声呐平台自噪声特性及降噪措施优化研究

2014-06-27，,2，，

船海工程 2014年6期

，,2，，

(1.哈尔滨工程大学船舶工程学院，哈尔滨 150001;2.中国人民解放军92857部队，北京 100007)

舰船的隐蔽性与先敌发现的能力是舰船保存自己、有效打击敌人的前提。降低声呐部位的自噪声，改善声呐的工作环境，就意味着提高声呐的作用距离，而提高声呐平台的作用距离则是提高舰船先敌发现能力的关键。由此可见，声呐自噪声的研究非常重要[1]。近年来越来越多的人学者开始关注声呐自噪声的研究[2-5]，但目前基于统计能量法(SEA)对声呐自噪声研究的还很少见。为此，基于统计能量分析法(SEA)[6]讨论声呐平台自噪声特性及降噪措施。

1 分析模型的建立

根据设计图纸在有限元软件ANSYS中建立有限元模型。该船体模型长120.1 m、型宽14.4 m、型深8.2 m，船壳厚度6.8 mm、加强肋板厚度4.4 mm。壳体材料为钢材，材料属性：弹性模量E=210 GPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 800 kg/m3，船壳内壁布置加强筋以增加模型壳体的强度。在实际计算中考虑到附加质量的影响，对密度做适当加大处理。将有限元模型导入统计能量软件VAONE中，根据统计能量分析采用统计能量平均的特点对部分结构细节进行适当简化，建立相应SEA分析模型，见图1。

图1 某舰船SEA板壳子系统

全船子系统共3 205个，其中板壳子系统为3 175个，声腔子系统30个。

根据统计能量分析方法的基本出发点，将复杂的船体结构划分为3 205个子系统(包括结构和声场)，在外界激励作用下产生振动时，子系统间通过接触边界进行能量交换，见图2。声呐平台模型的SEA简化模型见图3。每个子系统的振动参数如：位移、加速度、声压均可由能量求得，所以“能量”是分析结构噪声的基本未知量。

图2 舰船子系统之间的振动能量传递示意

图3 某舰船声呐平台SEA声腔简化模型

进行统计能量分析的第一步就是确定由相似模态群构成的子系统，这些子系统必须能够清楚地表示出能量的输入、储存、耗散和传输等特性。描述这些子系统的参数有：模态密度、输入功率、损耗因子(包括内损耗因子和耦合损耗因子)等，这样对每个子系统都能列出一个能量平衡方程，最终得到一个高阶线性方程组，解此方程组求得每个子系统的能量，进而由能量得到需要的各个子系统的振动参数，如位移、速度、加速度和声压等。

对结构子系统，其振动均方速度为

(1)

式中：Ei——子系统结构的模态振动能量;

Mi——子系统质量。

振动速度级为

(2)

式中：v0——参考速度值，v0=1×10-9m/s。

据此相应地可求出系统的加速度级。

对声场子系统，其声压均方值为

(3)

声压级为

(4)

式中：p0——水介质中的参考声压，p0=1×10-6N/m2。

由此建立能量与响应之间的关系，由能量得到响应量，由响应量计算出能量。

2 声呐平台自噪声特性分析

由于全船的损耗因子并未具体给出，文中按照工程项目经验，初步将全船的损耗因子定为0.000 1，在此基础上，对舰船声呐平台自噪声特性进行分析。

1)验证计算条件是否满足，模态密度类似于热力学中的热容量，它是描述振动系统储存能量能力大小的一个物理量。统计能量法要求子系统带宽内的模态数(子系统模态密度)大于或者等于4。由图4可知，大部分子系统的带宽模态数大于5，满足统计能量法的计算要求。

图4 部分子系统的带宽模态数

2)根据噪声源类型分析本舰船的主要载荷。对机械载荷噪声源的影响主要考虑主机、齿轮箱、风机、水泵、消防泵；对螺旋桨噪声源只考虑螺旋桨激励载荷；对于水动力噪声源，主要考虑海水对舰船产生的湍流脉动干扰。全船的主要设备激励载荷有前主机、后主机、辅机、齿轮箱、螺旋桨、前消防泵、后消防泵、风机以及前水泵。以上载荷对声呐平台自噪声的影响见表1。

表1 几种载荷对声呐平台自噪声的影响

在验证计算条件以后，对噪声源类型与相对应载荷进行梳理，计算分析载荷对于声呐平台自噪声的影响，见图5。

图5 不同工况下声呐平台自噪声的影响

由图5可见，不同的工况下与湍流脉动对声呐平台自噪声的影响不一样。在单机工况下，水泵对声呐平台自噪声的贡献量最大，其次是风机，接下来是齿轮箱与主机，最小的是螺旋桨。因此，可以得出机械载荷噪声源为声呐平台自噪声的主要噪声源。不同机械载荷对声呐平台自噪声的影响见图6。

图6 不同机械载荷对声呐平台自噪声的影响

通过图6可知，所有载荷全开时，声呐平台的自噪声声压级为96.9 dB，而单开水泵时候对声呐平台自噪声声压级为96.3 dB，比其余4种单机工况的影响都大，因此可以确定水泵机械载荷是噪声的主传导途径，其次是风机载荷。

通过对主要噪声源与主传导途径分析可知，离声呐换能舱室越近的激励载荷对声呐自噪声的贡献越大，反之越小。本舰船的声呐平台工作频率为6.3 kHz，因此最后只需要考核在6.3 kHz下载荷对声呐平台自噪声影响的大小。从图6可知，所有载荷全开工况下在6.3 kHz下的声呐平台自噪声的声压级为96.9 dB，而在6.3 kHz下的声呐平台自噪声的考核声压级为90 dB，因此不符合考核要求。

3 声呐平台自噪声优化

由上述分析可见，声呐平台的自噪声的声压值超过了考核要求。因此，要对声呐平台进行减振降噪的优化措施。由于经过各舱室结构的主要噪声源与其布置密切相关，故声呐平台自噪声改进控制措施方法不能一概而论，而应在噪声源、传递途经、舱室防护等综合环节进行考虑。由以上分析可知，机械载荷噪声源为声呐平台的主要噪声源。因此主要有以下优化途径。

1)噪声源。对主要噪声源进行减振隔振措施，由于在进行计算分析时，所施加的机械载荷均是经过隔振以后的数值，因此该途径在计算时已经被考虑。

2)传递途径。分析主传导途径可知，水泵为主传导途径，由能量的传递原理可知，能量在传递过程中存在耗散和被材料吸收的现象，因此，可以通过在主要传递途径上采用玻璃纤维、石棉纤维等吸声材料、减振钢板、减振材料等手段来适当增大材料的损耗因子，以达到在传递路径上吸收更多的能量，减少到达目标舱室的能量。

3)舱室防护。当振动能量传递到声呐换能舱室时，可在舱室内敷设吸声尖劈，吸收能量，降低舱室的自噪声。

通过比较上述优化途径，确定出3种优化方案：①为将材料损耗因子增大到0.01，增加能量传递途径中的耗散量，使到达声呐平台的能量达到最低，进而降低声呐平台自噪声。②对声呐换能舱敷设吸声尖劈[7-8]进行舱室防护，当能量传递到声呐换能舱室时，吸声尖劈将吸收一部分能量，进而降低声呐平台自噪声。③在对声呐换能舱室加吸声尖劈的基础上适当地将材料损耗因子增大到0.002。

表2为将整船的材料损耗因子增大到0.01时在考核频点下舰船声呐平台自噪声声压。表3为在声呐换能舱敷设吸声尖劈下舰船声呐平台自噪声声压。表4给出了对声呐换能舱室加吸声尖劈的基础上适当地将材料损耗因子增大到0.002时声呐平台自噪声声压。3种不同方案下声呐平台自噪声对比见图7。

表2 材料损耗因子为0.01时声呐平台自噪声声压 dB

表3 声呐换能舱室敷设吸声尖劈后声呐平台自噪声声压 dB

表4 材料损耗因子为0.002，敷设吸声尖劈后声呐平台自噪声声压

图7 3种不同优化方案对声呐平台自噪声的影响

通过表2～4可知，在将整船的损耗因子增大到0.01与在声呐换能舱室敷设吸声尖劈都可以达到一定的降噪效果，符合设计要求，且将整船的损耗因子增大到0.01比在声呐换能舱室加吸声尖劈的降噪效果更明显。然而从可行性与经济原则来看，敷设吸声尖劈比增大材料的损耗因子更加合理。故在达到一定的设计要求的前提下，应该更加关注经济效益，因此，在对声呐换能舱室敷设吸声尖劈的基础上适当地将材料损耗因子增大到0.002更加合理。通过表4与图7可知，第3种方案能达到设计要求，因此第3种方案为最佳优化方案。