0 引言

螺旋桨脉动及不平衡激励通过轴系传递至艇体产生的辐射噪声是潜艇的主要噪声来源之一^[1]，这种辐射噪声主要集中在特征明显的中低频段，因此对于其噪声控制一直是重要研究方向之一。

目前关于桨–轴–艇耦合系统已有较多研究，吴仕昊^[2]和李晨阳^[3]对桨–轴–艇耦合系统的振动与声辐射特性展开了数值与试验研究。贾泽坤等^[4-5]对比分析了螺旋桨不同方向激励下桨–轴–艇耦合系统的声振传递特性。徐芳等^[6]以 Benchmark 模型为对象，采用 FEM/BEM 法研究了纵向和横向螺旋桨激励下艇体低频声学特性。CHEN 等^[7]通过数值方法研究了桨–轴–艇耦合系统在空气中的纵向和横向振动特性，并通过实验验证了结果的准确性。徐野等^[8]建立桨–轴–壳体耦合系统有限元模型，计算了在螺旋桨非定常载荷下螺旋桨直接辐射噪声和耦合系统振动噪声。LIN 等^[9]建立了桨–轴– 艇数值计算模型，重点研究了在螺旋桨激励和尾轴承摩擦激励下桨–轴–艇耦合系统的声振特性差异。 KAHRAMAN等^[10]以 SUBOFF水下航行器为对象，建立含螺旋桨的水下航行器结构，研究了自推进工况下水下航行器结构振动所产生的辐射噪声。

推力轴承集成隔振技术是近年来针对轴系振动控制提出的一种新技术，该技术是将动力装置、推力轴承集成安装在柔性筏架上，筏架通过隔振器与艇体相连，由于其结合了浮筏隔振系统的优势及筏架的大阻抗特性，从而能够实现对动力设备和推力轴承进行集中隔振，能够在较大频段内降低轴系纵振^[11-12]。尹红升等^[13-14]建立了推力轴承柔性支撑的桨–轴–筏架–基座动力学模型，研究了采用柔性支撑后对系统的振动特性及对轴系校中状态的影响，研究表明采用柔性支撑后筏架与轴系出现较多耦合振动，但能够有效降低纵振能量的传递。胡泽超等^[15]建立了推力轴承集成隔振桨–轴– 船体有限元模型，分析了推力轴承集成隔振与推进轴系传统支撑下的振动特性。此后，赵兴乾等^[16] 在推力轴承集成隔振技术的基础上进一步提出船舶艉部整体隔振技术，即将整个轴系和主辅机设备等集成安装在大型筏架上，计算了不同推力及船舶纵倾工况下的轴承载荷增量，为整体隔振技术的设计提供了指导。张乐等^[17]建立了轴系整体隔振有限元模型，分析了不同推力工况下轴承基座间的相对位移，同时指出设计筏架时需注意避开螺旋桨叶频及倍叶频，避免激起筏架与轴系的耦合振动。胡泽超等^[18]则分别采用解析法和有限元法分析了整体减振系统与传统支撑下的轴系横向振动的动态特性。

总结来看，当前研究大多集中于桨–轴系统及桨–轴–船系统，而实际中艇体艉部结构难以实现轴系整体减振，因此本文在已有研究基础上，将中间轴承、推力轴承和推进电机集成安装在公共筏架上，同时考虑与艇体的耦合效应，建立柔性支撑推进系统–艇体耦合系统数值计算模型，研究其声振特性并与传统支撑方案进行对比分析。

1 柔性推进系统–艇体数值计算模型

图1 给出了柔性支撑推进系统结构示意图，将推进电机（含配套辅机设备）、推力轴承及中间轴承集成安装在一个大型柔性筏架上，并在尾轴后轴承处设置轴系位移补偿装置。

参考 Benchmark 模型艇体结构，基于 ANSYS 软件建立柔性支撑推进系统–艇体耦合系统有限元模型，模型结构参数如表1 所示。其中，艇体及筏架等板壳结构采用 SHELL181 壳单元模拟，推进电机及辅机设备采用 SOLID185 体单元模拟，隔振器及各轴承采用 COMBIN14 弹簧单元模拟，螺旋桨采用 MASS21 质量单元模拟，轴系及纵横肋采用 BEAM188 梁单元模拟。

图2（a）和 2（b）所示为建立的柔性支撑推进系统–艇体耦合系统有限元模型，其中推进电机及辅机设备弹性安装在筏架前部区域，推力轴承与中间轴承刚性安装在筏架内部，并在安装推力轴承和中间轴承的筏架部分上下各布置 2 个高刚度纵向减振器与基座相连，用以保证筏架的稳定性及推力的传递。设备及隔振器具体布置如图2 （c）和 2（d）所示，其中推进电机质量 15 t，辅机设备质量 4 t，筏架质量 10.84 t，推进电机及辅机设备隔振器（编号 1–18）安装频率 8 Hz，筏架下层隔振器（编号 19–32）安装频率 5 Hz，纵向减振器（编号 33–36）刚度 4.5×10⁷ N/m，推力轴承刚度 2.5×10⁹ N/m，中间轴承刚度 2×10⁹ N/m，尾轴承刚度 2×10⁹ N/m。

为保证后续结果的可靠性，选取网格数量为 72 800、121 331 及 161 508 的 3 套网格对整艇结构进行网格无关性验证，以纵向激励下艇体均方振速总级判断网格无关性，计算结果如表2 所示。

根据计算结果可知，当网格数量从 121 331 增加到 161 508 时，艇体均方振速总级变化微小，综合考虑计算成本，因此选取网格数量为 121 331 的网格尺寸进行网格划分。

考虑艇体与流体的耦合振动响应，建立整艇流固耦合模型，流场网格尺寸满足1个声波波长内至少 6 个单元，即 $L=c/f_{max}$。同时，为保证计算精度且缩短计算时间，工程上通常采用在流固耦合表面附近划分精细网格来控制网格数量。因此，本文内流域采用中空 1/2 球体+圆柱体截断模型，网格尺寸设置为 0.5 m，外层采用中空球体截断模型，网格尺寸设置为 1.5 m，流域网格数量约 3 880 000 个，整艇流固耦合模型如图3 所示。

2 声振特性分析

基于 ANSYS 计算推进系统–艇体耦合系统水下振动响应，然后将艇体表面法向振速作为声学边界导入 LMS Virtual.Lab 采用直接边界元法计算水下辐射噪声。

2.1 振动与声辐射特性分析

在螺旋桨端分别施加纵向和水平及垂向 100 N 激励力，计算频率设置为 200 Hz，步长 2 Hz，结构阻尼取 0.001，基于 ANSYS 计算推进系统–艇体耦合系统水下振动响应，提取尾轴承基座处和筏架下层隔振器下节点的平均振动位移响应，结果如图4 所示。

从图4 可以看出，纵向激励下筏架下层隔振器振动响应大于尾轴承基座处的振动响应，这是因为尾轴承在纵向上并无约束作用，因此纵向激励力主要通过推力轴承传递至筏架，经筏架和筏架下层隔振器衰减后传递至基座，从而导致筏架下层隔振器振动响应较大；而水平及垂向激励下由于尾轴承靠近螺旋桨，所受到的激励力较大，因此尾轴承基座处的振动响应大于筏架下层隔振器的振动响应。通过计算整艇流固耦合模型在峰值频率附近的模态发现：在 98 Hz 附近对应轴系–筏架耦合纵向模态，而在 12 Hz、14 Hz、42 Hz、60 Hz 附近对应轴系– 筏架耦合弯曲模态。可以看出，纵向激励下同样可以激起轴系–筏架耦合模态，这是由于推力轴承安装在筏架中，纵向激励力在安装推力轴承的筏架处不仅会产生纵向力，还会产生弯矩，因此也会激起轴系–筏架耦合弯曲模态。

计算整艇结构水下辐射噪声，提取艇体辐射声功率级，如图5 所示。

对比图4 和图5 可以发现，艇体辐射声功率级与尾轴承基座和筏架下层隔振器的振动响应峰值频率基本一致，说明艇体辐射噪声主要由轴系–筏架耦合模态导致。此外，对比不同方向螺旋桨激励下艇体辐射噪声可以看出，轴系–筏架耦合纵向模态下纵向激励所激起的艇体辐射噪声远大于水平及垂向激励，而在轴系–筏架耦合弯曲模态下水平及垂向激励所激起的艇体辐射噪声远大于纵向激励。

2.2 筏架质量对艇体辐射声功率的影响

为研究筏架质量对艇体辐射噪声的影响，通过改变筏架材料密度来改变质量，筏架质量的取值以筏架与推力轴承与中间轴承段轴系质量、推进电机和辅机设备的总质量的比值为参考。筏架质量设计方案如表3 所示。

计算不同筏架质量下整艇在纵向和水平及垂向螺旋桨激励下的水下辐射噪声，结果如图6 所示。

从图6 中可以看出，在纵向激励下，筏架质量对艇体振动与辐射噪声影响较大。这是因为仅推力轴承具有纵向约束作用，而推力轴承安装在筏架中，纵向激励力通过推力轴承传递至筏架，经筏架衰减后传递至基座，进而传递至艇体，因此导致筏架质量对纵向激励下艇体振动与辐射噪声的影响较大。此外，提高筏架质量能够降低峰值频率下艇体的振动与辐射噪声，且提高筏架质量会使最大峰值频率向低频偏移。相反，由于在水平和垂向激励下，尾轴承是主要的振动传递路径，因此筏架质量的影响相对较小且峰值频率并无明显偏移，提高筏架质量同样能够降低峰值频率下艇体的振动与辐射噪声。

表4 给出了在螺旋桨各向激励下不同筏架质量所对应的艇体辐射声功率总级。从整体上来看，由于提高筏架质量能够衰减传递至基座的振动能量，提高隔振性能，进而降低艇体辐射噪声，因此提高筏架质量有利于降低艇体辐射噪声。但考虑到实际工程中筏架质量设计过大会造成整艇重量过大，因此，应合理设计筏架重量。

2.3 筏架刚度对艇体辐射声功率的影响

为研究筏架刚度对艇体辐射噪声的影响，以筏架首阶固有频率表征其刚度，通过改变筏架弹性模量来改变其首阶固有频率，同时研究其与轴系首阶固有频率的比值关系（轴系模态选取螺旋桨、轴系及各轴承单元，通过在推力轴承、中间轴承及尾轴承弹簧单元末端施加简支约束计算）。表5 给出了不同筏架刚度对应的筏架首阶固有频率信息。

计算不同筏架刚度下整艇在纵向、水平和垂向螺旋桨激励下的水下辐射噪声，结果如图7 所示。

从图7 中可以看出，筏架刚度同样对纵向激励下艇体辐射噪声的影响较大，对水平和垂向激励下的影响较小，且提高筏架刚度能够明显降低最大峰值频率处的辐射噪声，不同的是提高筏架刚度会使纵向激励下最大峰值频率向高频偏移。

表6 给出了在螺旋桨各向激励下不同筏架刚度所对应的艇体辐射声功率总级。可以看出，筏架刚度对艇体辐射噪声有一定影响，适当提高筏架刚度且筏架–轴系首阶固有频率比大于 1 时有利于降低艇体辐射噪声。这是因为筏架刚度大于轴系刚度时，轴系所激起的轴系–筏架耦合模态变形较小，隔振性能提高，进而所激起的艇体振动噪声较小。但当筏架刚度增加到一定程度后，对隔振性能的影响变小，甚至恶化，因此反应到艇体上的辐射噪声增大。因此，在实际工程中，筏架刚度无需设计的过强，一般前几阶模态频率避开主扰动频率即可。

3 柔性/传统支撑水下声振特性对比分析

为对比柔性支撑与传统支撑的声振特性差异，建立传统支撑推进轴系–艇体数值计算模型。传统支撑方案局部有限元模型如图8 所示。

计算艉部传统支撑在螺旋桨各向激励下的水下振动与辐射噪声，提取艇体均方振速级及辐射声功率级并与柔性支撑方案作对比，结果如图9 所示。

从图9 可以看出，相较于传统支撑，采用柔性支撑明显降低了艇体在螺旋桨各向激励下最大峰值频率处的辐射噪声，但由于采用柔性支撑后轴系与筏架发生耦合振动，降低了轴系振动固有频率，低阶模态对系统的影响较大，因此导致艇体在低频的辐射噪声增大。其中，纵向激励下主要使得艇体在 40~70 Hz 附近的辐射噪声增大；在水平及垂向激励下，主要使得艇体在 50 Hz 以下的辐射噪声增大。

由表7 给出的螺旋桨各向激励下柔性支撑与传统支撑艇体辐射声功率总级可以看出，由于筏架的大阻抗特性及隔振器的弹性阻尼效应，采用柔性支撑能够有效降低艇体辐射噪声。其中，螺旋桨纵向激励下对降低艇体辐射噪声效果最佳，较传统支撑降低 14.65 dB，水平激励下降低 4.48 dB，垂向激励下降低 8.36 dB。

4 结束语

本文基于 Benchmark 模型艇体结构，建立了柔性支撑推进系统–艇体耦合系统数值计算模型，研究了其在纵向、水平及垂向螺旋桨激励下的声振特性并于传统支撑方案进行对比。

得到如下结论：

1）在螺旋桨纵向、水平及垂向激励下，艇体较大辐射噪声主要由轴系–筏架耦合模态导致。适当提高筏架质量和筏架刚度，同时筏架–轴系首阶固有频率大于 1 时有利于降低艇体辐射噪声。

2）相较于传统支撑，采用柔性支撑能够有效降低艇体的辐射噪声。其中，纵向激励下降低 14.65 dB，水平激励下降低 4.48 dB，垂向激励下降低 8.36 dB。

参考文献