某船舶结构声学设计技术探讨

王国治，肖英龙，方媛媛

(江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003)

在船舶设计的早期就应考虑声学方面的要求，这是船舶结构声学设计的基本原则［1］.如果在船舶设计的各个阶段都能将涉及声学的各种要求，体现在具体的设计中，则可用较少的费用获得较好的降低振动和噪声级的效果.船体结构的水下辐射噪声与船体表面振动速度分布密切相关，可以通过对船体结构的振动传递特性分析，实现船体表面振动速度的预报，进而指导结构设计，这是船舶声学设计的主要步骤.文中以某船舶结构声学设计为背景，通过实船模型的振动传递特性试验，对基于有限元模型的传递导纳计算方法及结果进行验证，进而估计船体结构的振动分布与水下辐射噪声.文中提出的基于振动传递特性分析的结构声学设计技术已被证明是有效的.

1 基本理论

根据振动模态理论［2］，船舶作为一个多自由度的振动系统，在其内部基座p点激励下的外板l点振动响应为:

式中:F为设备在其基座处产生的激励载荷.λi为复模态频率，ψi为复振型，它们与船体结构的复模态质量αi，复模态刚度Ki以及复模态阻尼Ci有关，反映了船舶的质量分布、结构刚度与材料阻尼.传递导纳Hlp(ω)被定义为l点的响应与p点的激励力之比，反映的是单位激励力所导致舱段壳体的振动.传递导纳的峰值频率与模态频率相关，幅值大小取决于船舶的振动模态特性.因此，可将传递导纳作为评价振动传递特性的方法.

结构的辐射噪声取决与辐射表面振动与结构转移振动能量传递到其它周围介质的能力.关于振动结构的水下声辐射，借助于声辐射效率的概念，估算辐射声功率可以用下式表示［3］:

式中:WR为辐射声功率;ρ为流体密度;c为流体介质中的声速;v为结构表面振动速度;S为水下结构辐射的表面积;σrad为该辐射面上的声辐射效率.

结合声功率、声强和声压的关系，可以进一步求得辐射噪声声压.距离船体r米处的声压P与船舶机械振动间的关系［4］为:

水下声辐射的计算结果与具体舱段的外形、尺寸、外板厚度、内部肋骨及肋间距等参数有关.

2 有限元建模及结构振动噪声分析

2.1 船体舱段的有限元模型

以某船舶为研究对象，建立了船体的有限元模型，包括船体外壳、甲板、舱壁，基座等.其中外壳、舱壁以及基座结构采用SHELL单元，肋骨和各类加强筋采用BEAM单元.主要设备按其重量处理为船体甲板上的附加质量.整个船体共包括33 265个有限元单元，26 674个节点.图1为整个船体模型中的机舱段.

图1 船舶有限元模型中的机舱段Fig.1 Finite elementm odel ofm ain cabin

2.2 舱段结构振动响应及辐射噪声分析

利用动力设备的台架振动数据以及船体基座结构参数，可以还原对安装基座的激励［5］.本文通过对设备质心处施加的激励载荷来合理模拟实际载荷，计算得到船体外板的振动响应Lv(图2)，进而得到船舶的辐射声压级.需要说明，图3的振动加速度La由实测方提供，采用非常规的参考基准值.文中其余图中的振动级与声压级参考基准值均按照国际标准，即速度级ref=1 nm/s，声压级ref= 1 uPa，不再标注在图中，f为频率.

图2 机舱段表面振动速度谱Fig.2 Vibration velocity spectrum ofmain cabin's surface

图3 某机组的实测振动谱Fig.3 Vibration spectrum of a certain unit

预估船舶结构的振动响应特性是低噪声船舶设计的前提.在此基础上，提出切实可行的降噪方案.结构振动表面速度的量级和分布，在外部激励不变的条件下，主要取决于结构本身的固有振动特性.振动结构辐射噪声的量级及分布规律也因此取决于结构自身的固有特性，尤其是辐射面的形状、结构刚性等.图2为该船舶机舱段外板振动速度谱.通过对比图3可见，外板振动速度谱的形态与机组基座的振动谱的形态密切相关.

考虑到流体介质对船体浸水表面的影响，采用附连水质量来模拟流—固耦合状态，以便分析该船体在水中的振动噪声特性［6－7］.在船体舱段外板振动响应的基础上，将NASTRAN计算的船体舱段外板表面的振动速度作为声场计算的边界条件，导入到边界元软件进行声学计算.采用直接边界元法计算得到声压级LP曲线如图4所示.

图4表明，辐射声压级在50，100Hz处出现峰值.为了控制水下辐射噪声，应该采取适当的方法，抑制上述峰值.通常可采用调整结构参数、改变模态特征加以实现，其中包括调整船体结构与设备隔振系统的模态.本文依据振动模态理论，通过传递导纳分析，寻找影响船舶振动噪声的主导模态，判断结构振动模态调整的效果，以确定声学优化方案，实现降低噪声的目标.

图4 水下辐射声压级Fig.4 Sound pressure level of underwater radiation

利用初步设计方案建立的有限元模型，计算得到了舱段基座某设备安装点到船体外板的传递导纳Yt(图5).从图可见，在50，125，180Hz附近存在着若干个峰值，根据振动模态理论，它们与船舶结构振动模态有关.从设备的实测振动谱可见，在125Hz频带有最大的能量，在100，200Hz以及50 Hz频带也有较大的能量.这就是图4的水下辐射声压级谱中出现100Hz与50Hz峰值的原因.应通过调整船体及基座结构参数，使得结构振动模态频率尽量避开上述能量较大的振动激励频带.

图5 舱段基座到外板传递导纳Fig.5 Transfer adm ittance from base to outer plate

3 船舶舱段的结构声学设计及效果预估

3.1 结构声学设计方案

当船体结构受到振动激励时，由于在共振频率附近机械阻抗的降低，振动响应将十分强烈，产生不能允许的高振动级.消除危险共振的基本方法就是，将船舶结构振动的频率和激励力的频率相互调开，这有两个可行的原则方案［1］.

第1种方案是改变激励力频谱(如设备的转速).而如果振动源的旋转频率是不可改变的(对船舶辅机来说，常有这种情况)，剩下的只有另一种方案，就是调开这一频率与船体结构弯曲振动模态频率.改变船体结构弯曲振动模态频率最有效方法是，适当改变其抗弯曲刚度.依据初步设计方案所建立的模型称为原始方案，针对结构参数调整后得到的几种方案称为改进方案，通过传递导纳对比、船体外板振动速度级对比以及水下辐射噪声声压级对比，对各种改进方案进行比较.

方案1 在原始方案基础上，船体外板厚度增加2mm.

方案2 在原始方案基础上，横向肋骨高度增加10mm，纵向肋骨截面积再适当增加，以增大船体弯曲刚度.

方案3 在方案2基础上，将横向肋骨高度再增加10mm，进一步调开船体结构共振频率.

方案4 在方案3基础上，适当增加基座刚度，如增加安装板、腹板、肘板厚度.

图6表明:方案1增加外板厚度，对船体固有频率的影响不大，传递导纳峰稍有移动;方案2与方案3增高肋骨高度可以明显改变固有频率，使得传递导纳峰即固有频率向高频方向移动;肋骨越高，峰的移动越明显;方案4与方案3相比较，由于基座厚度的增加，使得传递导纳的峰在方案3的基础上继续向低频作少量移动.

图6 各个方案的传递导纳(计算值)对比Fig.6 Comparison of transfer adm ittance(calculated value)w ith different plans

3.2 效果预估

针对原始设计方案和改进方案2，3，4，计算得到各方案时的典型测点振动级、机舱段的辐射噪声声压级.表1为可比较的结果.

表1 不同方案时的振动级和辐射声压级比较Table1 Comparison of vibration levels and sound pressure levels of radiation w ith different plans

图7表明:增加外板厚度，增加肋骨高度，增加基座板厚度均可以降低船体外板表面振动，但其效果并不相同.图8显示，方案1增加外板厚度没有如预期那样使辐射声压级明显降低，反而略有增大.船体外板的厚度涉及自重与成本，不便任意更改，方案1仅仅用于对比研究，并不能真正采纳.从图8的方案4可看出，尽管增加基座板厚度可以增加基座刚度从而降低外板的振动，但却会增大辐射声压级;反过来可以说，适当减小基座板厚度，虽然会导致基座自身的振动加强，但会降低船舶的水下辐射噪声.综合考虑，确定方案3为最终的结构方案.

图7 各个方案船体外板振动速度级对比Fig.7 Comparison of vibration velocity levels of ship's outer plate w ith different plans

图8 各个方案水下辐射噪声声压级对比Fig.8 Com parison of sound pressure levels of underwater radiation w ith different p lans

4 设计方案的模型试验

以辐射噪声声压级最小的方案3为最终设计方案，并据此加工制作了船舶舱段模型.对其进行振动传递特性试验，以便了解理论计算与实测之间的差别.舱段模型弹性支承于地面，以模拟自由到自由的边界状态.支承系统的固有频率远低于船舶舱段模型的最低阶固有频率，以避免支承系统的振动特性影响舱段内部基座结构的实际振动传递特性.

模型试验的仪器设备主要有:小野CF－5220传递函数分析仪，BK2635电荷放大器，BK4384加速度传感器，带有力传感器的力锤，以及储存数据的笔记本电脑.考虑到舱段模型试验条件，用力锤进行敲击激励.试验原理及装置图如图9所示.

CF－5220是双通道频谱分析仪，A通道显示力响应信号，B通道显示加速度响应信号;可直接进行传递函数分析，在屏幕上同时显示传递函数的幅值谱与相位谱.试验时，利用带有力传感器的敲击锤，对基座进行敲击激励，激励力信号通过放大器输入到信号分析仪.与此同时，布置在舱段模型内壁各处的加速度计所输出的振动加速度信号也通过放大器输入到信号分析仪.通过分析仪对激励与响应信号进行传递函数分析，得到机械导纳的幅值谱与相位谱，也可得到机械导纳的实部与虚部或者Nyquist图.如果测量点就是激励点，则得到的机械导纳就是原点导纳;如果测量点非敲击点，则得到的机械导纳就是传递导纳.将实测的加速度导纳转化为速度导纳，并且与有限元计算的船体外板速度导纳Yv进行比较.图10～13给出了不同肋位、不同方位测点的传递导纳对比曲线.

图9 振动试验系统原理及装置Fig.9 Principle and installation draw ing of vibration test system

图10 基座到外板S(16，45)振动传递导纳Fig.1 0 Vibration transfer adm ittance from base to outer plate S(16，45)

图11 基座到外板S(16，90)振动传递导纳Fig.1 1 Vibration transfer adm ittance from base to outer plate S(16，90)

图12 基座到外板S(12，45)振动传递导纳Fig.1 2 Vibration transfer adm ittance from base to outer plate S(12，45)

图13 基座到外板S(12，90)振动传递导纳Fig.1 3 Vibration transfer adm ittance from base to outer plate S(12，90)

由图可见，实测得到的舱段基座到船体外板不同部位的传递导纳曲线与此前计算得到的结果十分接近，尤其是峰值频率误差很小.数据分析结果表明，两者在总级上仅相差2～3 dB，计算与实测结果的吻合度满足任务书要求.但是，由于计算时的频率步长远大于实测时的频率分辨率，计算得到的传递导纳峰值精度低于实测;加上有限元模型的阻尼参数确定存在误差，传递导纳峰值略低于实测得到的传递导纳峰值，总体影响不大.上述结果表明，用于振动噪声预报的船舶有限元模型是可信的.

5 结论

文中以某船舶舱段结构为对象，以船舶的振动噪声控制为目标，在初步设计船舶舱段结构的基础上，运用FEM/BEM方法，对比了不同设计参数下的船舶振动响应和水下辐射噪声声压级.通过调整机舱段结构参数，避免船体结构共振的发生，从而确定了低噪声设计方案.模型试验表明，所建立的振动噪声预报模型是可信的，振动传递特性的计算值与试验值有很好的一致性.通过研究，可得到如下结论:

1 )通过调整船体及基座振动模态频率来降低振动响应是船舶结构声学设计的重要内容，其中，利用传递导纳判断声学设计的效果是一种有效的方法.

2 )在船体外板厚度不允许改变的情况下，通过适当增加肋骨高度来改变船体结构共振频率的效果比较明显，其可作为调整船体结构的优先考虑参数.通过方案3与原始方案的比较，方案3的总振动级下降了9.0 dB，总声压级下降了6.9 dB，声学设计效果明显.

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