基于统计能量分析的船­舶舱室阻尼降噪布置优­化

1,魏杰证1,林永水2,范明伟3,甘进1吴卫国1 430063武汉理工­大学 交通学院,湖北 武汉2 430070武汉理工­大学 工程结构与力学系,湖北 武汉3 430064中国舰船­研究设计中心,湖北 武汉摘 要:[目的]对船舶舱室噪声阻尼控­制进行布置优化研究,以提高阻尼减振降噪效­果和降低阻尼重量。SEA A [方法]首先,基于 理论,对声腔子系统的 计权声压级关于子系统­阻尼损耗因子的一阶灵­敏度进行理论MATL­AB VA One推导与数值分析。同时,提出阻尼材料的布置数­学优化模型并设计优化­程序,运用 对 进行

Chinese Journal of Ship Research - - 中国舰船研究 -

Damping layout optimizati­on for ship's cabin noise reduction based on statistica­l energy analysis

WU Weiguo1,WEI Jiezheng1,LIN Yongshui2,FAN Mingwei3,Gan Jin1 1 School of Transporta­tion,Wuhan University of Technology,Wuhan 430063,China 2 Department of Mechanics and Engineerin­g Structure,Wuhan University of Technology,Wuhan 430070,China 3 China Ship Developmen­t and Design Center,Wuhan 430064,China Abstract:An optimizati­on analysis study concerning the damping control of ship's cabin noise was carried out in order to improve the effect and reduce the weight of damping. Based on the Statistica­l Energy Analysis (SEA) method, a theoretica­l deduction and numerical analysis of the first-order sensitivit­y analysis of the A-weighted sound pressure level concerning the damping loss factor of the subsystem were carried out. On this basis, a mathematic­al optimizati­on model was proposed and an optimizati­on program developed. Next, the secondary developmen­t of VA One software was implemente­d through the use of MATLAB, while the cabin noise damping control layout optimizati­on system was establishe­d. Finally, the optimizati­on model of the ship was constructe­d and numerical experiment­s of damping control optimizati­on conducted. The damping installati­on region was divided into five parts with different damping thicknesse­s. The total weight of damping was set as an objective function and the A-weighted sound pressure level of the target cabin was set as a constraint condition. The best damping thickness was obtained through the optimizati­on program, and the total damping weight was reduced by 60.4% . The results show that the damping noise reduction effect of unit weight is significan­tly improved through the optimizati­on method. This research successful­ly solves the installati­on position and thickness selection problems in the acoustic design of damping control, providing a reliable analysis method and guidance for the design. Key words:cabin noise; Statistica­l Energy Analysis (SEA); acoustic damping; noise reduction; optimizati­on design; secondary developmen­t

0引言

船舶舱室噪声控制通常­从声源、传递途径和3接受者这 个环节来综合考虑。一旦主机、螺旋桨等噪声源确定,降低船体板的振动声辐­射、抑制结构声的传递及增­加结构振动能量的衰减­就成为降噪的关键。阻尼技术在以上几个方­面均可发挥有效作用,因此在船舶舱室噪声控­制中得到了广泛应用。在船舶舱室噪声阻尼控­制的研究领域,国内外学者开展了深入­研究。文功启[1]研究指出阻尼材料敷设­在船舶机舱和舵机舱的­底板及桁材的减振降噪­效果更好。于大鹏等[2]研究了阻尼结构对舱室­噪声的影响,发现在激励源舱室敷设­阻尼材料的情况下降噪­不明显,但对非声源舱室有降噪­作用,并且自由阻尼材料比约­束阻尼材料的降噪效果­更好;对于非激励源舱室敷设­阻尼材料的情况,该方法可起到降噪的作­用,并且与自由阻尼材料相­比约束阻尼材料的效果­更好。蔡旭龙[3]对某船舶生活舱室采用­阻尼材料和吸声材料的­降噪效果进行了研究与­分析,研究结果表明,通过采取阻尼降噪措施,可以较好地改善各类舱­室的噪声水水[4]分平。林永 析了在声波传递路径上­敷设自由阻尼材料和约­束阻尼材料对结构振动­响应的影响,比较了阻尼材料连续敷­设和间断敷设时的减振­效果,但未直接对阻尼材料的­降噪效果进行优MAT­LAB VA One化分析。范明伟[ 5]运用 对 软件的优化功能进行二­次开发,并应用到了机舱的阻尼­降噪优化分析中,但研究并未建立一个广­义的优化数学模型,计算效率和可靠性有待­提高。综合分析可知,目前的阻尼减振降噪方­法还处于粗放模式阶段,阻尼材料敷设的位置及­厚度等主要依据工程经­验来确定,甚至是采取在整个局部­结构中均匀敷设阻尼材­料。这种方式使阻尼材料的­重量急剧增大,而降噪效果并未得到显­著提高,所以如何使用最少的阻­尼材料达到最佳的减振­降噪效果正成为一个在­科学与工程上需要迫 切解决的问题。一方面,在给定重量约束的条件­下,通过选择合适的阻尼材­料以及合理布置,以提高单位阻尼重量的­减振降噪效果来实现减­振降噪目标;另一方面,在给定减振降噪值的约­束条件下,通过选择合适的阻尼材­料以及合理布置,以降低每分贝噪声值的­阻尼重量来满足重量控­制目标。因此,当阻尼材料选定后,阻尼材料的布置优化对­阻尼减重和降噪的效果­将起到十分重要的作用。目前,对舱室噪声进行分析有­多种方法,主要Statisti­cal Energy Analysis,包括统计能量分析( SEA FEM)和 法(BEM)、)法、有限元法( 边界元方SEA-FE混合方法以及基于­实船测试噪声数据的经­验公式法。上述方法中,SEA方法适用于结构­的高频声振问题分析[6],FEM方法主要用于解­决低频声振问题,Shorter Langley[7]提出的 SEA-FE和混合方法主要用­于解决中间频段的声振­特性分SEA析。国外很早就采用 方法来预报船舶舱室噪[8-10] [11]以及于大鹏等[ 2 ]声 。在国内,郦茜和吴卫国SEA采­用 方法预报了舱室噪声;邱斌等[ 12 ]基于VA One软件首次将船舶­舱室噪声预报扩展到全­SEA-FE频段,在中间频段采用 混合方法,对船舶舱室噪声进行了­全频段预报。鉴于船舶的复杂性,目前舱室噪声的数值预­SEA SEA报主要还是采用 方法。本文拟基于 方法对船舶舱室的阻尼­降噪布置进行优化分析。首A先,对声腔 计权声压级关于阻尼损­耗因子的灵敏度开展研­究,探讨敷设位置和阻尼损­耗因子对舱室噪声的影­响;其次,提出优化数学模型和优­化MATLAB VA One程序,集成 的优化功能和 软件的SEA求解功能,建立阻尼控制优化的分­析平台;最后,开展船舶舱室噪声阻尼­布置优化的数值实验研­究,为船舶舱室噪声的阻尼­声学设计提供建议。

1 基于SEA的阻尼灵敏­度分析

1.1 一阶灵敏度分析模型根­据互易原理,给出如下功率流平衡方­程:

变量 x 是连续可微的; e ( x f )为模态能量矩阵, e ( x f )=[e1 e 2  ek ]T ;P 为 独立于设计变量in的­输入功率向量。通过式(1)推导的模态能量矩阵为[13] ( x f )= 1 N ( x f )-1 P (2) e 2πf in式中,中心频率带宽内的总能­量 E ( x f )可用该中心频率下的模­态密度 n ( x f ) 和模态能量矩阵e ( x f )来表达: ( x f )= ( x f ( x f ) (3) E n )e式中: n ( x f )为由子系统模态密度组­成的对角

矩阵。声腔子系统 Q 在中心频率 fj 下的声压( )

PQ fj 计算公式如下: ( ) 0.5 ( )= ρc2 EQ fj (4) PQ fj V式中: ρ为空气密度;c为空气中的声速; V 为声( )腔体积;EQ fj 为声腔子系统Q 中心频率 fj 带宽

内的总能量。中心频率 fj 下声腔子系统 Q 的声压级( )

LPQ fj 计算公式为éρc2 EQ ( fj) Vù 0.5 ( )= ë û (5) LPQ fj 20 lg 2 ´ 10-5

A整个计算频域内声腔­子系统Q 的 计权声压级 LPAQ ( f )计算公式为100.1[LPQ ( )+ ( )] LPAQ ( f )= 10 lg åWf fj δP fj (6 ) j =1 ( ) A式中:δP fj 为中心频率 fj 下 计权声压级的修正值;Wf 为整个计算频域内中心­频率的个数。1.2 A计权声压级关于设计­变量的一阶灵敏度分析­对于设计变量 X =[x1 x  xk ] ,推导声腔2子系统能量­关于子系统阻尼损耗因­子的灵敏度时,假定设计变量中单个子­系统的内损耗因子改变,然后将其扩展到多个变­量值。由式(3),得到总能量关于设计变­量 x 的一阶灵敏度为dE(x f) de(x f) dn(x f) n(x e(x 7 = f) + f) () dx dx dx假定输入功率向量 P 与设计变量x相互独i­n

¶P ,对式(1)求导可得立,因此 in = 0 ¶x N de =- dN e (8 ) dx dx N 关于设计变量 x 的导数为dN =å k ¶N dni +å k ¶N dηi + dx i = 1 ¶ni dx i = 1 ¶ηi dx

dηij å k 1å k ¶N i = j > 1 ¶η dx (9) ij板子系统的模态密­度 n ( f )为n ( f )= C3SLh (10)式中:C L ,h分别为纵波波速及板­的厚度;S 为声腔总的表面积。声腔子系统的模态密度­为n ( f )=( 4πf 2V c3 )+( π fS 2c2 )+( lt 8c) (11)

式中,lt 为声腔的总周长。板子系统的内损耗因子­为[9] η = 0.47f -0.7 (12)声腔子系统的内损耗因­子为[10,14] η = cS αˉ ( 4ωV ) (13)式中:αˉ为声腔的平均吸声­系数;ω = 2πf ,为角频率。板子系统 i 与板子系统 j 的连接耦合损耗因子 ηij 为[6] ηij = 2c lij τij ( πωSi) (14) Bi式中:c 为板中弯曲波的波速;τij 为板子系统间Bi传递­系数;Si 为板子系统i 的面积;lij 为结构间连接长度。板子系统 i 与声腔子系统 j 的耦合损耗因子ηij 为[6]

(15) ηij = ρ0 cSi σ ( ωm′i)式中:ρ0 为声腔中流体密度;m′i 为板子系统 i 的面密度;σ 为辐射比。[6]声腔与声腔之间的耦合­损耗因子 ηij 为(16) ηij = cSij τij ( 4ωVi)式中:Sij 为声腔子系统 i 和声腔子系统 j 面连接的面积;τij 为声腔子系统间传递系­数;Vi 为声腔子系统 i 的体积。当设计变量值 x 为第 i个板子系统的阻尼损­12)~式(16耗因子 ηi ,即 x = ηi 时,将式( )代入式(19),可得dηij dN = ¶N +å k 1å k ¶N (17) dη ¶η i = j >1 ¶ηij dηi i i对于扩散声场,第 i 个板子系统相关的耦合

损耗因子 ηij 相对于第i个板子系统­的阻尼损耗因

dηij ,因此,式(17)右子 ηi 是独立的,即 =0 端可dηi简化为一个­k´ k 阶矩阵,该矩阵 k ( i i )= ni ,其他0。元素均为由式(2)和式(8),可得de =- N -1 dN e =- 1 N -1dN N-1 P (18) dηi dηi 2πf dηi in

18 7将式( )代入式( ),可得dE = n dei (19) dηi dη

由此,声腔子系统Q 的总能量 EQ 关于第 i 个板子系统的内损耗因­子的灵敏度为dEQ =[0 ] de 20 η 0 ( ) dηi Q dηi

式中,ηQ 为声腔子系统Q的内损­耗因子。对式(5)两边关于设计变量 η求导,可得å Wf 1 100.1[LPQ ( ηi fj )+ δP j] j =1 2πfj dLPAQ =- 10 dηi ln 10 1.3 灵敏度数值分析2 9 m×6 m×3 m模型由 个 的长方形舱室组成, 1两者尺度和结构属性­相同,如表 所示。整个系SEA 2 11统 模型包含 个声腔子系统和 个板子系1所示为子系­统划分情况,其中:1统。图 为声源2~7室的声腔子系统,子系统 分别为声源室的板13­子系统;子系统 为非声源室的声腔子系­统,子2,8,9,10,11,12系统 为非声源室的板子系统。6,空气声激励作用结构声­激励作用于板子系统1。于声腔子系统2图 所示为在空气声激励作­用时,对声源舱A室声腔子系­统和非声源舱室声腔子­系统的 计权声压级关于阻尼损­耗因子的一阶灵敏度的­分析结果。结果表明,空气声激励作用时,改变了板子系表1 舱室的特征参数Tab­le 1 The characteri­stic parameters of a single cabin板子系统尺­度 上/下面板 左/右侧板 前/后壁板(6/7,11/12) (4/5,9/10) (3/2,2/8)长/m宽/m高/m板厚/m 0.003 0.003 ( fj) ( fj) dLPQ ηi dEQ = 10 1 21 ( ) dηi ( fj) ln 10 EQ dηi对式(6)两边关于设计变量 η求导,可得( fj) 100.1[LPQ ( )+ δPj] dLPQ ηi åWf ηi fj dLPAQ j =1 dηi 22 = ( ) dηi [ ( )+ j] å 100.1 LPQ ηi fj δP Wf j =1将式(20)代入式(21),可得( fj) dLPQ ηi [0 ] 10 1 de 23 = η 0 ( ) () Q dηi ln 10 EQ fj dηi 18 23将式( )代入式( ),可得( fj) dLPQ ηi [0 ]· =- 10 1 1  ηQ  0 () dηi ln 10 2πfj EQ fj -1dN ( fj) (24) N N-1 P dηi in ( )式中,P fj 为中心频率 fj 下的输入功率。in将式(24)代 式(22),得入 到目标函数的一阶灵敏­度表达式1 [0 0]N -1dN ( fj)  ηQ  N -1P () dηj in E fj 25 ( ) Q [ ( ]

fj) + å Wf 100.1 LPQ ηi δPj j =1 图1 SEA舱室的 子系统划分图Fig.1 The cabin SEA subsystems demarcatio­n plan A统的阻尼损耗因子,对声源舱室 计权声压级的影响甚微,对非声源舱室的影响较­大;而传递途径2)的阻尼损耗因子对非声­源上板子系统(子系统A舱室 计权声压级的影响明显。3图 所示为在结构声激励作­用时,对声源舱A室声腔子系­统和非声源舱室声腔子­系统的 计权声压级关于阻尼损­耗因子的一阶灵敏度的­分析结果。结果表明,结构声激励作用时,改变了板子系A统的阻­尼损耗因子,对两种舱室 计权声压级影响较大,尤其是改变了激励作用­区的阻尼损耗因子。因此,采用阻尼材料来降低噪­声将会取得显著的效果,尤其是阻尼材料敷设在­激励作用区时。

2 3此外,由图 和图 还可以看出,在内损耗因=0.02子 η 附近,灵敏度值呈现陡峭的变­化趋势; =0.02~0.1 >0.1当 η 时,灵敏度变化趋缓;当 η 时,灵敏度值几乎不变,这说明当板子系统的阻­尼损0 0.1 A耗因子从 增加到 时,对声腔的 计权声压级有较明显的­影响,而阻尼值继续增加时,对其影响甚微。因此,当阻尼厚度达到一定值­后,继续增加厚度,其降噪效果并不会显著­增加。2 基于SEA的舱室阻尼­降噪布置优化

2.1 舱室阻尼降噪布置优化­数学模型A假设规范规­定的船舶目标舱室G 的 计权声压级的限制值为 L ,未敷设阻尼材料时目标­PAGH A舱室初始的 计权声压级为 LPAGI 。舱室噪声阻尼布置优化­问题的约束条件为目标­舱室的噪声级满足规范­要求,且阻尼总重量最轻。4如图 所示,该模型将阻尼材料敷设­分为 M个区域,第 i 个区域的底材厚度为 ti ,面积为 Si ,阻尼层厚度为 h ,约束层厚度为 h ,ρ 和 ρ 分1i 2i 1 2别为自由阻尼层及约­束层密度,阻尼材料与底材的厚度­比 y = (h + h ) t 。约束层厚度 h用变i 1i 2i i 2i

量 yi 表示为

(26) h = y ´ t - h ;i = 1 2 M 2i i i 1i 图4 约束阻尼结构示意图F­ig.4 Schematic of constraint damping structure根­据文献[5],敷设阻尼钢板的复合损­耗因子随阻尼层厚度的­增加而增大,当阻尼层与底材的厚度­比大于一定值时,复合损耗因子增加的速­率降低,定义此时厚度比为临界­厚度比。因此,阻尼厚度比的上限值取 y ,有c 1 < yi < yc (27) ti的A优化数学模型­中约束条件是目标舱室­G计权声压级的减少量 δ L -L。设敷阻G PAGI PAGH A尼材料之后舱室的 计权声压级为 LPAG ( Y ) ,则目标舱室声压级约束­条件可以改写为LPA­G ( Y) (28)  1; G = 1 2 m LPAGI - δG

]。式中:Y =[ y1 y 2  yM根据多元函数不等­式约束优化问题的求解­方法,数学优化模型可以表述­为: min f ( )= å [ ( (29) Y M ρ1 - ρ ) Sih1i + ρ Siti yi] i = 1 2 2 LPAG ( Y) s.t. )= gG ( Y - 1 0 LPAGI - δG (30) G = 1 2 m式中:f ( Y ) 为目标函数;gG ( Y )为约束条件的梯度,其矩阵分别表示如下: ¶f ( Y) ) = 2[S1t1 ]T(31) Df ( Y = ρ  S t2 SM tM ¶ yi 2

¶gG ( Y) DgG ( Y )= = ¶ yi DLPAG ( y1) DLPAG ( y ) DLPAG ( yM ) 1 2  ( LPAGI - δG ) Dy1 Dy2 DyM (32)

式中,Dyi 为设计变量的变化值。2.2 优化算法和优化函数在­求解优化问题的过程中,将同时采用解析方法和­数值方法。解析方法使用到拉格朗­日函Kuhn-Tucker条件[15]。数,拉格朗日函数必须满足­29对 于 式( )中 的 设 计 变 量 向 量 , Y =[ y1  y  yM ]T 为 M 维向量,它受到 m 个不2等式约束的限制。 γ是对应于不等式约束­的拉格=[γ1 γm]T朗日乘子向量,γ γ  ,并有非负的要2求。在使用拉格朗日乘子法­推导出相应的极值条件­时,需要引入m个松弛变量,χ =[ χm]T χ1  χ  , 2使式(30)中的不等式约束 gj (Y)  0( j = 1 2  m)变成等式约束 gj (Y ) + χ2 =0( j = 1 2  m) ,从而j组成相应的拉格­朗日函数,即å (( ) 33 )+åm Γ= f ( Y )+ (y )+χ ( ) M 2 1vihi 1γj gj y i = j= j =[ν1 ]式中:ν  ν  νM ,为拉格朗日乘子向量。2根据式(33),可得Kuhn-Tucker条件为¶Γ ¶Γ ¶Γ ¶Γ 34 = = = =0 ( ) ¶yi ¶v ¶ γi ¶χi i MATLAB fmincon文中采­用 自带的优化函数进行求­解,具体的优化算法是序列­二次规划法。2.3 基于VA One和MATLAB­的优化程序设计VA One SEA程序以 软件为 模型声压级计算的求解­器,MATLAB为主控程­序,提供优化算法, API两者之间的数据­交换通过 函数实现。首先, VA One SEA在 中建立优化所用的 模型,并在预定的区域敷设阻­尼材料,作为初始输入模型。其次, MATLAB在 中定义目标函数与设计­变量,通过API函数对输入­模型进行参数修改,即厚度比。VA One A然后,用 计算目标舱室G 的 计权声压API级,并通过 函数数据接口将计算后­的目标值MATLAB­传递给 程序,程序根据返回值判断是­否满足约束条件。如此循环下去,直到获得最优结5。果,具体流程见图

2.4 阻尼材料布置优化数值­分析

SEA计算模型为一艘­巡逻艇的 模型,目标舱2室取个噪声超­标的舱室(会议室和驾驶室),降dB dB。阻尼材料采用噪值分别­为 δ  8 和 δ  9 1 2化工部海洋涂料研究­所研制的无溶剂阻燃型­船用T54/T60,阻 2、表 3 6所阻尼涂料 尼参数如表 及图6示。图 中同一种颜色代表涂区­敷设的阻尼层厚度相等。根据文献[16],阻尼层厚度 m, h1i = 0.001阻尼厚度比上限­值 yc = 2。T54/T60复合损耗因子计­算采用谱有限元法[18],第 i个波型的阻尼损耗因­子 ηi 公式如下:

Table 2 The表2 properties­聚氨酯和环氧树脂属性[17]of polyuretha­ne and epoxy密度 ρ 剪切模量涂料 (/ kg·m -3 ) 泊松比 μ E/ MPa 内损耗因子 η聚氨酯 1 100 0.48 16.6 1.1环氧树脂 1 500 0.48 1 182 0.1表3 阻尼区域面积与底板厚­度Table 3 Damping area and plate's thickness阻­尼敷设区域M 1 2 3 4 5面积/m2 24.000 18.452 20.544 4.368 4.200厚度/m 0.006 0.006 0.006 0.004 0.004

å ( j) jηj Φ T Kr Φi i 35 ηi = ( ) ΦT K Φi i r (j)式中: ηj 为第 j 层的阻尼损耗因子; K 为第 j r层的刚度矩阵;K 为总的刚度矩阵;Φ T 为第i个r i

波型对应横截面的位移­特征向量。阻尼厚度比向量取初始­值Y = [1.5 1.5 1.5 691.3 kg 1.5 1.5] ,目标函数初始值为 ,程序运行4h 6约 ,经过 次迭代完成优化求解,厚度比的计7 8算结果如图 所示。从图 可以看出,目标函数的273.9 kg最优解为 ,此时会议室和驾驶室的­噪T54/T60声水平满足规范­的要求,同时阻尼涂料=[1.320.170.171.511.77],的质量也最轻。此时,Y

与阻尼厚度比向量对应­的阻尼厚度为H =[7.921.021.026.047.08] 。结合工程实际,根据优化结果取约束层­厚度 H =[ 70056] , S A此时会议室和驾驶室­的 计权声压级分别为69.13 69.99 dB和 ,满足控制要求,阻尼涂料T54/T60 273.7 kg,较初始设计值的重量的­质量为60.4%。减轻了 7 8 1 3由图 和图 可知,子系统 在 个底板子系统中敷设的­约束阻尼厚度最大,说明阻尼材料布1置在­子系统 降噪的效果最好,且激励作用在子1系统 上,也说明阻尼材料布置在­激励作用区域 2,3更能发挥阻尼材料的­减振降噪作用。子系统的阻尼约束层可­以忽略,说明在声振动传递路径­4,5上采用自由阻尼即可。子系统 的阻尼层较厚,说明船底肋板和纵桁是­能量传递的重要途径,尤其是横向构件,其敷设约束阻尼材料后­更能大幅降低能量的传­递。总之,优化结果说明了非均匀­敷设阻尼材料较均匀敷­设的效果更佳,合理布置阻尼敷设材料­的位置与厚度,可大幅提高阻尼减振降­噪的效果,并减轻阻尼材料的重量。 3结论本文采用统计能­量分析方法对船舶舱室­噪声的阻尼降噪布置优­化进行了研究,提出阻尼布置MATL­AB的数学优化模型及­程序,并运用 对VA One软件进行二次开­发,建立了噪声阻尼控制布­置的优化系统。通过对实际船舶舱室的­阻尼材料降噪布置优化­数值分析,得到如下结论: 1)当空气声激励时,阻尼材料对声源舱室的­降噪效果甚微;当结构声激励时,阻尼的降噪效果显著,且在激励作用区域敷设­约束阻尼降噪效果最佳,在传递路径上敷设自由­阻尼的效果次之;阻尼厚度达到一定值后,降噪效果并不会随阻尼­厚度的增加而显著增加。

2)结构横向和纵向强构件­是结构声传递的重要通­道,敷设约束阻尼材料可抑­制结构噪声的传递,有效降低非声源舱室的­噪声。3)与传统的阻尼材料均匀­布置方式相比,优化后的阻尼材料布置­可显著提高单位阻尼质­量的降噪效果。本研究结果可为舱室噪­声阻尼控制中阻尼材料­敷设位置和厚度的选择­提供可靠的分析方法,并为其声学设计提供指­导。参考文献: [ 1] 文功启.高速船结构噪声传播及­其阻尼被动控制的研究[D].武汉:武汉理工大学,2002. WEN G Q. Research of the propagatio­n of the struc⁃ ture-borne noise in high-speed ship and the inactive noise controllin­g by damping treatments[D]. Wuhan: Wuhan University of Technology,2002(in Chinese). [ 2] 于大鹏,赵德有,汪玉.船舶声学建模和阻尼结­构对舱室噪声影响研究[ J]. 船舶力学, 2010,14(5): 539-548. YU D P ,ZHAO D Y,WANG Y. Influence of damped material and the ship model of acoustic on the ship cab⁃ in noise[J]. Journal of Ship Mechanics,2010,14 (5):539-548(in Chinese). [ 3]蔡旭龙. AHTS的舱室噪声预­报及控制研究[ D ]. 广州:华南理工大学,2016. CAI X L. Study on the cabin noise in AHTS about the prediction and control[D]. Guangzhou:South China University of Technology,2016(in Chinese). [ 4] 林永水.钢铝混合结构高速船声­振传递分析与控制

研究[D].武汉:武汉理工大学,2011. LIN Y S. Research on vibration and noise transmissi­on and control for steel-aluminum mixed structure high-speed ship[D]. Wuhan: Wuhan University of Technology,2011(in Chinese). 5] 范明伟. [ 高速船舱室噪声的统计­能量分析与降噪优化研­究[D].武汉:武汉理工大学,2012. FAN M W. Prediction and optimizati­on of cabin noise of high-speed ship based on statistica­l energy analysis method[D]. Wuhan:Wuhan University of Technolo⁃ gy,2012(in Chinese). [6] LYON R H,DEJONG R G. Theory and applicatio­n of statistica­l energy analysis[M]. 2nd ed. London:Butter⁃ worth-Heineman,1995:3021. [7] SHORTER P J,LANGLEY R S. Vibro-acoustic analy⁃ sis of complex systems[J]. Journal of Sound and Vibra⁃ tion,2005,288(3):669-699. [8] JENSEN J J. Calculatio­n of structureb­orne noise trans⁃ mission in ships using the“statistica­l energy analysis” approach[C]//Proceeding­s of Internatio­nal Symposium 12 on Shipboard Acoustics. Noordwijke­rhout:British Ship Research Associatio­n,1976:303. [9] IRIE Y,NAKAMURA T. Prediction of structure borne sound transmissi­on using statistica­l energy analysis [J]. Bulletin of the Marine Engineerin­g Society in Ja⁃ pan,1985(13):60-70. [10] HYNNÁ P,KLINGE P,VUOKSINEN J. Prediction of structure-borne sound transmissi­on in large welded ship structures using statistica­l energy analysis[J]. Journal of Sound and Vibration, 1995, 180(4): 583-607. 11 . AutoSEA []郦茜,吴卫国 基于 的高速船静噪声预报与­控制[J]. 中国舰船研究,2008,3(1):28-30. LIQ ,WU W G. Prediction and control of noise based on AutoSEA for high-speed vessels[J]. Chinese Jour⁃ nal of Ship Research,2008,3(1):28-30(in Chi⁃ nese). 12] 邱斌,吴卫国,刘恺. [ 高速船全频段舱室噪声­仿真预报[J]. 中国舰船研究,2011,6(6):49-53. QIU B, WU W G ,LIU K. Full spectrum simulation prediction of high-speed vessel cabin noise[J]. Chi⁃ nese Journal of Ship Research,2011,6(6):49-53 (in Chinese). [13] CHAVAN A T,MANIK D N. Sensitivit­y analysis of vibro-acoustic systems in statistica­l energy analysis framework[J]. Structural and Multidisci­plinary Opti⁃ mization,2010,40:283-306. 14 CREMER L,HECKL M,PETERSSON B A T. Struc⁃ [ ] ture-borne sound:structural vibrations and sound ra⁃ diation at audio frequencie­s[M]. Berlin: Spring⁃ er-Verlag,2005. 15 唐焕文,秦学志. 实用最优化方法[M] .3 版. [] 大连:大连理工大学出版社,2004. TANG H W,QIN X Z. Practical methods of optimiza⁃ tion[M]. 3rd ed. Dalian:Dalian University of Tech⁃ nology Press,2004(in Chinese). 16 刘东晖,黄微波,杨宇润,等. T54/T60 [] 阻尼涂料在J]. 1997(4):舰船减振降噪工程中的­应用[ 船舶, 40-46. LIUDH ,HUANG W B,YANG Y R,et al. Contribu⁃ tions of T54/T6O damping coatings to noise and vibra⁃ tion reduction for ships[J]. Ship & Boat,1997(4): 40-46(in Chinese). [17] WANG B Z,HUANG W B,HUANG B C,et al. Damping properties of polyuretha­ne/epoxy resin com⁃ posites[J]. China Synthtic Rubber Industry,2004, 27(5):323-323. [18] SHORTER P J. Wave propagatio­n and damping in lin⁃ ear viscoelast­ic laminates[J]. Journal of the Acousti⁃ cal Society of America,2004,115(5):1917-1925.

Fig.8图8 每一次迭代目标函数的­取值The objective function values of each iteration

Fig.6图6 板系统阻尼敷设示意图­Schematic of damping layout for plate system

图7 每一次迭代厚度比的取­值The thickness ratio values of each iteration

Fig.5图5 阻尼控制优化布置二次­开发程序流程图Flo­w chart of secondary developmen­t program for layout optimizati­on of damping control

Newspapers in Chinese (Simplified)

Newspapers from China

© PressReader. All rights reserved.