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

1、43卷第4期(总第159期中国造船V o l . 43N o . 4(Serial N o . 159 2002年12月SH IPBU I LD I N G O F CH I NA D ec . 2002文章编号:100024882(2002 0420039206收稿日期:2001209227; 修改稿收稿日期:2002201210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徐张明1, 汪玉2, 华宏星1, 沈荣瀛1(1. 上海交通大学振动冲击噪声国家重点实验室, 上海200030; 2. 海军论证中心, 北京100073摘要利用AN SYS 有限元软件, 建立了双层壳体的船舶动

2、力舱的水下结构流体耦合的声振模型。采用有限元结合边界元的方法, 数值计算并分析了耐压壳体和轻质外壳的厚度变化对动力机械振动传递、水下外壳振动以及辐射噪声的影响。计算结果表明, 本文的方法对大型复杂结构的水下声振预估有借鉴价值。关键词:声振耦合; 水下声辐射; 双层壳体; 数值模拟中图分类号:U 661. 44文献标识码:A (一 引言在对船舶这样大型复杂结构的振动和声学预报中, 船舶壳板和水这类重质流体介质之间存在着强烈的相互耦合作用。结构受激振动在可压缩流体介质中产生声场, 声场又对结构产生反作用力, 因此, 需要求解大矩阵的结构振动和声场的耦合动力方程, 工作量相当大。不少学者曾对加肋板、

3、加肋圆柱壳等结构的声振模型进行过大量的研究, 并得到了许多可借鉴的经验13。在中间充液的双层圆柱壳体的研究方面, 由于结构的复杂性, 无论是理论计算还是水下振动与声学实验都比较困难, 相关资料较少, 而且这些简化了的圆柱壳体模型与真实的船舶结构还是存在很大的差异。部分学者鉴于求解复杂结构的流固耦合问题的困难, 往往先计算船舶在真空中的振动问题, 然后利用计算得到的结构表面振动速度来进行声辐射计算4, 但这样又从物理上违背了结构流体耦合这一事实。在考虑流固耦合作用的声振研究中, 文献5提出在低频时将水介质对结构振动的影响通过求解L ap lace 方程作为附加质量来考虑, 这样既没有考虑介质的压

4、缩性, 又从根本上忽略了结构振动的声能辐射; 在高频时, 结构表面边界采用平面波阻抗近似, 而这对大多数实际问题是不实用的。理论上, 有限元结合边界元的方法(FE M B E M 是计算无界域中的结构振动和辐射噪声最具吸引力的方法。有限元法的优点是计算结构动力学问题, 包括流固耦合面上的振动问题; 而边界元法对计算无限域中的声学问题非常有效。计算机技术的迅猛发展为求解复杂结构的耦合声振问题提供了前提。本文首先采用有限元软件AN SYS 计算动力舱段与流体的耦合振动, 然后将计算得到的外壳上的振动速度作为计算辐射噪声的边界条件, 利用边界元软件SYSNO ISE , 计算声学物理量。(二 声振计

5、算的有限元 边界元理论对于复杂的含浮筏隔振的双层加肋的船舶动力舱, 为了体现声振一体化的设计需要, 将振源、隔振器、筏体、基座、耐压壳体、双层壳体中的充水介质、外壳以及外流场组成统一的系统, 利用有限元结合边界元方法进行分析研究。1. 有限元方程对耐压壳体以内的船舶结构, 采用有限元分析是非常普遍但又是很实用的方法。而对于湿双层壳体结构, 必须考虑流固耦合作用, 通过对模型进行单元离散、求解波动方程以及结构运动方程来实现。在流固耦合的交界面上, 结构振动产生流体负载, 而声压对结构也同时产生面力的作用, 所以必须同时计算结构动力方程和流体中的波动方程。描述完全耦合的结构流体运动方程, 用统一的

6、矩阵形式表示有:M s e 0R f e M f u e p e +C s e 0u e 0C f e p e +K s e -R f e 0K f e T u e p e =F se 0(1其中:M s e 为结构质量矩阵; K s e 为结构刚度矩阵; C s e 为结构阻尼矩阵; M f e 是流体质量矩阵; K f e 为流体刚度矩阵; C f e 为声阻尼矩阵; R f e 为流固面上耦合矩阵; 为流体介质密度; p e 、u e 分别为节点的声压和位移向量; F s e 为结构载荷向量。由式(1 可以同时获得流固面S 上的位移和声压。2. 边界元公式对于单频声场, 若结构表面光滑,

7、 声场方程可以表达成H el m ho ltz 积分方程:S p (Q n +j v n G (P , Q d s Q =p (P P E2p (P P S 0P I (2其中:E , S , I 分别为结构的外部、表面和内部; P , Q 分别指观测点和结构表面上的积分点; G (P ,Q =-j kR4R是自由空间的格林函数, k 为波数, R = P -Q ; v n 为法向振速; 为圆频率。对表面H el m ho ltz 积分方程进行单元离散, 可得边界元求解方程:A p =B v n (3其中A 、B 为系数矩阵。利用AN SYS 程序求解考虑流固耦合的振动问题, 可计算出船舶动力

8、舱上所有节点的振动位移, 按照建模过程中设定的单元实常量的不同, 取出外壳面上节点的位移, SYSNO ISE 程序可自动将节点位移转变成法向振速, 并按(3 式计算出外壳表面压力。一旦表面压力已求得, 处部场的声学量也很容易得到。在结构面S 上的i 节点处, 单频声场的法向声强I i n 由下式给出I i n =2R ep i (v i n 3(4其中, R e 表示取实部, 3表示取共扼。对结构外表面的法向声强作面积分可得结构的辐射声功率W 。(三 动力舱结构声耦合模型为了分析双层壳体的厚度变化对动力舱的振动和水下辐射噪声的影响, 取一段模拟的动力舱; 长9m , 外径8m , 轻质外壳的

9、初始设计厚度取为15mm , 内部耐压壳为28mm , 内外壳体通过肋板结构加强支撑刚度, 壳体形状为薄壁的旋转体。在热动力船舶的内部结构中, 采用浮筏隔振系统(图1 , 两台主机弹性地安装在同一公共的筏体上面。主机上的激励通过上、下两层隔振器和筏体传递到耐压壳体上, 经充水夹层激起轻质外船体振动并向外辐射噪声。在有限元建模过程中, 将主机近似为一个圆柱形结构, 而使用等效刚度和密度属性的材料, 以达04中国造船学术论文 图1浮筏隔振的动力系统模型到各个部分的尺寸、重量和刚度尽可能接近实际情况。由于动力机械的旋转和往复运动, 动力系统与壳体的约束方式的处理对分析结果有较大的影响。作者采用三向刚

10、度隔振器斜置地安装, 上层隔振器的三向刚度取6×106N m , 下层隔振器三向刚度取2. 7×106N m 。在进行有限元网格划分时, 单元类型的选择对计算的结果也会产生重要的影响, 合理选择单元类型和材料属性非常必要。由于船体较薄, 采用shell 63壳体单元, 以较好地模拟其弯曲和剪切变形, 壳体单元2698个:弹性支承选择com b ine 14弹性阻尼单元, 它是三维二节点单元, 具有六个方向的自由度。但是一个弹性阻尼单元只能模拟隔振器一个方向的刚度。为了模拟三向刚度的隔振器, 则必须建立三个单元, 这三个单元相互重叠, 弹性阻尼单元共316个。在轻质外壳和耐压

11、壳之间充满了流体介质, 可以用flu id 30单元模拟, 其中紧贴结构的流体采用“接触型”单元。在耐压壳的外部是无界流体, 利用有限元来模拟无限介质的主要困难是要满足Som 2m erfeld 辐射条件。典型的处理方法是将无限域利用距离结构一定远的吸声面a 将其截断, 于是波动方程求解域的边界由流固耦合面与a 所围成。在AN SYS 软件中认为吸声表面与结构外表面的距离达到0. 2(=c f , 其中为波长, c 为波速, f 为激励频率 以上时, 解是准确的。设振动和声辐射的计算中, 激励频率为5200H z , 在动力舱外部构造一虚拟的吸声球壳面, 吸声球壳半径取70m , 球心与动力舱

12、的几何中心重合。为了使计算结果准确, 流体单元的划分不能太粗糙, 单元最大长度以 4(对应200H z 时为1. 875m 为标准。整个流体单元中, 与结构面接触的流体用8564个三维的块状flu id 30单元模拟, 不接触流体有39862个flu id 30单元。吸声球壳面由1280个flu id 130单元构成, 且单元上的节点要和半径为70m 处的块状流体单元flu id 30上的节点重合。(四 壳体厚度改变对振动和声辐射的影响为了评价双层壳体的厚度改变对船舶水下振动和声辐射的影响, 在圆柱形发动机的顶部节点上加载峰值1000N 的垂向力, 频率范围为5200H z , 以外壳面上的平

13、均振速级L v 、辐射的声功率级L w 以及从发动机到耐压壳体上的振动位移传递函数V R 为评价指标。参考振速为5×10-8m s , 参考声功率为10-12W 。壳体厚度改变对振动和声辐射的影响详见图2、图3。图2中曲线A 、B 、C 分别代表耐压壳体厚度为0. 02m 、0. 028m 和0. 035m 。图3中A 、B 和C 分别代表外壳厚0. 01m 、0. 015m 和0. 02m 。由于船体结构的复杂性以及流固耦合的影响, 动力舱的隔振降噪不同于简单的刚体结构, 后者只有一些数值相差较大的离散的特征频率, 可通过刚度、质量等改变来避开少数的几个固有频率。船舶动力舱内部的振

14、动传递谱、水下振动速度与声辐射功率谱都非常复杂, 出现许多的谱峰。而且随着频率的升高, 谱峰变得越来越密, 这与复杂结构的模态频率分布规律是一致的, 特征频率随着模态阶数的增加越来越密集。进一步分析内部机械装置的振动传递和水下振动噪声之间的关系还发现:一方面, 对不同厚度的壳体, 传递函数的峰值出现的频率位置并不完全相同, 其原因在于壳体厚度的不同改变了流固耦合作 (a (b (c 图2耐压壳体厚度改变时外壳上的平均振速(a 辐射声功率(b 以及从发动机到耐压壳上的位移传递函数(c (a (b (c 图3轻质外壳厚度改变时外壳体上的平均振速(a 辐射声功率(b 以及从发动机到耐压壳上的位移传递

15、函数(c 用下的整个动力舱的复合振动模态, 内部机械装置的振动传递必然会受到船体以及流体介质复合振动模态的影响; 另一方面, 对同一厚度的壳体, L v 、L w 与V R 的谱峰位置是有差异的, 发动机上的振动通过双层壳体以及充水夹层传递到外部壳体上, 形成的L v 、L w 的谱峰比V R 更多, 这说明外壳的振动以及水下声辐射不仅与舱内结构的振动传递有关, 还取决于船体以及与流体的耦合作用。此外, 从内部动力机械的振动传递函数谱可见, 耐压壳体的厚度的增大可以很好地抑制峰值的波动, 但外壳厚度变化的作用却不是很明显。这是因为耐压壳厚度的增大对浮筏隔振系统的基础刚度作用较大。对水下振动速度

16、和辐射声功率而言, 在少数几个低频处, L v 和L w 随内外壳体厚度的增加还有放大现象, 但从总体上说, 壳体厚度的减少对船体的水下振动和低辐射噪声设计均不利, 而随着厚度的增加, 对L v 和L w 峰值的衰减作用尤其是在110H z 以上的较高频率处非常明显。但是, 从战术的灵活性以及经济性的角度考虑, 船舶的重量不宜太重。要解决这一矛盾, 必须对实际船舶进行建模, 并进行多方案的计算与比较。(六 结论船舶的声学设计应建立在一体化的概念下, 要考虑机械装置与船体结构的整体动态特性。高速大容量的计算机的发展, 使得利用数值方法来预估复杂的船舶结构的水下耦合振动和噪声成为了现实。尽管水下船

17、舶的动力舱的振动和噪声谱非常复杂, 但是本文的数值计算结果与声振理论基本吻合, 说明采用的方法是可靠的, 具有很大的发展潜力。本文着重探讨了壳体厚度的变化对振动和声辐射的影响, 而分析其他参数的改变对水下振动和声辐射的影响也是非常有意义的(如动力舱隔振器刚度的变化, 浮筏结构尺寸的变化, 基座刚度和结构形式的变化等 , 这些将待作进一步的研究。参考文献1谭林森, 骆东平. 加肋双层流固耦联振动数值分析J . 华中理工大学学报, 1992. 20(5 :9399.2汤渭霖, 何兵蓉. 水中有限长加肋圆柱壳体振动和声辐射近似解析解J . 声学学报, 2001. 26(1 :15. 3商德江, 何祚

18、镛. 加肋双层圆柱壳振动声辐射数值计算分析J . 声学学报, 2001. 26(3 :193201.4FE M BE M analysis of diesel p iston 2slap induced sh i p hu ll vib rati on and underw ater no ise M . A pp lied A cou stics ,2001. 62:341358.5Everstine G C , H enderson F M . Coup led fin ite elem en t boundary elem en t app roach fo r flu id 2stru

19、ctu re in teracti onJ . J A cou st . Soc . Am . , 1990. 87(5 :19381947.6沈顺根, 冷文浩, 程贯一. 带有复合结构的多层隔振系统振动传递及声辐射研究J . 中国造船, 1997(3 :4959.Nu m er ical Calculation of V ibro -acoustic Behav ior ofSi m ulated Sh ip D ynam ic Cabi n w ith D ouble -shell by FE M BE MXU Zhang 2m ing 1, W AN G Yu 2, HU A Hong

20、2x ing 1, SH EN Rong 2ying1(1. N ati onal Key L abo rato ry of V ib rati on , Shock and N o ise , Shanghai J iao tong U n iversity , Shanghai 200030, Ch ina ; 2. N aval R esearch Cen ter , B eijing 100073, Ch ina AbstractN um erical p redicti on of the vib rati on tran s m issi on and no ise radiati

21、 on from the sh i p diesel engine44 中国造船 学术论文 via a resilien t m oun t ing sy stem to the sh ip shell is a key p rob lem in nava l eng ineering. Fo r a si u la ted m sh ip eng ine room w ith a tw o 2stage m oun t ing sy stem and a doub le shell, the flu id 2st ructu ra l coup led m odel is bu ilt by

22、 fin ite elem en t ( FE softw a re AN SYS. Effect s of the shell th ickness a re num erica lly d ict ion of a rea l subm a rine under the p resen t ha rdw a re and softw a re com p u t ing cap ab ility. t ion stud ied by fin ite elem en t m ethod together w ith bounda ry elem en t m ethod. F irst th

23、e node d isp lacem en t and the vib ra t ion t ran sfer funct ion in the cab in a re com p u ted by AN SYS. T hen the ob ta ined st ructu re node d isp lacem en t of the ou ter shell is d raw n ou t and u sed a s the bounda ry cond it ion of the acou st ic . . m odel T he rad ia ted acou st ic pow e

24、r level is com p u ted by SYSNO ISE a s w ell T he num erica l resu lt s show tha t ( 1 on the w ho le, the increa se of the shell th ickness p lay s an i po rtan t ro le in reducing vi2 m b ra t ion and rad ia ted no ise in th is com p lex sy stem ; ( 2 va ria t ion of the th ickness of the shell, even the ou ter shell, m ay m ove the loca t ion s of vib ra t ing t ran sfer funct ion p eak s; ( 3 fo r the shells w ith the sam e th icknes