双层壳体船舶动力舱结构声学设计优化

夏齐强，楼伟锋

海军装备研究院，上海200235

0 引 言

在现代高科技战斗中，随着反潜探测手段和反潜武备的发展，对潜艇安静性的要求越来越高。潜艇在水下航行时，由于动力舱机械设备的周期性激励，会引起壳体振动，进而向水中辐射噪声，这是潜艇总辐射噪声级的主要部分，很大程度上决定了潜艇的隐身性。由此可见降低辐射噪声是研制安静型潜艇的重要举措，对提高潜艇作战性能和生存能力具有重要的军事价值。动力舱是潜艇结构噪声的主要辐射体，不同的动力舱结构具有不同的声辐射能力，通过结构声学设计，可以改善动力舱的结构声学性能，使之处于低辐射效率且辐射噪声强度较小的状态，从而成为一个“弱辐射体”［1］。目前，潜艇的结构设计主要是考虑结构承载安全性和设备布置的因素，缺少基于声学性能的结构设计方法，如结构形式、尺寸及材料等的设计，其声学性能控制主要依靠低噪声设备、基座的减振隔振和在壳体表面敷设阻尼技术3 个方面的成果，但由于低噪声设备的研发水平有限，而内部机械振动复杂，外部敷设的阻尼材料又容易脱落，致使减振降噪效果并不理想。因此，寻求一种能有效降低辐射噪声的弱辐射动力舱结构，对潜艇的声隐身性具重要意义。

谭林森等［2］对潜水器动力舱的振动与声辐射建模及分析方法进行了探讨，指出该舱振动复杂，频率响应峰值集中在中、低频。徐张明等［3］采用FEM/BEM 方法对双层壳体船舶动力舱的振动与声辐射进行了数值计算，分析了耐压壳体和轻质外壳厚度变化对外壳振动辐射噪声的影响。上述文献对双层壳动力舱的振动与声辐射性能进行了分析，但未涉及结构的减振降噪设计，如结构形式、尺寸、材料等。俄罗斯学者阿·斯·尼基福罗夫［4］对船体结构声学设计方法进行了论述，提出了部分船体板、梁结构的减振措施。Cemer 等［5］对结构声学设计进行了深入的分析与讨论。Belegundu［6］通过放置小的质量块来改变壳体的固有模态，并利用有限元和边界元软件优化了壳体的声辐射性能。姚熊亮等［7］在舷间振动主传递通道上设计了几种高传递损失复合阻尼托板结构，降低了双层圆柱壳的振动辐射噪声。本文拟在上述研究的基础上，对双层壳动力舱进行结构声学设计，旨在提出一种低噪声的舱段结构，供潜艇舱段结构减振降噪设计参考。

1 弱辐射动力舱结构设计分析

1.1 设计理论

由克希荷夫公式［8］可知，动力舱的辐射声场由舱段壳体外表面的振动速度决定，其强度取决于外壳的振动烈度，而外壳的振动烈度又受制于内壳振动和振动波通道的传递率。基于上述考虑，可以从降低内壳振动响应和壳间声通道振动波的传递率2 个方面进行弱辐射动力舱的结构设计。

动力舱低阶振动对声辐射的贡献很大［9］，有效控制低阶振动的方法就是增大结构的低阶机械阻抗。对于双层壳动力舱结构，要增大环肋柱壳的机械阻抗，可以通过增加壳体的机械阻抗和环肋的机械阻抗2 种途径来实现。增加壳体厚度可增加壳体的机械阻抗，但这样会使壳体质量也大幅增加。由于受重量的限制，壳体的外形尺寸相对较固定。在壳体外形尺寸不变的情况下，可尽量提高肋骨的机械阻抗［10］，这可通过升高肋骨腹板和增加质量抗来实现，尤其是对双层壳结构，其有充分的空间和储备浮力；另一方面，现有的肋骨构件普遍采用均质钢材料，以均匀布置的方式焊接，主要用于提高结构强度和稳定性。但是，肋骨的存在对壳体振动均方速度有较强的影响。可根据壳体优势模态对肋骨尺寸进行优化设计，布置非均匀的肋骨可抑制或破坏壳体的优势模态，降低壳体振动响应［11］。

要想更好地降低舱段振动及声辐射，必须减弱内、外壳间耦合，以及衰减振动波在壳间的传递。一般来说，隔离船体结构振动噪声的有效方法是使振动能量在传递途径上有效地吸收和反射，其实质就是使结构不连续、阻抗发生突变，进而达到减振降噪的目的。就船舶这种大型钢结构而言，材料本身的阻尼系数很低，船体结构本身的结构突变对结构噪声传播的阻碍作用有限，而若能在主传递通道中对振动波进行隔振隔声设计，人为地增设一道隔离振动和噪声的屏障，则可减弱内、外壳的耦合作用。因此，在保证壳间连接强度的前提下，可在普通肋板中布置粘弹性夹层，这样做的好处是一方面可有效减弱两层壳间的耦合，另一方面由于夹层材料变化导致截面阻抗失配，振动能量可得到有效阻抑，而且在传递过程中由于阻尼的耗散作用还会进一步衰减，可降低振动均方速度和辐射声功率。考虑壳间连接强度因素，粘弹性夹层材料的杨氏模量和夹层厚度会受到限制。为最大限度地增大结构阻抗失配度，充分利用由结构突变引起的不连续性阻隔振动波的传递，将复合阻波技术［12］引入到实肋板的改进设计中，一般采取的措施是布置阻振质量。通过阻振质量，将振动波能量阻挡或限制在一定的区域内，然后再用粘弹性材料进行吸收，进而有效阻抑振动噪声的传递，这势必会进一步提高结构的减振降噪效果。

1.2 实例数值分析

以典型的双层壳动力舱段结构为原型，参数如下：长度L=8 m，外壳半径R1=2.75 m，厚度 h1=8 mm ；内壳半径 R2=2.25 m，厚度h2=20 mm ；T 型环肋截面积A=0.007 44 m2，惯性矩I=4.5×10-6m4，记为r1，间距l1=0.8 m ；实肋板厚h3=8 mm，间距l2=1.6 m 。钢材密度ρ1=7 800 kg/m3，弹性模量E1=2.1×1011Pa，泊松比µ1=0.3，损耗因子η1=0.005。舱段两端带盖板简支，在（L/2，0）处受单位简谐点力作用，激励频率为10～500 Hz。双层壳壳间充满水，壳体浸没在水中。流体密度ρw=1.0×103kg/m3，声速c=1 500 m/s 。将上述设计思想引入双层壳舱段结构设计中，具体措施为：将部分普通肋骨r1替换为r2 和r3 型阻抗增强肋骨，r2 型阻抗增强肋骨的截面积 A2=0.020 24 m2，惯性矩I2=2.8×10-5m4；r3 型阻抗增强肋骨的截面积A3=0.0251 m2，惯性矩 I3=6.65×10-5m4。用复合肋板代替实肋板，选取聚氨酯密度ρ3=800 kg/m3，弹性模量E3=1.0×109Pa，泊松比µ3=0.47，聚氨酯夹层高度h=80 mm 。阻振质量采用钢材料，尺寸为80mm×60 mm 。动力舱双层壳设计前、后的模型如图1 所示。其壳体几何尺寸、材料属性不变，质量较原结构增大了8.8%，这对于储备浮力较高的双层壳船舶来说，可以满足工程应用。

图1 动力舱双层壳模型Fig.1 Design of double cylindrical shell model

利用FEM/BEM 法对动力舱双层壳模型振动声辐射性能进行计算分析，具体算法如下：

1）在结构有限元中计算出内、外壳体的干模态，然后将网格和模态结果读入Sysnoise；

2）将夹层中的水用BEM 建模，分别与内、外壳耦合；

3）将外壳与外面的水耦合；

4）在内壳作用点施加力；

5）计算出外壳的振动和外场声场。

图2 给出了动力舱双层壳改进前、后的振声性能对比曲线，其中Original 代表常规双层壳模型，Design 代表设计双层壳模型。

图2 振声性能对比曲线Fig.2 Comparison curves of vibro-acoustic characteristics

从图2（a）和图2（b）中可以看出，通过结构声学设计，提出的动力舱模型的内、外壳振动均方速度均明显下降。这是由于在肋骨升高并添加振动阻尼物后，使得内壳总的机械阻抗增大，这对内壳振动具有强烈的抑制作用，将直接导致内壳振速的降低。对于外壳，一方面由于内壳振动水平降低，另一方面，改进壳间实肋板结构后，减弱了内、外壳的耦合，使得壳间振动波传递率降低，因此外壳的振动均方速度较原结构也大幅降低。由图2（c）可以看出，双层壳间实肋板采用复合肋板后，其径向均方振动速度传递减小了，说明复合肋板能有效减弱两层壳间耦合，降低振动波沿肋板的传递。由图2（d）可以看出，设计的双层壳除个别频率点外，辐射声功率较原结构有所降低，尤其是谱峰频率处的降低幅度最大，如在40 和60 Hz 处，线谱峰值的降幅分别达8.3 和5.2 dB；随着频率的升高，辐射噪声线谱都有不同程度的降低，平均降低量约4.1 dB。可见，设计的双层壳动力舱能有效降低辐射噪声，是一个性能较好的“弱辐射体”。

2 模型试验

2.1 试验测量

声学测试试验本身难度较大，而利用准确的结构表面速度分布来预报结构的声学特性，通过试验与数值相结合的方法获得结构的振声特性是一种较为适用和可行的方法。因此，开展双层圆柱壳模型振动试验，以验证动力舱结构声学设计的有效性。主要测量双层圆柱壳结构的振动加速度响应，通过模型测试结果与数值计算的比较对比两种结构的振动水平。基准模型结构参数为：长 度 L=8 m，内壳半径 R1=2.7 m，厚 度h1=4 mm ；外壳半径R2=3.5 m，厚度h2=2 mm ；肋骨间距l1=80 mm，面积A0=1.2×10-4m2，惯性距I0=1.49×10-9m4；肋板厚度t=2 mm，间 距l2=160 mm ；两端盖板厚t′=12 mm 。设计试验模型结构参数为：长度L=8 m，内壳半径R1=2.7 m，厚度h1=4 mm ；外壳半径R2=3.5 m，厚度h2=2 mm；肋骨间距l1=80 mm，采用变截面阻抗增强肋骨S1，S2和S3，其面积和惯性距依次为：A1=1.8×10-4m2，I1=2.09×10-9m4，A2=2.96×10-4m2，I2=4.87×10-9m4，A3=3.7×10-4m2，I3=1.15×10-8m4，肋骨腹板处添加尺寸为10mm×15 mm 的阻振质量块；壳间肋板采用复合阻波设计，粘弹性夹层厚度l=10 mm，阻振质量尺寸为10×15 mm，肋板间距不变，厚度t=3 mm 。激励力位置处于处。图3 所示为设计双层壳试验模型及加速度传感器测点布置图。

图3 试验模型及测点布置图Fig.3 Test model and layout drawing of testing point

模型激振试验采用水中悬浮工况，如图4 所示。试验采用稳态正弦函数激振，由信号发生器发出正弦波信号，经功率放大器放大后加到电磁激振器上，激励壳体振动；力传感器和加速度传感器将激励点处和加速度测点处的振动响应转化为电信号，通过数据采集器和PC 机上的数据处理软件获得实际激励力、速度和加速度曲线。激振频率为20～1 000 Hz，步长为10 Hz。图5 给出了模型水下单频激振时采集的时域信号。

图4 模型激振测试Fig.4 Model testing

图5 测试数据采集Fig.5 Testing data collection

2.2 结果分析

对单频激振采集的时域数据进行频谱分析，得到各测点在测试频段内的加速度和速度响应幅值。利用MSC.Patran/Nastran 对试验模型的振动响应进行有限元仿真计算。有限元网格划分模型如图6 所示。水下悬浮试验测试值与有限元计算值的对比如图7所示。

由图7 可以看出，共振峰值处的振动响应相差较小，其中计算值略低于试验值；试验测试峰值数较有限元计算值多，这主要是由于模型制造误差和由缺陷引起的结构局部振动较多，而有限元计算较为理想化。总的来说，计算值与试验值的振动趋势吻合较好，说明模型振动计算方法可靠，计算结果可信。

图6 模型有限元网格Fig.6 Finite element mesh of model

图7 水下悬浮工况测点频率响应计算值与测试值比较Fig.7 Comparison of frequency respons between test values and calculated values under water floating condition

为验证双层壳结构设计方法的有效性，对基准结构模型和设计结构模型的振动加速度进行了比较。描述结构的减振效果时，采用均方根加速度级和减振功率级这2 种方法进行表征［13］。

表1 所示为模型水下悬浮工况激振测点处均方根加速度级计算值与试验值的对比。从表中可以看出，对于设计的双层壳结构模型，各测点的均方根加速度级计算值与测试值的误差较小，两者符合良好，均小于原结构。在整个测试频段内，计算值和测试值分别较原结构平均降低了7.52 和7.67 dB。表2 所示为模型水下悬浮工况激振测点处的加速度减振功率级对比。从中可以看出，对结构进行减振设计后，振动明显减弱，测点振动加速度的计算值和测试值均有不同程度的降低，设计模型的平均减振效果分别达4.67 和4.75 dB。说明本文所提的结构设计方法具有较好的减振效果，可以实现结构减振的目的。

表1 水下悬浮工况测点均方根加速度级Tab.1 Root-mean-square acceleration level of test points under water floating condition

表2 水下悬浮工况测点减振功率级Tab.2 Power level of acceleration summation of test points under water floating condition

3 结 论

本文结合动力舱的结构特点，基于结构增抗原理和复合阻波技术，对动力舱进行了结构声学设计，得到如下结论：

1）应用非均匀阻抗增强环肋和复合阻波技术能有效降低双层壳体船舶动力舱的振动水平和辐射噪声。

2）设计的动力舱模型具有良好的减振降噪效果，振动水平明显降低，辐射噪声有效减小，是一个性能较好的“弱辐射体”。

本文所提的弱辐射动力舱结构声学设计方法可为研究潜艇声隐身技术提供新的思路，对潜艇动力舱机械噪声的控制具有重要的工程应用价值。

［1］逯还通，陈克安.基于声功率最小化的结构修正及其优化［J］.噪声与振动控制，2006（2）：53-57.LU Huantong，CHEN Kean.Modal tailoring and optimi⁃zation based on the minimum of the radiated sound power［J］. Noise and Vibration Control，2006（2）：53-57.

［2］谭林森，骆东平，吴崇健，等.潜水器动力舱振动与声辐射［J］.华中理工大学学报，1999，27（11）：7-9.TAN Linsen，LUO Dongping，WU Chongjian，et al. The vibration and sound radiation of submarine dynamic cabin［J］. Journal of Huazhong University of Science and Technology，1999，27（11）：7-9.

［3］徐张明，汪玉，华宏星，等.双层壳体的船舶动力舱振动与声辐射的有限元结合边界元数值计算［J］.中国造船，2002，43（4）：39-44.XU Zhangming，WANG Yu，HUA Hongxing，et al. Nu⁃merical calculation of vibro-acoustic behavior of simu⁃lated ship dynamic cabin with double-shell by FEM/BEM［J］.Shipbuilding of China，2002，43（4）：39-44.

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

［5］CREMER L，HECKL M，PETERSSON B AT. Struc⁃ture-borne sound［M］.Berlin：Springer，1988.

［6］BELEGUNDU A D，CONSTANS E W. Minimizing ra⁃diated sound power from vibrating shells structures:the⁃ory and experiment［C］// Proceedings of the Confer⁃ence on Optimization in Industry，1997，3：23-27.

［7］姚熊亮，计方，钱德进.双层壳舷间复合托板隔振特性研究［J］. 振动、测试与诊断，2010，30（2）：123-127.YAO Xiongliang，JI Fang，QIAN Dejin. Vibration isola⁃tion of composite braces between double-cylindrical shells［J］.Journal of Vibration，Measurement and Diag⁃nosis，2010，30（2）：123-127.

［8］沈杰罗夫.水声学波动问题［M］.何祚镛，赵晋英，译.北京：国防工业出版社，1983.

［9］陈美霞，骆东平，曹钢，等.有限长加筋双层圆柱壳低阶模态声辐射性能分析［J］. 哈尔滨工程大学学报，2004，25（4）：446-450.CHEN Meixia，LUO Dongping，CAO Gang，et al.Sound radiation analysis of low order modes from finite stiffened double cylindrical shell［J］. Journal of Harbin Engineering University，2004，25（4）：446-450.

［10］夏齐强，陈志坚，艾海峰.基于结构增抗技术的高腹板环肋双层圆柱壳声振设计研究［J］. 船舶力学，2013，17（5）：522-529.XIA Qiqiang，CHEN Zhijian，AI Haifeng. Study on the vibro-acoustic design of high web plate for the ring-stiffened double cylindrical shell based on me⁃chanical impedance improving［J］. Journal of Ship Mechanics，2013，17（5）：522-529.

［11］王珺，夏齐强，林超友，等. 一种非均匀环肋圆柱壳振动与声辐射性能研究［J］.中国舰船研究，2014，9（4）：76-83.WANG Jun，XIA Qiqiang，LIN Chaoyou，et al. Vibra⁃tion and sound radiation characteristics of a non-uni⁃formly ring stiffened cylindrical shell［J］. Chinese Journal of Ship Researcn，2014，9（4）：76-83.

［12］夏齐强，陈志坚，林超友，等.双层壳舷间复合阻波托板结构声学设计［J］. 中国造船，2013，54（4）：28-37.XIA Qiqiang，CHEN Zhijian，LIN Chaoyou，et al.Structure-borne sound design of composite wave at⁃tenuation brace between double cylindrical shell［J］.Shipbuilding of China，2013，54（4）：28-37.

［13］周德武.敷设隔声去耦材料加筋双层圆柱壳远场辐射噪声研究［D］.哈尔滨：哈尔滨工程大学，2008.