0 引　言

橡胶隔振器^[1]因其良好的隔振、抗冲击和隔声性能在舰船上得到广泛应用，其周围的声学介质为空气，而随着隔振需求的新变化，水中橡胶隔振器的性能研究开始成为热点。

为方便研究水中隔振器的性能，以一种内壳充液的双层圆柱壳结构为载体，内壳和外壳之间由隔振器进行连接，隔振器可简化为弹簧。针对板壳间的声振耦合及控制问题，Cheng^[2]提出一种基于夹层空气等效刚度与连接结构刚度之比来判断能量主要传递路径的方法。Legault^[3]研究了弹性连接的刚度、阻尼、空间分布特性等对板间振动传递特性的影响。夏齐强^[4]将一种黏弹性夹层托板引入到双层圆柱壳舷间结构中明显提升了双层壳的声振性能。王世彦^[5]采用解析法建立了舷间液舱振动声辐射的二维声固耦合模型，分别研究了舷间侧板和舷间水介质对振动传递特性的影响。李英等^[6-8]提出了一种囊式消声器，通过数值仿真和样机实验表明，囊式消声器消声性能良好。陈杰^[9]提出一种皮囊式管道消振器，通过仿真和试验结果表明，该消振器可有效吸收压力冲击。段嘉希^[10-12]提出一种气囊式声学覆盖层，在充水圆柱壳外侧敷设一层气囊，研究结果表明气囊式声学覆盖层具有良好的减震降噪效果。

在上述研究的基础上，本文基于有限元（FEM）自动匹配层（AML）技术，同时考虑内壳、外壳等与两侧流体的耦合，利用“双层壳方法”对内壳充液且舷间由弹簧连接的有限长双层壳进行声振耦合计算，研究水介质和隔振器对隔振特性的影响，提出一种水中隔振装置，并对其隔振性能进行计算。

1 双层壳隔振性能计算 1.1 计算对象

计算对象为内壳充液的有限长双层圆柱壳结构，内壳和外壳之间由弹簧连接，整个结构处于无限域的流场中。舱内、舷间和舷外均存在流体介质，由于需要同时设置不同的声学材料，计算采用FEM/AML方法。可知，内壳、外壳、舱室挡板以及舷间挡板的两侧均与流体介质接触。而常规的耦合面无法处理面的双侧耦合问题，实体网格则因厚度与长度的比值要求导致网格数量过大，因此本文采用“双层壳方法”^[13]：以内壳为例，即将壳体复制为2份，2个壳体通过节点自由度耦合成为一体，材料的杨氏模量和密度减半。将内侧的壳体与舱内流体耦合，外侧的壳体与舷间流体耦合。其中，计算中的结构单元均设置为壳单元。舷外流体的最外侧则设置为AML以模拟无限边界条件。

有限长的双层壳结构如图1所示。具体计算参数如下：双层壳长L=3.6 m，内壳半径R₁=0.52 m，外壳半径R₂=0.72 m，内壳厚度h₁=0.008 m，外壳厚度h₂=0.005 m。内壳和外壳采用结构钢，杨氏模量E=2.1×10¹¹ Pa，密度ρ=7850 kg/m³，泊松比μ=0.3，损耗因子η=0.002。舷间挡板和舱室挡板的材料则在结构钢的基础上将密度和杨氏模量均增大10⁶倍，将其设置成刚性壁面条件，从而可以考虑不同流体介质对振动的影响。舱内、舷间和舷外的流体则可设置为水或空气：水的声速c₁为1500 m/s，密度ρ₁为1000 kg/m³；空气的声速c₀为343 m/s，密度ρ₀为1.28 kg/m³。在（L/2,0）位置设置幅值为1 N的简谐径向激励，计算频率范围为500 Hz，步长为1 Hz，计算工况如表1所示。

1.2 计算方法验证

为验证“双层壳方法”的可靠性，分别采用“双层壳方法”和实体网格法对单层圆柱壳的均方振速和辐射声功率进行计算。单层壳的计算参数如下：L=3.6 m，半径R=0.52 m，壳体厚度h=0.01 m，壳体材料为结构钢，舱内舱外介质均为水，均方振速参考级为10⁻¹⁵ m，其计算结果如图2所示。可以看出，在0～100 Hz范围内，2种方法计算的均方振速和辐射声功率的频率和幅值均吻合的很好；在100～500 Hz范围内，均方振速和辐射声功率的频率存在一定偏移。这可能是因为壳网格本身是实体网格的一种退化形式以及实体网格的厚度与长度的比值仍然偏小，从而存在一定误差。从总体来看，“双层壳方法”的计算结果与实体网格法的计算结果吻合较好，后续计算均采用该方法。

1.3 不同介质中的振动传递

为了研究舱内不同介质对振动的影响，对工况1和工况2进行计算，其外壳均方振速和辐射声功率的计算结果如图3所示。可知，工况1与工况2的均方振速和辐射声功率仅在低频有所区别，在中高频率范围内区别较小。为进一步分析，分别选取工况1和工况2前3阶固有频率以及对应的均方振速和辐射声功率，结果如表2和表3所示。可以看出，与工况2相比，工况1的固有频率朝低频方向移动，均方振速和辐射声功率的峰值也呈降低趋势。说明因为舱内水介质的流体负载效应对外壳的作用主要体现在低频，增加了壳体的附加质量，使外壳的固有频率降低，均方振速和辐射声功率的峰值也相应降低。

图4为不同舷外介质时外壳均方振速和辐射声功率的计算结果。由图4（a）可以看出，与工况4相比，工况1均方振速的固有频率向低频移动，且在0～500 Hz范围的幅值均有所降低，这是由舷外水的流体负载效应所导致的。由图4（b）可以看出，在0～300 Hz范围内，工况1的辐射声功率要高于工况4，在300～500 Hz范围内，2种工况的辐射声功率相差不大，即舷外水在低频时可明显增大辐射声功率。

为研究不同舷间介质对振动的影响，对工况1和工况3进行计算，其外壳均方振速和辐射声功率的计算结果如图5所示。从图5（a）可以看出，工况1外壳的均方振速朝低频方向移动，且振动幅值要大于工况3，尤其是低频范围内的振动幅值要明显大于工况3。从图5（b）可以看出，工况1的辐射声功率在整个频率范围内均明显大于工况3。说明此时舷间水不仅存在流体负载效应，也存在附加刚度导致的“振动短路”，且附加刚度对振动幅值的影响要明显强于流体负载效应。

1.4 不同弹簧刚度在空气中的振动传递

图6给出了舷间介质为空气时不同弹簧刚度条件下的外壳均方振速。弹簧数量为2根，轴向位置处于正中，周向对称分布，激励力位置与其中一根弹簧的位置相同。k=10⁵ N/m时相当于隔振器，k=10⁷ N/m相当于钢材料托板。可以看出，当k=10⁵ N/m时，其外壳均方振速与k=0 N/m时的均方振速相当，其辐射声功率在部分频率略大于k=0 N/m时的辐射声功率。当弹簧刚度k=10⁷ N/m时，外壳的均方振速和辐射声功率在各特征频率处均明显增大，此时弹簧在振动传递中起主导作用。因此可以认为，此时舷间空气的等效刚度为10⁵ N/m左右，当弹簧刚度大于10⁵ N/m时，弹簧在振动传递中起主导作用。即与钢材料托板相比，隔振器具有良好的隔振效果。

1.5 弹簧在不同介质中的振动传递

考虑到实际隔振器的刚度为10⁵ N/m左右，设定弹簧刚度k=10⁵ N/m。分别对工况1和工况3的壳体均方振速进行计算，其外壳的计算结果如图7所示。可以看出，工况1外壳的均方振速和辐射声功率均要明显大于工况3，说明流体的附加刚度效应使舷间水介质这一振动传递通道发生了“振动短路”，从而弱化了隔振器的隔振性能。由于舷间介质为空气时可以明显降低外壳的振动幅值，可以由此设计一种“等效空气层”的气囊并结合橡胶隔振器作为水中隔振装置。

2 舷间隔振装置设计及计算 2.1 水中隔振装置设计

由前文分析可知，内壳振动主要通过2个通道传递到外壳，一个通道是橡胶隔振器，另一个通道是舷间水。为进一步提升水中隔振性能，需要设法在舷间水中建立一个等效空气层，隔绝水介质以减弱内外壳的耦合作用。因此，本文设计出如图8所示的水中隔振装置。隔振装置由橡胶隔振器和气囊组成，气囊囊壁材料为聚氨酯，聚氨酯具有较高的弹性及强度，而且阻尼也大，是一种较好的减振降噪功能材料。橡胶隔振器主要起承载和隔振作用，而气囊则起隔绝水的作用。

2.2 水中隔振装置性能计算

气囊内部为空气，囊壁材料为聚氨酯，聚氨酯密度ρ=1180 kg/m³，弹性模量E=1×10⁹ Pa，泊松比μ=0.45，损耗因子η=0.3。基于工况1对该装置进行计算，橡胶隔振器有2个，轴向位置处于正中，周向对称分布。每个橡胶隔振器各简化为1根弹簧，刚度取k=10⁵ N/m，分别取气囊高度为100 mm和150 mm对隔振特性计算，结果如图9所示。可以看出，当气囊高度分别为h=100 mm和h=150 mm时，在0～400 Hz范围的均方振速和辐射声功率均有所降低。分别在0～500 Hz范围内对均方振速总级和辐射声功率总级进行计算，结果如表4所示。可以看出，铺设气囊在原有基础上的均方振速总级可减小3 dB，辐射声功率总级可减小10 dB。因此，与舷间全覆盖水介质工况相比，所设计的水中隔振装置具有良好的减振性能。

3 结　语

1）由于水的负载效应强于空气，舱内水介质降低了外壳的固有频率，但对外壳振动的幅值影响较小；舷外水介质则降低了外壳的固有频率和振动幅值，且在低频时会明显增大辐射声功率。

2）舷间水介质的附加刚度对振动幅值的影响强于其流体负载效应，使舷间水介质这一振动传递通道发生了“振动短路”，因此降低了舷间隔振器的隔振性能。

3）基于“等效空气层”原理提出的气囊与隔振器相结合的水中隔振装置可有效提升隔振性能，在原有基础上的均方振速总级可减小3 dB，辐射声功率总级可减小10 dB。