阻振质量复合托板减振效果试验研究

梁德利，计 方，叶 曦

(1.北京临近空间飞行器系统工程研究所，北京 100076;2.中国舰船研究院，北京 100192;3.哈尔滨工程大学 船舶工程学院，哈尔滨 150001)

双壳体结构是水下航行器的典型结构形式之一，对于双壳体水下结构振动及声辐射具有重要影响。通常而言，由于托板的存在，设备振动激励经由内壳向托板传递时将在内壳与托板、托板与外壳结构连接等处形成复杂的结构声反射、透射及波形转换，如托板设计不合理，将导致托板振动向外壳体传递能量的增加，使得双壳体水下航行器结构的声学性能下降［1－4］。

阻振质量作为一种有效阻隔结构声传递的结构形式正引起广大学者及设计人员的广泛关注，随着阻振质量在舰船舱壁、基座、船底板等结构的广泛应用［5－8］，使得阻振质量在舰船结构声学设计中的作用更为突出。如能在双层圆柱壳舷间结构声传递途径分析基础上，将阻振质量应用于托板结构构造双层圆柱壳舷间结构阻抗失配，这对双壳减振降噪具有重要的工程应用价值。本文在双壳舷间振动传递路径试验分析基础上，将阻振质量引入舷间托板结构声学设计，讨论了复合托板阻振质量截面参数、布置位置对双壳动力舱段振动声辐射的影响规律，通过大尺度模型的振动试验验证了阻振质量复合托板的隔振效果。

1 双层壳舷间振动传递实验分析

加筋双层圆柱壳模型示意图如图1所示。双层圆柱壳间用托板连接，外壳和内壳都有环肋结构，两端为加筋封板结构，实验时舷间冲液。

水下实验模型如图2所示，具体尺寸为:R1/h1=125，R1/l1=5.83，R1/L=0.583，R2/h2=466.7，R2/l2=3.267，R2/L=0.653，其中 L为双层圆柱壳的长度，R1，h1，l1分别为内壳体的半径、厚度和内壳环肋间距;R2，h2，l2分别为外壳体的半径、厚度和外壳环肋间距，托板沿轴向等间距分布，间距为l3=l2，厚度为 h3=2.67h2。

图1 实验模型示意图Fig.1 Sketch of the experiment model

图2 实验模型实物图Fig.2 Practical object of the experiment model

本次实验主要研究双层壳体不同部位敷设隔声去耦材料时壳体的振动特性以及舷间振动的传递规律，具体实验工况见表1。

表1 实验工况描述Tab.1 The experiment cases

实验中，将模型置于水中，在激励力作用下，模型最终会产生一个稳态振动，并向周围辐射噪声。与此同时，周围的声场反过来会影响结构的振动，它们之间的相互作用最终会形成一个稳定的声振耦合系统。当内壳受到激励时其振动波传递途径［9］如图3所示。图中Fr为对内壳的径向激励力。

图3 双层壳振动波传递途径Fig.3 The passing path of vibration wave

(1)通过环形流场传递内壳振动波G12(R1)通过环形流场流体介质传播到外壳并激励外壳，与此同时产生反向波G21(R2)，通过环形流场向内壳传递G21(R1)，并激励内壳振动。这种正向波和反向波产生相互耦合作用，时而抵消时而加强，最后通过外壳振动向外辐射G22(R2)声波。

(2)通过托板传递

托板将内外壳

体牢固地连接起来，当内壳受激振时，振动波G13(R1)通过托板传向外壳并激励外壳振动G13(R2)，同样外壳振动时产生反向激励，通过托板返回到内壳即G31(R1)，相互耦合后再通过外壳向外场辐射G33(R2)。

对双壳体而言，实际上向外场辐射的声波，无论是通过环形流场G22(R2)，还是通过连接两层壳体的横向构件G33(R2)，都经过内外壳体相互耦合后再形成，最后G22(R2)和G33(R2)相互叠加在一起向外场辐射。

图4给出了各工况下，单频激励时有托板连接和无托板连接处内外壳的位移传递率曲线。其中传递率T表示外壳响应点振动位移与激励点处内壳位移峰值之比［10］，即:

其中:S外为响应点振动位移峰值，即输出值;S内为激励点处内壳位移峰值，即输入值。

观察图4，除100～200 Hz之间外，托板连接处的测点位移传递率明显高于无托板连接处的测点传递率，即在内外壳振动波的传递中，G13(R1)比G12(R1)更有效。在100 Hz～200 Hz之间激振时，由于激振频率与壳体的固有频率接近，壳体处于共振状态，使得传递率出现与其它频率下不一致的情况。从图4(a)可以看出，全敷设工况下壳体的位移传递率较其它工况出现数个峰谷交替的现象，这是由于此工况下内外壳体均敷设了隔声去耦材料，内外壳上测点的位移受到了隔声去耦材料的影响，呈现出峰谷交替的现象;观看图4(b)，内壳全敷设下的两条传递率峰值比其它三种工况大很多，造成此现象的原因是内壳敷设了隔声去耦材料，一定程度上减小了激励点处内壳位移，使得传递率T增大;图4(c)中曲线的变化趋势与内壳全敷设工况相同，只不过峰值较小。

图4 内外壳位移传递率比较曲线Fig.4 Comparison curves of displacement transmissibility

另外还可以看出，各工况下有托板连接处测点的位移传递率在80 Hz和200 Hz处出现了明显的值，作者认为造成此现象的原因除了与壳体的固有频率有关外，还可能与托板的固有频率、径向振动规律有关。但总体来说，托板的存在使得内外壳的传递率增大，托板在内外壳的振动传递中起了很大的作用。

总之，内外壳间采用托板连接时，内外壳间的耦合作用很强，内外壳间振动主要是通过托板传递。在低频水层的耦合作用表现略强;在较高的频率范围内，托板的耦合作用要大得多。因此在研究双层壳的减振降噪问题时，寻求一种既不影响壳体强度，又能有效阻止中高频振动波传递的新型托板结构是当前需要解决的问题。

2 刚性复合托板结构参数对动力舱段声振特性的影响规律

实船托板结构通常具有一定尺度，实船环境下振动波入射托板结构时其入射角度也非完全垂直入射，因此，托板对实船结构振动噪声的影响与实船结构形式、尺度等密切相关，且很难通过理论分析得到满意结果;为此，本文采用同一船体舱段模型通过改变托板形式，基于数值方法开展了阻振质量复合托板对实船振动特性的影响研究。

由于调查是采用半开放的思维导图式问卷，每个调查对象填写的各级子项内容不相同，甚至针对同一内容给出的评价要素名称也不相同。要想得到能被调查对象认可的教师专业发展评价要素，就必须对调查数据进行必要的整理和归纳，具体操作流程如下。（1）合并同类项。将名称相近的评价要素归于同一评价范畴。（2）为调查对象填写的评价要素的等级赋值。其中，a为100分，b为80分，c为60分。（3）将各级分值乘以相应的人数后，再取平均值。这一平均值称为“认可度”。（4）对数据进行归类和排序。

船体舱段为一双层加筋圆柱壳结构，其内外壳分别设置了加强筋，内壳与外壳加强筋通过不同界面尺寸的阻振质量复合托板相连接，模型两侧设有舱壁结构，船体舱段及托板结构如图5所示。为保障分析结果的有效性，在低频段采用声学有限元法、中高频段采用统计能量法进行分析。

2.1 阻振质量截面参数对船体声振特性的影响

保持船体舱段其它结构参数不变，仅改变船体舱段阻振质量复合托板结构的截面参数，可以得到阻振质量截面参数对复合托板减振降噪特性的影响。图6给出了阻振质量复合托板对船体舱段结构振动及声辐射的影响，图中阻振质量(即方钢)布置于托板的中央位置处，其截面尺寸分别为:16×16 mm2，20×20 mm2，24×24 mm2，32×32 mm2(分别对应4倍、5倍、6倍和8倍板厚)。可以看出，阻振质量复合托板具有降低结构振动的作用，但其低频抑振效果不明显，中高频段抑振效果较明显。且随着阻振质量截面积的增大，阻振质量复合托板结构的抑振降噪效果将先增大而后逐渐减小。

图5 实船舱段结构模型Fig.5 The sketch of cabin model

图6 阻振质量复截面参数对船体舱段振动及声辐射的影响Fig.6 Comparison curves of vibration acceleration and sound radiation level with different vibration isolation mass cross-section

图7 阻振质量布置方式对舱段结构振动噪声特性的影响Fig.7 Comparison curves of vibration acceleration and sound radiation level with different vibration isolation mass laying conditions

2.2 阻振质量布置位置对船体声振特性的影响

阻振质量布置位置也会对船体舱段的振动噪声特性产生影响，图7给出了阻振质量布置方式对舱段结构振动噪声特性的影响曲线。图中β=l1/l，表示阻振质量在托板中的相对位置;其中l表示舷间距，l1表示阻振质量距内壳的距离。

由图7可以看出:内壳刚度要高于外部壳的刚度，当阻振质量布置位置距离耐压壳体越近，其减振降噪效果越好。托板根部内壳的局部刚度与托板自身刚度比值α对阻振质量复合托板隔振效果有较大影响，阻振质量的最佳布置位置、最佳隔振效果很大程度上取决于α。由此可见，阻振质量布设于高刚度处可取得较好的隔振减噪效果。

3 布置阻振质量复合托板的动力舱段振动特性试验研究

在刚性复合托板结构参数声学优化基础上，给出了具有优良隔振性能的阻振质量复合托板，同时不过度增加舱段的总重量和尺度，具有较高的效费比。接着开展了布置阻振质量复合托板前后大尺度双层圆柱壳模型的振动特性测试，验证刚性复合托板的隔振效果。图8给出了试验模型的结构图，图9为试验模型中激振器的布置情况。

图8 试验模型Fig.8 The sketch of experiment model

图9 舷间托板结构激励工况图Fig.9 The sketch of motivation condition

图10 舷间结构测点布置及激励位置示意图Fig.10 The sketch of brace structure measuring points and motivation

由于缩尺模型舷间托板结构较小，难以施工改变托板结构形式，故加工了两个模型。一个模型舷间普通托板结构，另一个模型引入复合托板结构。试验中选取3个肋位共12个测点，其中测点5～8位于舱段中部，测点1～4与测点9～12相对于舱段中部对称布置，分别距舱段中部两个肋位。图10给出了舷间结构测点布置及激励位置示意图。

分别在两个舱段模型耐压壳体中心处激励，激励力为20～4000 Hz白噪声，对测试数据进行归一化处理，从而分析得到非耐压壳体上的振动特性。图11为舷间布置阻振质量复合托板前后非耐压体处典型测点加速度级对比曲线。

从图中可以看出:当舷间结构采用复合托板结构时，动力舱在700～4000 Hz频段的振动得到了有效的抑制，曲线趋势变化和缓，无突出的共振峰。在激励位置附近测点7处，此处舷间无托板结构，在布置阻振质量复合托板后非耐压壳振动反而增大。

表2 舷间托板结构声学设计前后舱段各测点20～4000 Hz频带减振效果列表Tab.2 The 20 ～4000 Hz variation acoustic level after brace structure-borne sound design

从表2可以看出，在布置阻振质量复合托板后，非耐压壳体振动平均降低3.7 dB，有效阻断了耐压壳－托板－非耐压壳的结构声传递主通道。

由前述分析可知，阻振质量可改善托板结构的中高频振动噪声性能，如能在托板刚性隔振基础上联合应用阻尼材料，通过阻尼材料吸收衰减阻振质量反射以及透射的结构声，使得隔振效果进一步提高且可拓宽隔振频带。

图11 托板布置阻振质量前后非耐压壳体典型测点加速度级频响曲线Fig.11 Comparison curves of vibration acoustic level at outer shell after brace structure－ borne sound design

4 结论

本文在双层圆柱壳舷间主传递途径中布置阻振质量复合托板，分析了阻振质量截面参数、布置方式对阻振质量复合托板隔振性能的影响规律，在结构参数优化设计基础上开展了大尺度舱段模型的振动特性试验，以此验证阻振质量复合托板的有效性，主要结论如下:

(1)应综合考虑隔振效果、增总限制，选取适当截面参数的阻振质量，提高效费比;

(2)托板阻振质量靠近耐压壳体根部时具有较好的减振效果;

(3)试验结果表明阻振质量复合托板显著抑制了舱段非耐用壳体700～4000 Hz频段的振动，20～4000 Hz频段振动加速度级平均降低3.7 dB。

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