出发，开展阻振质量在动力舱段舱壁中的隔振设计，研究高传递损失的舱壁结构形式对双层壳的减振降噪具有重要的意义。前面讨论了阻振质量对板中振动波传播的影响。在实际应用中，通常会在设备周围施加一阻振质量环路来减小结构的振动。接下来研究阻振质量环路对船体板振动波传播的影响。

在平板上增设阻振质量环路，在保证阻振质量重量不变的情况下，分三种情况讨论了阻振质量环路的隔振性能，具体尺寸如下：

A质量环路：R=0.1m，r=0.0800m，h=0.04m；

B质量环路：R=0.1m，r=0.0529m，h=0.02m；

C质量环路：R=0.15m，r=0.1237 m，h=0.02 m。其中：R为阻振质量环路的外半径，r为阻振质量环路的内半径，h阻振质量环路的高度，平板厚度为3mm，宽度为0.3m。

图5给出了阻振质量环路隔振模型以及考察点布置示意图。计算出各点在0~3 000 Hz频率段上的加速度响应值，将计算得出的加速度结果转化成传递函数的形式，利用各点的频率响应以及激励载荷频谱，通过下式计算得到各点的加速度传递函数值：

图5 环形阻振质量带隔振模型以及考察点布置

其中：a（fi）为某频率下加速度响应值；F（fi）为某频率下激励载荷。

图6给出了A、B、C三种阻振质量环路下部分测点的传递函数比较曲线。

图6 平板上各测点传递函数频响曲线图

表1 各测点减振效果列表

观察图7：

（1）对比图6（a）~（c）中的A、B质量带下各测点的传递函数曲线，除极少数频率点外，A质量带模型测点的传递函数值小于B质量带，可见，在环形质量带质量不变的前提下，质量带的高度越高，对振动波的阻隔效果越好；

（2）对比图6（a）~（c）中的A、B、C质量带下各测点的传递函数可见，C质量带下结构的传递函数值最小，特别在1 300 Hz以上频段最明显。这是因为C质量带外半径跟板的宽度相等，使得板平面内声振动源的周围形成了闭式回路，具有很强的滤波功能，其隔振效果高于A、B质量带；

（3）从图6（c）可见，C质量带下10测点传递函数最大，这是因为C质量带阻隔振动波的效果最好，振动波大部分反射回来与原振动波叠加所致；

（4）从图6（d）可见，除个别频率外，A质量带下测点13的传递函数值最小。由此，环形质量带高度越高，对于质量带所包围的板的减振效果最好。

综上所述，在进行阻振质量环路隔振应用时，在保持阻振质量重量不变的情况下，应尽量增大其高度，同时减小其厚度，使其能更好地阻隔振动波的传递。并同时满足以下条件［10］：

1）为了获得较好的阻振效果，必须让横截面（高l1，宽l2）的最大尺寸比弹性波（即在阻振质量截面内能够传播的弯曲波）的波长短得多（至少短

其中：

式中fB为所研究范围内的最高频率。

3 舰船动力舱段舱壁结构隔振优化设计

本文在船舶振动噪声主传递途径中构造阻抗失配的舱壁结构，综合运用刚性阻振质量锯、阻振质量环路最大程度增大动力舱段舱壁结构的阻抗失配程度。通过舱壁结构阻振质量声学设计，加剧了振动波在舱壁中的波型转换、散射和反射，使舱壁结构的隔振效果显著提高，这对舰船典型舱壁结构减振降噪具有重要的参考意义。

由上文讨论可知，阻振质量环路能有效阻隔振动波的传递。接下来将阻振质量环路引入复杂双壳动力舱段舱壁的刚性隔振设计中，以此考察阻振质量环路在实际船舶结构中的应用效果。该舱段舱壁结构由横向及纵向加强筋加固，舱壁上布置有水平桁材，且与铺板结构相连。综合考虑其尺寸以及模型总重量限制等问题，取阻振质量截面尺寸为70mm×50mm，重约0.09 t。图7给出了舱壁布置阻振质量环路的动力舱段结构图。

图7 舱壁布置阻振质量环路的动力舱段结构图

此外，振动能量通过阻振质量的透射系数｜T｜2是振动波入射角φ的函数，当入射角等于φb和φt时，｜T（φ）｜2=1，弯曲波的能量绝大部分是在这两个角度下通过的。依据这思路延拓出阻振质量锯结构，将后续的阻振质量块相对前一个转动大约45°，则通过第一个阻振质量减弱很小的振动波入射到第二个阻振质量时可以得到有效的衰减。图8给出了阻振质量锯结构示意图。

图8 布置阻振质量锯的舱壁结构示意图

基于ABAQUS/VA ONE，对舰船动力舱段复合舱壁结构减振降噪效果进行了全频段数值分析。对动力舱段进行谐响应分析时，将动力舱段前后各沿轴向向外延伸三档肋位沿周向施加全约束。为了简化计算，将设备重量以质量点的形式均布于基座面板，然后在基座上分别选取12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）通过这24个隔振器安装点传递到基座上并激励壳体振动。0~50Hz频段激励步长为5 Hz，50 Hz~400 Hz频段激励步长为20Hz，400 Hz~3 000 Hz频段激励步长为100Hz。

为了考核动力舱段舱壁结构刚性隔振设计前后结构减振降噪效果，在该舱段非耐压体上选取多个考核点如图9、图10所示。

图9 非耐压船体结构测点示意图

图10 非耐压船体各肋位考核点

在舱段结构谐响应分析基础上，提出所选点的x、y、z方向位移，测点振动均方速度：

同一肋位内分别将外壳体usum值进行平均，即：

式中：a1，f1，分别为耐压壳体加速度、激励频率和壳体位移。

图11、图12给出了动力舱段舱壁布置阻振质量环路前后外壳的振动加速度级及辐射声压级随频率的变化曲线。

图11 舱壁布置阻振质量环路前后舱段振动加速度级对比曲线

图12 舱壁布置阻振质量环路前后舱段辐射声压级对比曲线

图13 舱壁阻振质量隔振设计前后动力舱段振动加速度级对比曲线

图14 舱壁阻振质量隔振设计前后动力舱段辐射声压级对比曲线

图15 舱壁阻振质量隔振设计前后邻近舱段振动加速度级对比曲线

图16 舱壁阻振质量隔振设计前后邻近舱段辐射声压级对比曲线

由图11可以看出，在中低频阶段，振动加速度级曲线基本重合，在某些频率处阻振质量的存在甚至加大了结构的振动响应；随着频率的增加，阻振质量的隔振作用开始体现，曲线趋于平缓且峰值的个数明显减少。舱壁上布设阻振质量环路后，动力舱段振动加速度级平均下降了2.5 dB。

如图12所示：舱段的辐射声压级同振动加速度级呈现相似的变化规律；舱壁上布设阻振质量环路后，动力舱段辐射声压级平均下降2.0 dB，舱壁刚性隔振设计显著降低了动力舱段中高频段的辐射声压。

图13、图14给出了动力舱段舱壁布置阻振质量环路与阻振质量锯前后外壳的振动加速度级及辐射声压级随频率对比曲线。

如图所示：舱壁上布设阻振质量锯与阻振质量环路后，动力舱段振动10 Hz～3 KHz频段加速度级分别平均下降约2.8 dB与2.5 dB，辐射声压级分别平均下降约2.3 dB与2.0 dB，两种高传递损失的舱壁结构形式均能有效的降低动力舱段的结构振动与声辐射，且阻振质量锯的减振降噪效果略优于阻振质量环路。

图15、图16给出了动力舱段舱壁阻振质量隔振设计前后邻近舱段减振降噪效果对比曲线。表2给出了舱壁刚性隔振设计前后舱段降噪效果。

表2 舱壁刚性隔振设计前后舱段降噪效果

续表2

从图表可以看出：舱壁上布设阻振质量后，动力舱段艇体振动加速度级曲线与邻近舱段艇体加速度级曲线的变化趋势基本一致，舱壁上布设阻振质量环路、阻振质量锯后，邻舱艇体振辐射声压级分别平均下降了2.2 dB与2.5 dB，即阻振质量锯的隔振效果强于阻振质量环路。对比图13、15可知，阻振质量锯、阻振质量环路在有效降低动力舱段结构振动的同时，更加显著的隔离了机械设备产生的振动波向邻近舱段的传递，邻舱艇体的振动加速度级下降趋势更为显著。

4 结语

本文基于波动理论，分析了阻振质量对船体结构中振动波传递的阻抑特性；依据阻抗失配原则，开展了典型舱壁结构隔振优化设计，初步给出了高传递损失的舱壁结构形式。主要结论如下：

（1）振动波斜入射阻振质量时，绝大部分振动能量从φb和φt这两个角度下通过，在配制多个阻振质量块时，通过改变它们之间的平行性构造阻振质量锯可以提高其隔振效果；

（2）阻振质量环路重量保持不变的条件下，应尽量增大其截面高度、相应减少其宽度，并使得其外半径与被减振板的宽度相等，使其构成减振闭式回路，以此提高减振效果；

（3）舱壁上布设阻振质量锯与阻振质量环路后，数值实验结果表明动力舱段10 Hz～3 000 Hz辐射声压级分别平均下降2 dB以上，阻振质量锯的减振降噪效果略优于阻振质量环路；

（4）舱壁结构布置阻振质量锯、阻振质量环路在有效降低了动力舱段结构振动与声辐射的同时，更加显著的隔离了机械设备产生的结构噪声向邻近舱段的传递，邻舱船体的结构振动与声辐射下降趋势更为显著。

［1］阿.斯.尼基福罗夫.船体结构声学设计［M］.谢信，王轲译.北京:国防工业出版社，1998.

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

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［4］姚熊亮，计方等.偏心阻振质量阻抑振动波传递特性研究［J］.振动与冲击，2010，29（1）:88-93.

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Vibration isolation design of typical hull bulkhead structures

Wang Zuhua Zhou Haibo Ji Fang

wave theory；typical bulkhead structure；vibration isolation design；blocking masses

Based on the wave theory，the characteristics of blocking masses attenuating propagation of the vibration wave are analyzed.The influences of wave incident angle and the sectional dimension of the blocking masses on the isolation performance are discussed.The vibration isolation design of double cylindrical shell power cabin bulkhead with blocking masses is carried out from the viewpoint of the impedancem is match.Combining of the blocking mass serration with the blocking mass loop，the bulkhead structure with high transmission loss is introduced.The results show that the vibration and sound radiation of the power cabin are reduced effectively by vibration isolation design，and the structure-borne sound is significantly isolated to the adjacent cabin.

U661.44

A

1001-9855（2011）01-0026-08

2010-07-06

国防重点预研项目(40*********02)；国际科技合作项目（2007DFR80340）；高等学校博士学科点专项科研基金（20070217074）

王祖华（1979-），男，汉族，高级工程师，主要从事船舶结构设计及噪声控制。

周海波（1987-），男，汉族，助理工程师，主要从事船舶结构设计及噪声控制。

计方（1984-），男，汉族，博士研究生，主要从事船舶结构振动及噪声控制。