劉 哲，吳 帥，李 廣

(中國船舶科學研究中心 船舶振動噪聲重點實驗室，江蘇 無錫 214082)

0 引 言

動力吸振器是一種有效的低頻振動噪聲控制技術，由于結構簡單、安裝方便、減振效果顯著，已被廣泛應用于建筑、汽車以及船舶等工程領域。在汽車NVH領域，動力吸振器被安裝在轉(zhuǎn)向盤[1]、動力總成部件[2]以及懸置系統(tǒng)[3]等部位，成功解決了車內(nèi)低頻轟鳴聲等一系列由于結構共振引起的振動噪聲問題。

船體結構共振有時會引起嚴重的低頻線譜噪聲，具有攜帶能量高、傳播距離遠、難以有效隔離等特點，為此大量的學者對動力吸振器的應用進行了研究。Goodwin[4]首先分析了使用動力吸振器解決推進軸系縱振問題的可行性，Dylejko[5]研究了串聯(lián)安裝在推力軸承和基座之間的動力吸振器的降噪效果，楊志榮等[6]提出一種并聯(lián)安裝在推進軸系上的動力吸振器，可用來減小軸系的彎曲振動和縱向振動。在管路低頻線譜噪聲控制方面，Lenz等[7]采用互相垂直的兩組彈簧設計了一種三向動力吸振器，王文初等[8]設計了一種新型懸臂梁式的三向管路動力吸結構，并建立了有效的設計和分析方法。李俊等[9]采用有限元法分析了采用動力吸振器減小船體艉部振動的有效性，計算中船體結構被簡化為一維梁結構。為簡化分析，安裝在設備上的動力吸振器通常把設備視為單自由度系統(tǒng)。針對軸系、管路和船體梁設計的動力吸振器，主系統(tǒng)也是較為簡單的一維結構。由于主系統(tǒng)結構相對簡單，研究重點均在于動力吸振器的減振效果，較少分析吸振質(zhì)量與主系統(tǒng)結構之間相互作用。

本文以某艇體耐壓殼結構為對象，首先根據(jù)結構低頻模態(tài)頻率和振型進行了吸振方案設計，考慮到結構振型、吸振器的質(zhì)量和安裝位置等因素，動力吸振器設計成離散分布式結構。然后建立了艇體結構流固耦合模型，以水下噪聲為目標計算了分布式動力吸振器的吸振效果，并分析了吸振質(zhì)量和工作頻率的影響規(guī)律，以及安裝在連續(xù)結構上的吸振質(zhì)量的減振機理。

1 動力吸振器工作原理

動力吸振器的工作原理是在主系統(tǒng)中增加一個輔助系統(tǒng)，利用多自由度系統(tǒng)的反共振特性，將振動能量從主系統(tǒng)轉(zhuǎn)移到輔助系統(tǒng)中，從而達到主系統(tǒng)減振的目的。動力吸振器一般只適用于激振頻率比較穩(wěn)定的情況。按阻尼的影響，可以將動力吸振器分為無阻尼的動力吸振器和有阻尼的動力吸振器。按動力吸振器的布置數(shù)量，可分為集中式動力吸振器和分布式動力吸振器。

無阻尼的動力吸振器是一種單頻窄帶吸振器，當激勵頻率與主系統(tǒng)的固有頻率吻合時，主系統(tǒng)的共振振幅可以完全消除，當激勵頻率發(fā)生變化時，動力吸振器就失去了作用。增加輔助系統(tǒng)之后，新系統(tǒng)會在主系統(tǒng)原固有頻率的兩側(cè)出現(xiàn)2個新的共振頻率。為了讓新系統(tǒng)的固有頻率分開一定的距離，使動力吸振器具有一定的工作頻率范圍，需要輔助系統(tǒng)與主系統(tǒng)的質(zhì)量比 μ達到一定的要求，從而避免系統(tǒng)產(chǎn)生新的共振。

有阻尼的動力吸振器在輔助系統(tǒng)中增加了一定的阻尼，可改善動力吸振器的減振性能。通過選擇適當?shù)淖枘岜圈坪驼{(diào)諧頻率比S，能夠使主系統(tǒng)在較寬的頻帶上均能保持較小的振幅。當動力吸振器選用最佳參數(shù)時，如果主系統(tǒng)為單自由度系統(tǒng)，動力吸振器的有效使用頻帶是不受限制的，因此屬于寬帶吸振器。根據(jù)調(diào)諧頻率比S的值，可以分為最佳調(diào)諧（S =1/(1+μ)）、等頻率調(diào)諧（S=1）和蘭契司特調(diào)諧（S=0）等，按照阻尼特性可以分為粘性阻尼和庫侖阻尼等，其中最為常用的是最佳調(diào)諧粘性阻尼吸振器，其主系統(tǒng)的位移共振曲線如圖1所示。

動力吸振器的安裝位置會直接影響其減振效果。如果能將動力吸振器安裝在設備上，應將動力吸振器安裝在設備或機座振動最大的部位，可以直接消減設備的激勵力。如果無法安裝在設備上，可將動力吸振器分解為多個小動力吸振器，布置在設備周圍振動最強烈的部位。當主系統(tǒng)是多自由度系統(tǒng)時，動力吸振器不能安裝在主系統(tǒng)的振動節(jié)點上，為提高減振效果，應安裝在激振力作用點附近或者振幅最大的位置[10]。

圖 1 主系統(tǒng)最佳共振曲線Fig. 1 Optimum resonance curve of main system

2 艇體結構模態(tài)分析

以某艇耐壓殼結構為研究對象，基于Abaqus軟件建立流固耦合數(shù)值分析模型。艇體結構采用鈦合金材料，中間段為加肋圓柱殼結構，兩端為球形封頭，共分為3個艙，殼體直徑為5.8 m，總長度為37.8 m，總重量為249.3 t。殼體和肋骨結構采用殼單元進行離散，艙壁上的加強筋用梁單元模擬，單元尺寸為0.2 m。在艇體外部設置橢球形水域，水域通過三維聲單元進行離散，在結構接觸面設置流固耦合邊界，在水域外表面設置聲學無限元來模擬無限大外部聲場。模型單元總數(shù)約為29.9萬，如圖2所示。

圖 2 流固耦合計算模型Fig. 2 Fluid-solid coupling model

通過模態(tài)分析得到艇體結構的低階固有頻率和振型，如表1和圖3所示，圖中僅列出了其中的2階濕模態(tài)振型。

3 分布式動力吸振器設計

在艇體尾部施加垂向單位力來模擬推進系統(tǒng)的作用力，通過提取遠場聲壓計算結果可折算得到1 m處的輻射噪聲聲功率級（參考值0.67×10-18W），如圖5所示?？芍?，垂向激勵引起的前3條輻射噪聲線譜頻率分別為11.5 Hz，20.2 Hz和26.2 Hz，分別對應于1階彎曲振型、尾部塌陷振型和2階彎曲振型，其中尾部局部振型引起的線譜噪聲最大。

表 1 艇體結構濕模態(tài)分析結果Tab. 1 Wet modal analysis result of the hull structure

圖 3 艇體結構濕模態(tài)振型Fig. 3 Wet modal shapes of the hull structure

圖 4 1 000 m處聲壓分布Fig. 4 Sound pressure distribution at 1 000 m

針對11.5 Hz線譜，根據(jù)模態(tài)振型分別在相對位移較大的尾部、中部和首部設置3組動力吸振器，主要考慮固體壓載，每組12個共840 kg，布置在艇體底部1.5 m×1.5 m的區(qū)域內(nèi)，如圖6所示。

圖 5 水下輻射聲功率Fig. 5 Underwater radiated sound power

針對20.2 Hz線譜，根據(jù)模態(tài)振型在尾部塌陷的區(qū)域設置了35個動力吸振器，單個吸振器重量32 kg，分布在9個肋位，如圖7所示。動力吸振器均按最優(yōu)調(diào)諧頻率比設計，主系統(tǒng)的質(zhì)量根據(jù)振型按變形結構的干重計算，臨界阻尼比取0.1，動力吸振器具體設計參數(shù)見表2。

圖 7 針對20.2 Hz線譜設置的動力吸振器Fig. 7 DVAs for 20.2 Hz

表 2 動力吸振器設計參數(shù)Tab. 2 Design parameters of DVAs

4 吸振效果分析與討論

4.1 吸振效果分析

圖 8 輻射聲功率對比Fig. 8 Radiated sound power comparison

在尾部垂向單位力作用下，艇體結構的水下輻射聲功率曲線見圖8。對比安裝動力吸振器前后的計算結果可以看出，安裝動力吸振器之后目標線譜均得到了有效的控制，11.5 Hz噪聲線譜峰值下降8.8 dB，20 Hz噪聲線譜峰值下降11.4 dB，且在控制頻率附近也沒有出現(xiàn)新的線譜。

根據(jù)安裝動力吸振器之后的固有頻率計算結果可知，在11.5 Hz和20.2 Hz附近均出現(xiàn)了新的固有頻率，但是沒有像單自由度系統(tǒng)那樣使水下噪聲出現(xiàn)新的共振峰，這是因為艇體結構質(zhì)量和剛度較大，吸振質(zhì)量對艇體結構的影響較小，產(chǎn)生的新模態(tài)不能有效地輻射噪聲。

4.2 吸振質(zhì)量的影響

與單自由度系統(tǒng)不同，安裝在連續(xù)結構上的動力吸振器，其主系統(tǒng)的質(zhì)量與結構模態(tài)有關，由于模態(tài)向量可以任意縮放，所以對連續(xù)結構進行動力吸振器設計時，吸振質(zhì)量通常需要通過計算進行優(yōu)化。

對于前文設計的動力吸振器，主系統(tǒng)的質(zhì)量采用的是與振型相關的結構干重，比如對于1階彎曲振型，主質(zhì)量取的是艇體結構總的干重249.3 t。從計算結果來看，質(zhì)量比取1%時已經(jīng)取得了較好的減振效果。以針對11.5 Hz設計的動力吸振器為例，分別將每組吸振質(zhì)量設置為4 200 kg，2 520 kg，840 kg和168 kg，質(zhì)量比分別對應5%，3%，1%和0.2%，工作頻率不變，比較不同質(zhì)量比對吸振效果的影響，結果如圖9所示。

圖 9 不同吸振質(zhì)量的影響Fig. 9 Effect of different vibration absorbing masses

從計算結果來看，吸振質(zhì)量越大，吸振效果越好，與主系統(tǒng)是單自由度系統(tǒng)時的規(guī)律一致。對于11.5 Hz線譜噪聲，動力吸振器質(zhì)量比取0.2%時效果不明顯；取1%和3%時效果相當，降噪效果為8.8 dB；取5%時，降噪效果為14.6 dB，此時在11.5 Hz兩側(cè)已能觀察到新的共振點。因此，在連續(xù)結構上安裝動力吸振器時，也應注意避免新產(chǎn)生的固有頻率與激勵頻率吻合的情況。

4.3 工作頻率的影響

前文的動力吸振器工作頻率都是針對結構的固有頻率進行設計的，僅考慮了結構共振引起的線譜噪聲，實際上除了結構共振之外，噪聲線譜還有可能來源于激勵力。比如，螺旋槳的激勵力在1階葉頻處具有較強的線譜，即使與結構固有頻率不重合，也會在1階葉頻處出現(xiàn)明顯的線譜噪聲。

為分析安裝在連續(xù)結構上的動力吸振器對于來自激勵源的線譜的吸振效果，將針對11.5 Hz的動力吸振器的工作頻率調(diào)整為15.8 Hz，仍然按照最優(yōu)調(diào)諧頻率設計，安裝位置不變。根據(jù)模態(tài)計算結果可知，吸振器的自振頻率為14.9 Hz，十分接近設計的最佳調(diào)諧頻率，此時水下輻射聲功率對比如圖10所示。

圖 10 針對15.8 Hz設計的動力吸振器降噪效果對比Fig. 10 Noise reduction effect comparison of DVAs for 15.8 Hz

可以看出，由于吸振器設置了阻尼，動力吸振器對11.5 Hz和20.2 Hz的線譜峰值均有一定程度的抑制，但對于15.8 Hz處的噪聲線譜則幾乎沒有影響。雖然吸振質(zhì)量在16 Hz附近因為共振而振幅急劇增大，但由于艇體結構在16 Hz附近沒有固有頻率，所以對水下噪聲的影響很小。

由此可見，安裝在連續(xù)結構上的動力吸振器，其減振機理主要是通過改變結構的局部模態(tài)來發(fā)揮作用，所以僅能對由結構共振引起的線譜噪聲起到較好的抑制作用。如果激勵頻率與結構的共振頻率相差較遠，在結構上安裝動力吸振器很難消除這類來自于激勵源的線譜峰值，這與安裝在單自由度系統(tǒng)上的動力吸振器有所不同。如果要消除來自設備激勵力的線譜，最好直接將吸振器安裝在設備上。

5 結 語

本文以某艇體結構為對象，建立流固耦合數(shù)值分析模型，計算分析了艇體結構分布式動力吸振器的降噪效果和作用機理，主要結論如下：

1）為提高吸振效果，動力吸振器應根據(jù)模態(tài)振型安裝在振幅最大的地方，同時注意避免新產(chǎn)生的固有頻率與激勵頻率吻合。

2）在連續(xù)結構上設計動力吸振器時，吸振質(zhì)量通常需要通過計算進行優(yōu)化，增大吸振質(zhì)量，有利于提高吸振效果。

3）在連續(xù)結構上安裝的動力吸振器，可以有效減小由結構共振引起的線譜噪聲，其作用機理是改變結構的局部模態(tài)。對于由激勵源本身引起的線譜，最好將吸振器安裝在設備上。