腔室內部聲場與結構振動耦合特性及噪聲控制研究綜述

俞孟薩，劉延利，廖彬彬

（1中國船舶科學研究中心，江蘇 無錫，21082；2北京系統(tǒng)工程研究所，北京，100101）

1 引 言

艦船聲吶罩和飛機、車輛艙室以及建筑房間內部聲場，局限在以罩壁、艙壁或墻壁為界面的有限區(qū)域內。產生腔室內部噪聲的激勵源主要有壁面湍流邊界層脈動壓力、外部和內部噪聲源以及壁面結構振動等。內部聲場不僅與聲源特性或激勵方式有關，而且還與壁面的聲學性質有關，壁面結構振動也不僅與外部無限區(qū)域的聲介質耦合，而且還與內部有限區(qū)域的聲介質耦合。

在艦船機械噪聲與推進器噪聲得到有效控制以及安靜性航速提高的情況下，聲吶罩結構在湍流邊界層脈動壓力激勵下產生的水動力噪聲是聲吶自噪聲的主要分量，文獻[1]綜述了聲吶自噪聲的預報及控制方法，文獻[2]綜述了在湍流邊界層脈動壓力激勵下，彈性結構產生的輻射噪聲與內部自噪聲的計算方法研究進展。近年來，針對聲吶自噪聲的水動力噪聲分量預報，考慮聲吶罩結構振動與內外聲場耦合以及隨機面分布激勵兩個基本特征，文獻[3-4]中采用簡化平行腔體模型，研究夾芯透聲窗受湍流邊界層脈動壓力激勵產生的聲吶自噪聲；文獻[5]進一步考慮了周期性加肋夾芯透聲窗對自噪聲的影響，由于肋骨的散射效應，聲吶部位自噪聲增加。文獻[6]針對潛艇舷側聲吶罩的非規(guī)則形狀聲腔，采用集成模態(tài)法和虛擬膜技術，建立聲腔彈性壁面在隨機面激勵下產生的自噪聲計算方法。文獻[7]考慮流體負載對模態(tài)密度等參數的影響修正，采用統(tǒng)計能量法建立聲吶罩自噪聲的計算模型。文獻[8]針對非規(guī)則形狀聲吶罩，采用虛擬彈性膜技術，建立了集成統(tǒng)計能量法計算聲吶自噪聲。這些研究基本構建了聲吶自噪聲的水動力噪聲預報平臺。

隨著艦船、列車和汽車速度的提升以及人們對安靜舒適環(huán)境要求的提高，艙室空氣噪聲的預報與控制將會在一個新的層面上引起進一步的重視；艦船主被動聲吶探測頻率向低頻的擴展，需要發(fā)展更有效的自噪聲控制技術，艙室空氣噪聲對水下噪聲的影響，也需要更深入的認識。本文在文獻[2]綜述的基礎上，分別從規(guī)則腔室的低頻解析法與高頻統(tǒng)計法以及非規(guī)則腔室的數值法等三個方面，歸納梳理腔室內部聲場與結構振動耦合特性的計算分析方法，同時有重點地針對共振腔吸聲與主動控制，綜述腔室內部噪聲控制研究的新進展，并提出艦船聲吶罩和艙室內部聲場與結構耦合振動及噪聲控制研究的幾點想法。

2 腔室內部聲場及聲彈性耦合特性計算方法

2.1 規(guī)則腔室的低頻解析方法

船舶與車輛艙室以及建筑房間形狀基本為矩形腔，飛機、潛艇艙室接近圓柱腔，對于這類形狀規(guī)則的腔體，常常采用內部區(qū)域聲模態(tài)與結構振動模態(tài)耦合求解，建立聲彈性耦合運動方程。Guy和Bhattacharya[9-10]針對一面為矩形彈性板，另外五面為剛性壁面的矩形腔，采用Laplace變換法和模態(tài)分析法，研究了平面聲波通過矩形彈性板在腔內產生的聲場，分析了結構振動模態(tài)和聲腔聲模態(tài)的相互作用。Narayanan和Shanbhag[11]采用相同的方法，研究了平面聲波通過三層夾芯彈性板在矩形腔產生的聲場。Oldham和Hillarby[12-13]建立了矩形腔內已知聲源產生的噪聲通過彈性矩形板輻射到外場的計算模型。在聲波波長遠大于矩形板幾何尺寸的低頻假設情況下，只需取低階振動模態(tài)，計算模型大為簡化。Pan[14-16]和Lacour[17]建立的矩形腔和矩形平板組合模型有兩方面的進展，其一、矩形腔五個內壁為局部聲阻抗壁面；其二、不僅腔內有聲源，而且矩形板還受到外力的激勵，擴展了模型的適用范圍。Bistafa[18]進一步提出了兩種計算任意壁面阻抗矩形腔本征值的方法，用于計算聲模態(tài)頻率以及衰減常數與混響時間。Lee[19]采用平面波和聲阻抗概念，建立了兩個相連矩形腔結構與聲模態(tài)耦合的模型，提出了腔頸長度與面積比等影響矩形腔與結構控制模態(tài)的新耦合參數。在某些車輛或艙室中，兩個腔室之間可能有小孔或縫隙存在，Ahn[20]采用解析法建立了由小孔連接的兩個腔室結構振動與聲場耦合模型，小孔采用等效的質量—彈簧—阻尼振子模擬，研究表明，小孔使兩個腔室與彈性隔板產生附加耦合模態(tài)。Wang[21]針對圓柱殼內部有水平鋪板的組合結構，研究了鋪板與圓柱殼之間的振動功率流傳遞，但需要進一步考慮內部聲場與結構振動功率流的關系。鑒于實際工程結構的復雜性，Henry和Clark[22]計算飛機機艙噪聲時，將機艙壁劃分為曲面矩形子單元，建立每個子單元與內部聲場的耦合方程。Peter[23]利用聲陣與激光測振儀，在試驗室環(huán)境測量艙段模型內部聲壓與殼體振動，得到結構總體模態(tài)與局部模態(tài)對殼體振動及內部聲場的貢獻，并指出局部振動模態(tài)是激勵內部聲模態(tài)的主要因素。Gardonio等人[24]采用模態(tài)相互作用分析方法，研究了平面波入射到夾心圓柱殼的共振與非共振傳輸特性，計算了蜂窩夾心結構以及內部附加質量塊的降噪效果。他們認為，改變入射聲波方向會影響它和內部聲模態(tài)與圓柱殼振動模態(tài)的耦合。Kang[25]采用一維簡化模型，建立了汽車車廂局部區(qū)域噪聲計算方法，分析了頂板、內飾層及空氣層對噪聲的影響，計算與模型試驗結果一致。

全面和完整建立有限區(qū)域內聲場與彈性界面或聲阻抗界面相互作用的理論，應該歸屬于Dowell[26]的研究，他采用剛性邊界條件下有限區(qū)域的聲模態(tài)函數作為內部聲場展開的基本函數族，利用Green公式和模態(tài)迭加法求解內部聲場和壁面振動。Dowell第一次提出聲彈性（Acoustoelasticity）概念，他的理論為分析彈性和阻抗壁面結構的內部聲場問題奠定了理論基礎?；诼晱椥岳碚?，Cheng和Nicolas[27]針對一端為聲學剛性邊界、一端為彈性圓板的圓柱殼，研究了彈性圓板受簡諧點力激勵的圓柱殼內聲場。Chen和Li[28]采用模態(tài)法計算分析了聲激勵與機械激勵條件下，聲介質與連接結構兩種途徑對矩形聲腔內部聲場的影響，明確了結構連接剛度較小、聲介質層較薄時，聲介質是主要能量傳遞通道，反之，則結構通道是主要傳遞通道。David[29]采用一個充水厚壁矩形腔，在5 000Hz以下頻率范圍試驗測量了聲腔聲壓以及彈性端板振動響應，驗證了聲彈性方法的計算精度。Cheng[30-31]采用Hamilton原理和Rayleigh-Ritz方法，建立了有限長圓柱殼體和端板振動與內部聲場耦合的運動方程。Ginsberg[32-33]進一步研究認為：Dowell聲彈性理論是一種簡化方法，采用剛性邊界條件下，有限區(qū)域的聲模態(tài)函數作為展開函數族，適用于輕質流體負載，Ritz法求解有限區(qū)域聲場與結構振動耦合問題，具有更好的適用性及精度。他們通過求解矩形腔聲場與彈性壁和壓力釋放表面的耦合振動響應，驗證并擴展了Dowell聲彈性方法。

為了提高聲彈性方法的應用范圍，Missaoui和Cheng[34-35]仍然采用Rayleigh-Ritz法，研究了有內部甲板的有限長圓柱殼的內部聲場和結構振動耦合問題，甲板和圓柱殼的耦合利用多自由度的模擬彈簧處理，并將圓柱殼內部區(qū)域分為若干個規(guī)則和非規(guī)則子空腔，采用集成模態(tài)法求解[36-37]內部聲場。Li和Chen[38]研究了一面傾斜的近似矩形聲腔內部聲場，他們圍繞聲腔作一個矩形包絡腔體，由包絡腔體聲模態(tài)函數求解聲腔內部聲場，包絡腔體聲模態(tài)不滿足聲腔壁面條件而產生的聲模態(tài)耦合阻抗，增強了聲腔與腔壁的耦合。這些研究中，僅僅考慮了結構與內部聲場的耦合，而Kim[39]以矩形腔為例，同時考慮腔體內外聲場與腔口彈性膜振動的耦合，且彈性膜可以有開口，內外聲場直接相互作用。研究表明，耦合效應使腔內聲場產生附加峰值與谷點，彈性膜與內外聲場發(fā)生強耦合。這一模型對于建立潛艇指揮臺圍殼聲輻射計算方法有一定的參考作用。

在彈性結構與內部聲場耦合的計算模型中，往往忽略聲場和振動的模態(tài)互耦合作用，Sum和Pan[40]研究了這種近似對估算內部聲場和結構響應所帶來的誤差，他們認為，在小阻尼和低頻情況下誤差較大。為了提高內部聲場求解的效率，Bokil和Shirahatti[41]在Dowell的聲彈性基礎上，采用狀態(tài)矢量概念，將耦合運動方程轉化為標準本征值問題，簡化計算。Tournour和Atalla[42]采用準靜態(tài)修正法求解內聲場和結構振動耦合運動方程，即考慮剩余模態(tài)的貢獻，在不擴大耦合方程階數的前提下可以減少計算時間和提高計算精度。Wu和Chen[43-45]根據互易原理，提出了求解復雜形狀腔體內部聲場和聲振耦合問題的區(qū)域覆蓋法。采用一組規(guī)則形狀封閉殼體，如球殼或無限長圓柱殼，擬合復雜形狀封閉腔，由前者聲場的計算結果替代后者的聲場。Thamburaj[46]利用保角變換方法，將圓角方形截面柱殼變換為圓柱殼，并采用Rayleigh-Ritz法求解內部模態(tài)分布與聲場。

2.2 規(guī)則腔室的高頻統(tǒng)計方法

在高頻段采用模態(tài)法求解彈性殼體振動及其內部聲場，所需模態(tài)數較多，計算量較大?？紤]到高頻段一定頻帶內存在多個模態(tài)，可以采用統(tǒng)計能量法求解內部聲場。Fahy[47]、Szechenyi[48]和Pope[49]等人在上世紀七十年代初就將統(tǒng)計能量法用于室內聲場計算，實際上，統(tǒng)計能量法本身就是基于室內聲場計算發(fā)展起來的。在此基礎上，Kubota和Dowell[50]利用內部聲場和壁面振動耦合方程，采用漸近模態(tài)法對模態(tài)函數進行空間平均，得到的聲壓空間均方值與幾何聲學的結果一致。Peretti[51-52]將此方法用于計算一面為矩形彈性板、五面為剛性壁面的矩形腔內部聲壓，漸近模態(tài)法與經典模態(tài)法計算的腔內聲壓均方值相差1 dB左右，適用于高頻聲場的計算。

為了擴展內部聲場計算的適用頻率范圍，Kum和Pan[53]利用結構振動與內部聲場的耦合方程，分頻段計算聲壓和振動位移的寬頻帶空間均方值，避免了大量模態(tài)求和運算，適用于頻帶內模態(tài)數不足的中頻段。Jayachandran和Bonilha[54]針對飛機機艙形狀比較簡單的特點，采用統(tǒng)計能量法預報艙壁振動，而采用模態(tài)迭加法計算機艙內部聲場，這種混合方法拓展了統(tǒng)計能量法的適用范圍，可用于中頻段的噪聲預報。Sgrad[55]提出了基于虛源模型的混合統(tǒng)計能量法，用于求解聲腔內部聲場。聲腔內部聲場可以看作由不同壁面反射的無限多個虛源聲場與直達聲迭加而成，針對不同聲腔形狀、聲學處理措施以及聲源位置等因素的計算結果與試驗吻合較好。為了擴展統(tǒng)計能量法向中頻的適用范圍，Langley和Cordioli[56-57]提出了確定-統(tǒng)計模擬技術，求解結構振動與內部聲場的耦合，其中任何一個子系統(tǒng)都可以采用兩種方法模擬：確定或統(tǒng)計方法，需要考慮細節(jié)的子系統(tǒng)采用有限元方法處理。

隔聲罩是控制船舶機電設備空氣噪聲最有效的方法之一，Ming和Pan[58]采用統(tǒng)計能量法計算隔聲罩隔聲量時，不但考慮了罩內聲場與罩壁結構的共振耦合，而且考慮了罩壁的非共振傳輸，它對中頻隔聲量作用較大，計算的結果與試驗結果吻合。在很多實際情況中，兩個有限區(qū)域的聲場通過彈性結構相互耦合，如船舶艙室、玻璃隔離房間等，Billan[59]與Xiang[60]采用修正的擴散場模型，考慮彈性壁耦合的兩個矩形腔，建立相應的聲傳輸特性及腔內聲場分布計算方法，并由統(tǒng)計理論與試驗數據驗證了擴散場模型用于兩個聲腔的適用性。

2.3 非規(guī)則腔室的數值方法

模態(tài)法適用于已知模態(tài)函數的簡單內部區(qū)域和結構，統(tǒng)計能量法和漸近模態(tài)法雖然不涉及具體的模態(tài)函數，但是需要已知模態(tài)密度等參數，對于復雜形狀的內部區(qū)域，往往難以得到模態(tài)函數等參數的計算表達式。艦船聲吶罩除了少數矩形腔以外，絕大部分都是復雜形狀，車輛、飛機艙室也不是嚴格的規(guī)則腔室。在這種情況下，采用有限元方法等數值分析技術，求解內部聲場及其與結構的相互作用問題，無疑是一種有效的途徑。應該說，有限元方法處理非規(guī)則區(qū)域聲場具有較強的適用性，不受區(qū)域形狀和邊界條件的制約，而且沒有奇異性問題，結合結構有限元方法，原則上可以處理任意有限區(qū)域聲場和結構的聲彈性耦合問題。Petyt和Lim等人[61-63]采用變分原理建立了完整的任意結構振動與內部聲場耦合的有限元求解方法。Shuku[64]、Jappa[65]、Richards[66]和Nefske等人[67]均采用有限元方法計算分析汽車、飛機等民用運輸工具的內部噪聲，ANSYS等商用軟件的普遍使用，也標志著這一技術已經進入到成熟階段。

為了提高有限元方法計算內部聲場的精度以及網格生成的自動化功能，Bausys和Wiberg[68]設立誤差估算功能，采用超級收斂局部矯正技術，實現自適應的網格再生和細化。Guerich和Hamdi[69]針對結構和流體中傳播的聲波波長不同，采用均勻三階B型樣條函數插值，處理結構和流體區(qū)域不兼容的有限元網格，在共用網格上解決流固耦合問題。

無論有限元方法如何改進，都無法克服高頻段單元數量大、矩陣方程階數高所帶來的計算量大的缺陷。采用邊界元方法計算內部聲場，可以將三維問題簡化為二維問題，減少單元數量，而且不受形狀限制。Sestieri等人[70]采用結構有限元和邊界元方法，建立流固耦合方程，計算復雜形狀腔室內部聲場，其方法和過程與求解結構外部聲輻射一樣。Suzuki等人[71]采用邊界元方法計算了三種邊界組合的復雜邊界條件下的內部聲場。Langley[72]針對飛機機艙的幾何特征，提出了一種解析和數值方法混合的計算機艙噪聲的方法—動剛度方法，具有節(jié)省計算時間、保證計算精度的優(yōu)點。隨著聲場數值分析技術的不斷進步，Kim和Song[73]針對飛機艙室噪聲預報，以有限元和邊界元方法為基礎，提出了聲場現實虛擬技術，雖然方法上沒有實質性的突破，但概念上卻是一個新的開端。當然，邊界元方法計算內部聲場，會遇到本征值和本征模態(tài)問題，相應地有很多文獻對此問題進行了研究[74-75]，Chen[76]全面歸納了這方面的情況，Fahnline[77]進一步在分析人工阻尼局限的基礎上，提出在每波長范圍內6個單元離散的原則下，采用導納矩陣的聲納分量推導聲場解，可以得到較精確的解。

在高頻段，邊界元方法要求的單元數量增加，單元面積分計算量隨之增加，為了擴展邊界元方法的適用頻率范圍，Franzoni等人[78]提出了能量邊界元方法，它將內部區(qū)域邊界用連續(xù)分布的寬帶、不相關的聲源代替，利用能量守恒關系，建立以能量為參數的空間某點的邊界積分方程。結果表明，此方法具有較高的精度和計算效率，需要發(fā)展到三維和彈性邊界情況。

3 腔室內部噪聲控制方法

以往腔室內部的噪聲控制，主要有內壁敷設吸聲層、壁面隔聲、浮筑地板減振以及腔壁結構低噪聲設計等方法，這些方法已經成熟并應用于多種聲學工程。目前，比較有效且有應用前景的腔室內部噪聲控制新方法主要有共振腔吸聲與主動控制。

近幾年，國外研究采用共振腔控制聲腔內部噪聲取得了較好的效果。實際上，Helmholtz共振腔吸聲是一個經典的聲學問題，最早考慮共振腔與聲腔聲場相互作用，并計算分析共振腔吸收腔室噪聲的研究，可以追溯到上世紀八十年代Fahy[79]和Cummings[80]的工作，他們分別針對矩形腔安裝單個和多個共振腔，聯合求解矩形聲腔與共振腔聲學方程，計算與試驗驗證共振腔吸聲性能，在共振頻率附近共振腔降低矩形聲腔內部噪聲5～10 dB。為了擴展Helmholtz共振腔的吸聲頻率范圍，Doria[81]將兩個腔體串聯，聯合求解矩形腔與雙腔體共振腔耦合動力方程，計算與試驗表明，雙腔體共振腔有兩個共振吸聲頻率，可降低矩形聲腔內部噪聲5～10 dB，而且，共振腔與聲腔的體積比增加，吸聲頻帶加寬、降噪效果增加。Li和Cheng[82-83]采用多個T型共振腔吸收聲腔噪聲，在多個頻率上實現了5 dB和7 dB的降噪效果。因為每個共振腔與聲腔模態(tài)相互作用，共振腔優(yōu)化布置位置不一定在波腹面上。Yu[84]研究了共振腔內部阻尼對降低聲腔噪聲的作用，共振腔內部小阻尼降低共振腔的降噪效果；大阻尼減小共振腔與聲腔的有效耦合，同樣影響降噪效果。Li[85-86]進一步采用Helmholtz共振腔陣或T型共振腔陣，有效降低聲腔多個模態(tài)頻率的噪聲，最大達到12.7 dB。Seo[87]將共振腔排列布置，實現了寬頻帶吸收。Park[88]和Kim[89]還采用半波長共振腔與變體積共振腔降低空腔噪聲。上述這些研究都是針對降低空氣聲腔噪聲，雖然采取了多種方法擴展共振腔吸聲的頻率范圍與效果，但是直接將它們用于水介質聲腔噪聲控制，仍存在兩個問題，其一、經典的Helmholtz共振腔的共振頻率與腔體體積成反比。在幾百赫茲的低頻段，吸收低頻聲波就要求腔體體積比較大。其二、經典Helmholtz共振腔的壁面是理想剛性的，一個共振腔只有一個共振頻率，吸收一定帶寬的聲波，需要安裝一系列不同尺寸的共振腔。Esteve[90]同時將多個共振腔與動力吸振器布置在圓柱殼上，在平面波入射的情況下，選擇吸振器與共振腔的頻率與圓柱殼振動模態(tài)及內部聲模態(tài)頻率接近，可以在200 Hz以下頻率范圍內，有效降低圓柱殼內部噪聲能量20 dB左右。

主動控制技術是有效控制結構低中頻振動與聲輻射的熱點，采用主動控制技術降低腔室內部噪聲也是一個發(fā)展方向。在腔室內布置次級聲源直接主動控制腔內噪聲，所需的次級聲源數量及反饋控制信息處理量都比較大[91-92]。因此，一般都通過控制腔壁結構振動實現內部噪聲控制。Pan等人[93-94]建立矩形聲腔內部聲場與腔口彈性板振動耦合模型，以聲腔聲壓均方值為目標函數，由點激勵力主動控制聲波入射到矩形聲腔中。當耦合系統(tǒng)為彈性板控制模式時，抑制彈性板振動響應可使聲腔內聲能最小；當耦合系統(tǒng)為聲腔控制模式時，由控制力調節(jié)彈性板振動分布，可使平板輻射到聲腔內的聲功率最小。Snyder[95-96]建立了主動控制聲波透射到腔室的理論框架，提出了多種誤差準則用于實現腔室勢能、腔內局部聲壓以及結構振動動能最小化，并以矩形腔和圓柱殼為對象，計算了主動控制的降噪效果。Pan[97]在以往研究的基礎上，采用聲與振動兩種激勵器，聯合主動控制腔室控制模式與彈性板控制模式，抑制腔室噪聲傳輸。Kim[98]以五面為剛性壁、一面為彈性板的矩形腔為例，采用單個點力激勵、單個活塞聲源激勵以及同時點力和活塞聲源激勵等三種方式，主動控制聲波通過彈性板入射到矩形腔內。計算與試驗表明：點力激勵對平板控制模式有效，活塞聲源對聲腔控制模式有效，聯合激勵控制模式有利于控制結構-聲場耦合系統(tǒng)的聲透射。Han[99]針對與Kim類似的對象，采用狀態(tài)空間法模擬壓電激勵器主動控制聲波透射到聲腔，并試驗驗證了降低振動與噪聲的效果。 Bassyiouni[100-101]以矩形腔和彈性板組合系統(tǒng)為對象，建立近場球面波通過彈性板產生聲腔噪聲的主動控制模型，控制力采用壓電模塊作用在彈性板上。針對這一模型，Hill[102]不同于以往選擇彈性板振動為參數，而是選擇聲壓為參數定義全局誤差函數,提供了更加直接和精確的方法主動控制聲腔噪聲。Chio[103]采用電變流體主動控制矩形聲腔內部聲場，試驗的電變流體由橡膠外框密封在兩層薄板之間。采用模糊控制實施主動控制，試驗表明在50～200 Hz范圍內聲腔聲壓峰值降低5～15 dB。Lin[104]建立了圓柱殼振動及內部噪聲主動控制模型，一對壓電激勵器和傳感器對稱布置在圓柱殼局部內外表面，壓電激勵器在圓柱殼表面產生彎矩和軸向張力。由線性二次高斯控制原理實施振動與聲耦合控制。Lecce[105]以飛機艙室噪聲為目標函數，采用有限元方法建立結構與聲場耦合模型，由35個壓電激勵器及神經網絡法實現主動控制，在125～155 Hz頻率范圍內，獲得了35 dB的降噪效果。Song等人[106]針對復雜的三維車廂模型，分別采用結構模態(tài)測試和有限元方法分析結構-聲耦合系統(tǒng)，選擇控制區(qū)域與控制模式，采用壓電激勵器以及魯棒LOG控制器，實施車廂結構振動與內部噪聲控制，模型試驗降低結構振動4～9 dB、噪聲2 dB。Chao[107]針對汽車的非規(guī)則形狀腔室，計算了在點力與PVDF局部力作用下，腔室與上下彈性板的耦合特性及腔內聲壓，研究了采用PVDF激勵器作為次級力源主動控制非規(guī)則腔室噪聲的可行性。Tanaker[108]針對多點激勵力和多點控制力的情況，提出了聲能的群控制方法，實施結構—聲腔耦合系統(tǒng)的噪聲與振動主動控制，建立了結構-聲腔群耦合概念，只有屬于同一個群的結構振動模態(tài)與聲模態(tài)存在相互作用，采用群濾波與群驅動原理，得到實現聲能最小化的振動與噪聲主動控制的優(yōu)化群控制方法。

4 結 語

腔室內部聲場與結構振動耦合特性計算分析方法以及腔室內部噪聲控制技術研究的文獻很多，不可能面面俱到，只能通過歸納梳理基本了解國外相關方向的研究進展。在此基礎上，針對艦船聲吶罩自噪聲與艙室噪聲預報及控制的需求，提出腔室內部噪聲預報與控制研究的幾點想法。

（1）以統(tǒng)計能量法為基本框架，結合有限元等數值方法或模態(tài)法等解析方法，向中低頻段擴展艦船艙室噪聲預報，提高艙室噪聲預報方法的適用性；

（2）建立艦船結構噪聲引起的聲吶罩結構振動在罩內產生的自噪聲預報方法，或艦船機械噪聲與推進器噪聲經水中傳播在罩內產生的自噪聲預報方法；

（3）采用不同的方法，研究建立不同頻段艦船艙室空氣噪聲產生水下噪聲的計算方法；

（4）將聲吶罩結構受湍流邊界層脈動壓力激勵產生自噪聲的計算方法，推廣用于建立高速列車和汽車以及飛機在湍流邊界層脈動壓力激勵下產生的艙室噪聲計算方法；

（5）針對艦船聲吶探測頻率向低頻擴展的情況，研究聲吶罩低頻與寬帶吸聲技術；

（6）提出適用于聲吶罩的振動激勵器，主動控制聲吶罩受湍流邊界層脈動壓力激勵或噪聲激勵產生的聲吶自噪聲；

（7）研究采用雙層結構透聲窗，提出高透聲、低噪聲的新型聲吶罩結構形式；

（8）在充分考慮界面聲反射的前提下，建立有限區(qū)域內結構輻射噪聲及噪聲源識別測量方法；

（9）建立車輛與飛機表面湍流邊界層脈動壓力及聲吶自噪聲空間相關特性測量方法，為車輛與飛機艙室噪聲預報以及聲吶基陣設計提供參數。

[1]俞孟薩.船舶聲吶部位自噪聲的預報方法及其控制技術[J].船舶力學,2002,6(5):80-94.

Yu Mengsa,Ye Jianping,et al.Prediction and control method of self-noise in ship’s sonar domes[J].Journal of Ship Mechanics,2002,6(5):80-94.(in Chinese)

[2]俞孟薩,吳有生.船舶隨機聲彈性研究進展[M].中國聲學進展,程健春,田靜主編.北京:科學出版社,2008.

[3]Yu Mengsa,Li Dongsheng.Design of sandwich window for sonar domes[J].Chinese J of Acoustics,2005,24(2):170-185.

[4]俞孟薩,李東升.聲吶罩夾芯式透聲窗的聲學設計研究[J].聲學學報,2005,30(5):427-434.

[5]俞孟薩,李東升,白振國.周期加肋夾芯透聲窗的聲吶自噪聲特性研究[J].中國造船,2008,12(12):669-676.

[6]俞孟薩,白振國.隨機面激勵的非規(guī)則聲腔自噪聲計算方法研究[J].船舶力學,待發(fā)表.

[7]俞孟薩,李東升.統(tǒng)計能量法計算聲吶自噪聲的水動力噪聲分量[J].船舶力學,2004,8(1):99-105.

Yu Mengsa,Li Dongsheng.Calculation of hydrodynamic component of sonar self-niose by SEA method[J].Journal of Ship Mechanics,2004,8(1):99-105.(in Chinese)

[8]俞孟薩,朱正道.集成統(tǒng)計能量法計算聲吶自噪聲水動力噪聲分量[J].船舶力學,2007,11(2):273-283.

Yu Mengsa,Zhu Zhengdao.Calculation of hydrodynamic component of sonar self-noise by integro-SEA method[J].Journal of Ship Mechanics,2007,11(2):273-283.(in Chinese)

[9]Guy R W,Bhattacharya M C.The transmission of sound through a cavity-backed finite plate[J].J Sound and Vibration,1973,27(2):207-223.

[10]Guy R W.The response of a cavity backed panel to external excitation:A general analysis[J].J Acoust.Soc.Am.,1979,65:719-731.

[11]Narayanan S,Shanbhag R L.Sound transmission through elastically supported sandwich panels into a rectangular enclosure[J].J Sound and Vibration,1981,77(2):251-270.

[12]Oldham D J,Hillarby S N.The acoustical performance of small close finite enclosures,Part 1:Theoretical modes[J].J Sound and Vibration,1991,150(2):261-281.

[13]Oldham D J,Hillarby S N.The acoustical performance of small close finite enclosures,Part 2:Experimental investigation[J].J Sound and Vibration,1991,150(2):283-300.

[14]Pan J,Bies D A.The effect of fluid-structural coupling on sound waves in an enclosure-Theoretical part[J].J Acoust.Soc.Am.,1990,87(2):691-707.

[15]Pan J,Bies D A.The effect of fluid-structural coupling on sound waves in an enclosure-Experimental part[J].J Acoust.Soc.Am.,1990,87(2):708-716.

[16]Pan J.The forced response of an acoustic structural coupled system[J].J Acoust.Soc.Am.,1992,91(2):949-956.

[17]Lacour O,et al.Preliminary experiments on noise reduction in cavities using active impedance change[J].J Sound and Vibration,2000,230(1):69-99.

[18]Bistafa S R.Numerical solutions of the acoustic eigenvalue equation in the rectangular room with arbitrary(uniform)wall impedances[J].J Sound and Vibration,2003,263(1):205-218.

[19]Lee J W.Forced vibro-acoustical analysis for a theoretical model of a passenger compartment with a trunk-Part I:Theoretical part[J].J Sound and Vibration,2007,299(4-5):900-917.

[20]Ahn C G,Choi H G,Lee J M.Structural-acoustic coupling analysis of two cavities connected by boundary structures and small holes[J].J Vibration and Acoustics,2005,127(6):566-574.

[21]Wang Z H.A study of power flow in a coupled plate-cylindrical shell system[J].J Sound and Vibration,2004,271(3-5):863-882.

[22]Henry J K,Clark R L.Noise transmission from a curved panel into a cylindrical enclosure:Analysis of structural acoustic coupling[J].J Acoust.Soc.Am.,2001,109(4):1456-1463.

[23]Peter C H,Brian H H.The vibro-acoustic response and analysis of a full-scale aircraft fuselage section for interior noise reduction[J].J Acoust.Soc.Am.,2005,117(6):3667-3678.

[24]Gardonio P.A modal expansion analysis of noise transmission through circular cylindrical shell structures with blocking masses[J].J Sound and Vibration,2001,244(2):259-297.

[25]Kang S W.Structural-acoustic coupling analysis of the vehicle passenger compartment with the roof,air-gap,and trim boundary[J].J Vibration and Acoustics,2000,122(3):196.

[26]Dowell E H,Gorman G F,Smith D A.Acoustoelasticity:General theory,acoustic natural modes and forced response to sinusoidal excitation including comparisons with experiment[J].J Sound and Vibration,1977,52(4):519-542.

[27]Cheng L,Nicolas J.Radiation of sound into a cylindrical enclosure from a point driven end plate with general boundary conditions[J].J Acoust.Soc.Am.,1992,91(3):1504-1513.

[28]Cheng L,Li Y Y,Gao J X.Energy transmission in a mechanically-linked double-wall structure coupled to an acoustic enclosure[J].J Acoust.Soc.Am.,2005,117(5):2742-2751.

[29]David J M.Validation of a medium-frequency computational method for the coupling between a plate and a water-filled cavity[J].J Sound and Vibration,2003,265(4):841-861.

[30]Cheng L,Nicolas J.Free vibration analysis of a cylindrical shell-circular plate system with general coupling and various boundary conditions[J].J Sound and Vibration,1992,155(2):231-247.

[31]Cheng L.Fluid-structural coupling of a plate-ended cylindrical shell:Vibration and internal sound field[J].J Sound and Vibration,1994,174(4):641-654.

[32]Ginsberg J H.On Dowell’s simplification for acoustic cavity-structure interaction and consistent alternatives[J].J Acoust.Soc.Am.,2010,127(1):22-32.

[33]Ginsberg J H.Derivation of a Ritz series modeling technique for acoustic cavity-structural systems based on a constrained Hamilton’s principle[J].J Acoust.Soc.Am.,2010,127(5):2749-2758.

[34]Missaoui J,Cheng L.Free and forces vibration of a cylindrical shell with a floor partition[J].J Sound and Vibration,1996,190(1):21-40.

[35]Missaoui J,Cheng L.Vibroacoustic analysis of a finite cylindrical shell with internal floor partition[J].J Sound and Vibration,1999,226(1):101-123.

[36]Missaoui J,Cheng L.A combined integro-modal approach for predicting acoustic properties of irregular-shaped cavities[J].J Acoust.Soc.Am.,1997,10(6):3313-3321.

[37]Li D S,Chen L.Analysis of structural acoustic coupling of a cylindrical shell with an floor partition[J].J Sound and Vibration,2002,250(5):903-921.

[38]Li Y Y,Cheng L.Modifications of acoustic modes and coupling due to a leaning wall in a rectangular cavity[J].J Acoust.Soc.Am.,2004,116(6):3312-3318.

[39]Kim Y H.Solution of coupled acoustic problems:A partially opened cavity coupled with a membrance and a semi-infinite exterior field[J].J Sound and Vibration,2002,254(2):231-244.

[40]Sum K S,Pan J.On acoustic and structural modal cross-couplings in plate-cavity systems[J].J Acoust.Soc.Am.,2000,107(4):2021-2038.

[41]Bokil V B,Shirahatti V S.A technique for the modal analysis of sound-structure interaction problems[J].J Sound and Vibration,1994,173(1):23-41.

[42]Tournour M,Atalla N.Pseudostatic corrections for the forced vibroacoustic response of a structure-cavity systems[J].J A-coust.Soc.Am.,2000,107(5):2379-2386.

[43]Wu J H,et al.A method to predict sound radiation from a plate-ended cylindrical shell excited by an external force[J].J Sound and Vibration,2000,237(5):793-803.

[44]Wu J H,Chen H L.A method to predict sound radiation from an enclosed multicavity structure[J].J Sound and Vibration,2001,249(3):417-427.

[45]Wu J H,Chen H L.Structure modified influence of the interior sound field and acoustic shape sensitivity analysis[J].J Sound and Vibration,2002,251(5):905-918.

[46]Thamburaj P.Acoustic response of a non-circular cylindrical enclosure using conformal mapping[J].J Sound and Vibration,2001,241(2):283-295.

[47]Fahy F J.Response of a cylinder to random sound in the contained fluid[J].J Sound and Vibration,1970,13(2):171-194.

[48]Szechenyi E.Sound transmission through cylinder walls using statistical considerations[J].J Sound and Vibration,1971,19(1):83-94.

[49]Pope L D.On the transmission of sound through finite closed shells:Statistical energy analysis,modal coupling and nonresonant transmission[J].J Acoust.Soc.Am.,1971,50(3):1004-1018.

[50]Kubota Y.Asymptotic modal analysis for sound field of reverberant chamber[J].J Acoust.Soc.Am.,1992,92(2):1106-1112.

[51]Peretti L F,Dowell E H.Asymptotic modal analysis of a rectangular acoustic cavity excited by wall vibration[J].AIAA Journal,1992,30(5):1191-1198.

[52]Peretti L F,Dowell E H.Study of intensification zones in a rectangular acoustic cavity[J].AIAA Journal,1992,30(5):1199-1206.

[53]Kum K S,Pan J.An analytical model for band limited response of acoustic-structural coupled systems,I.Direct sound field excitation[J].J Acoust.Soc.Am.,1998,103(2):911-923.

[54]Jayachandran V,Bonilha M W.A hybrid SEA/modal technique for modeling structural acoustic interior noise in rotorcraft[J].J Acoust.Soc.Am.,2003,113(3):1448-1454.

[55]Sgard F,Nelisse H.Prediction of the acoustical performance of enclosures using a hybrid statistical energy analysis:Image source model[J].J Acoust.Soc.Am.,2010,127(2):784-795.

[56]Langley R S,Cordioli J A.Hybrid deterministic-statistical analysis of vibro-acoustic systems with domain couplings on statistical components[J].J Sound and Vibration,2009,321(3-5):893-912.

[57]Shorter P J,Langley R S.Vibro-acoustic analysis of complex systems[J].J Sound and Vibration,2005,288(3):669-699.

[58]Ming R,Pan J.Insertion loss of an acoustic enclosure[J].J Acoust.Soc.Am.,2004,116(6):3453-3459.

[59]Billon A.Modeling the sound transmission between rooms coupled through partition walls by using a diffusion model[J].J Acoust.Soc.Am.,2008,123(6):4261-4271.

[60]Xiang N,Jing Y,Bockman A C.Investigation of acoustically coupled enclosures using a diffusion-equation model[J].J Acoust.Soc.Am.,2009,126(3):1187-1198.

[61]Petyt M.Finite element techniques for acoustics[M].Noise and Vibration,Ed by White R G,Walker J G.Ellis Horwood Limited,New York,1982.

[62]Petyt M.Finite element techniques for acoustics[M].Theoretical Acoustics and Numerical Techniques,Ed.By P.Filippi,Springer-Verlag,1983.

[63]Petyt M,Lim S P.Finite element analysis of the noise inside a mechanically excited cylinder[J].Inter.J for Num.Math.in Eng.,1978,13:109-122.

[64]Shuku T,Ishihara K.The analysis of the acoustic field in irregularly shaped rooms by the finite element method[J].J Sound and Vibration,1973,29:67-76.

[65]Joppa P D,Fyfe I M.A finite element analysis of impedance properties of irregular shaped cavities with absorptive boundary[J].J Sound and Vibration,1978,56:61-69.

[66]Richards T L,Jha S K.A simplified finite element method for standing acoustic characteristics inside a car cavity[J].J Sound and Vibration,1979,63:61-72.

[67]Nefske D V,Wolf J A,Howell L V.Structural acoustic finite element analysis of the automotive passenger compartment:A view of current practice[J].J Sound and Vibration,1982,80:247-266.

[68]Bausys R,Wiberg N E.Adaptive finite element strategy for acoustic problems[J].J Sound and Vibration,1999,226(5):905-922.

[69]Guerich M,Hamdi M A.A numerical method for vibroacoustic problems with incompatible finite element meshes using B-spline functions[J].J Acoust.Soc.Am.,1999,105(3):1682-1694.

[70]Sestieri A,et al.Structural acoustic coupling in complex shaped cavities[J].J Sound and Vibration,1984,96(1):219-233.

[71]Suzuki S,et al.Boundary element analysis of cavity noise problems with complicated boundary conditions[J].J Sound and Vibration,1989,130(1):79-91.

[72]Langley R S.A dynamic stiffness/boundary element method for the prediction of interior noise levels[J].J Sound and Vibration,1993,163(2):207-230.

[73]Kim S J,Song J Y.Virtual reality of sound generated from vibrating structures[J].J Sound and Vibration,2002,258(2):309-325.

[74]Tai G R C,Shaw R P.Helmholtz-equation eigenvalues and eigenmodes for arbitrary cavities[J].J Acoust.Soc.Am.,1974,56(3):796-804.

[75]Chen J T,Chen K H.Numerical experiments for acoustic modes of a square cavity using the dual boundary element method[J].Applied Acoustics,1999,57:293-325.

[76]Chen I L,Chen J T,et al.A new method for true and spurious eigensolutions of arbitrary cavities using the combined Helmholtz exterior integral equation formulation method[J].J Acoust.Soc.Am.,2001,109(3):982-998.

[77]Fahnline J B.Numerical difficulties with boundary element solutions of interior acoustic problems[J].J Sound and Vibration,2009,319(3-5):1083-1096.

[78]Franzoni L P,et al.An acoustic boundary element method based on energy and intensity variables for prediction of highfrequency broadband sound fields[J].J Acoust.Soc.Am.,2001,110(6):3071-3080.

[79]Fahy F J,Schofield C.A note on the interaction between a Helmholtz resonator and an acoustic mode of an enclosure[J].J Sound and Vibration,1980,72:365-378.

[80]Cummings A.The effects of a resonator array on the sound field in a cavity[J].J Sound and Vibration,1992,154:25-44.

[81]Doria A.Control of acoustic vibrations of an enclosure by means of multiple resonators[J].J Sound and Vibration,1995,181(4):673-685.

[82]Li D,Cheng L,Yu G H.Noise control in enclosures:Modeling and experiments with T-shaped acoustic resonators[J].J Acoust.Soc.Am.,2007,122(5):2615-2625.

[83]Li D,Zhang X H,Cheng L,Yu G.Effectiveness of T-shaped acoustic resonators in low-frequency sound transmission control of a finite double-panel partition[J].J Sound and Vibration,2010,329(22):4740-4755.

[84]Yu G,Li D,Cheng L.Effect of internal resistance of a Helmholtz resonator on acoustic energy reduction in enclosures[J].J Acoust.Soc.Am.,2008,124(6):3534-3443.

[85]Li Deyu.Acoustically coupled model of an enclosure and a Helmholtz resonator array[J].J Sound and Vibration,2007,305(1-2):272-288.

[86]Yu G,Cheng L.Location optimization of a long T-shaped acoustic resonator array in noise control of enclosures[J].J Sound and Vibration,2009,328(1-2):42-56.

[87]Seo S H.Silencer design by using array resonators for low-frequency band noise reduction[J].J Acoust.Soc.Am.,2005,118(4):2332-2338.

[88]Park J H,Sohn C H.On optimal design of half-wave resonators for acoustic damping in an enclosure[J].J Sound and Vibration,2009,319(3-5):807-821.

[89]Kim H J,Cha J P,Song J K,Ko Y S.Geometric and number effect on damping capacity of Helmholtz resonators in a model chamber[J].J Sound and Vibration,2010,329(17):3266-3279.

[90]Esteve S J,Johnson M E.Reduction of sound transmission into a circular cylindrical shell using distributed vibration absorbers and Helmholtz Resonators[J].J Acoust.Soc.Am.,2002,112(6):2840-2848.

[91]Kim J K.On the positioning of control sources for active noise control in 3-dimensional enclosed space[C]//The 1995 International Symposium on Active Control of Sound and Vibration.Newpoti Beach,USA,1995.

[92]Guo J,Hodgson M.Investigation of active noise control in non-diffuse sound fields[C]//The 2009 International Symposium on Active Control of Sound and Vibration.Ottawa,Ontario,Canada,2009.

[93]Chao L,Shi R Z,Mei Z.The Analysis of structural-acoustic coupling of an irregular enclosure under the excitation of point force and PVDF[J].J Vibration and Acoustics,2007,129(2):202-208.

[94]Pan J,Hansen C H,Bies D A.Active control of noise transmission through a panel into a cavity:I.Analytical study[J].J Acoust.Soc.Am.,1990,87(5):2098-2108.

[95]Pan J,Hansen C H.Active control of noise transmission through a panel into a cavity:II.Experimental study[J].J A-coust.Soc.Am.,1991,90(3):1488-1492.

[96]Snyder S D,Hansen C H.The design of systems to control actively periodic sound transmission into enclosed spaces,Part I:Analytical models[J].J Sound and Vibration,1994,170(4):433-449.

[97]Snyder S D,Hansen C H.The design of systems to control actively periodic sound transmission into enclosed spaces,Part II:Mechanisms and trends[J].J Sound and Vibration,1994,170(4):451-472.

[98]Pan J,Paurobally R,Greenhalgh R.Active control of sound transmission through a panel into an enclosure using an acoustic/vibration actuator[C]//The 2009 International Symposium on Active Control of Sound and Vibration.Ft.Lauderdale,Florida,USA,1999.

[99]Kim S M,Brennan M J.Active control of harmonic sound transmission into an acoustic enclosure using both structural and acoustic actuators[J].J Acoust.Soc.Am.,2000,107(5):2523-2534.

[100]Han G,Degrieck J,Paepegem W V.Active noise control in three dimension enclosure using piezoceramics[C]//The 2009 International Symposium on Active Control of Sound and Vibration.Ottawa,Ontario,Canada,2009.

[101]Al-Bassyiouni M.Sound transmission through a flexible panel into an enclosure:Structural-acoustics model[J].J Sound and Vibration,2005,284(1-2):467-486.

[102]Al-Bassyioun M.Control of enclosed sound fields using zero spillover schemes[J].J Sound and Vibration,2006,292(3-5):645-660.

[103]Hill S G,Tanaka N,Snyder S D.A generalized approach for active control of structural-interior global noise[J].J Sound and Vibration,2009,326(3-5):456-475.

[104]Choi S B,Seo J W,Kim J H.An electro-rheological fluid based plate for noise reduction in a cabin:Experimental results[J].J Sound and Vibration,2001,239(1):178-185.

[105]Lin O R.Cylindrical panel interior noise control using a pair of piezoelectric actuator and sensor[J].J Sound and Vibration,2001,246(3):525-541.

[106]Lecce L,Viscardi M.Active noise control in a fuselage section by piezoceramic actuators[C]//The 1995 International Symposium on Active Control of Sound and Vibration.Newpoti Beach,USA,1995.

[107]Song C K.Active vibration control for structural-acoustic coupling system of a 3-D vehicle cabin model[J].J Sound and Vibration,2003,267(4):851-865.

[108]Tanaka N,Kobayashi K.Cluster control of acoustic potential energy in a structural acoustic cavity[J].J Acoust.Soc.Am.,2006,119(5):2758-2771.