【作者简介】文章作者为刘永平，工作单位为中国科学院声学研究所，本篇文章节选自论文《双壳嵌套鱼唇式弯张换能器》，发表于《声学学报》，2019年11月，第44卷、第6期。
【摘要】研究了一种双壳嵌套鱼唇式弯张换能器，针对特殊结构的空气背衬弯张换能器提出了表征换能器静压形变的系列参数，利用有限元方法研究了这些参数与结构参数的对应关系，并进行了换能器的静态分析。在静态分析基础上，研究了结构参数对换能器声辐射特性的影响，经对比分析得到换能器的优化方案，研制了实验样机，经外场试验验证了双壳嵌套鱼唇式弯张换能器具有小尺寸、频率低、高效率、大功率的工作特性，谐振频率800Hz、最大声源级199.5dB、电声效率23.6%、工作深度200m。
0.引言
水声换能器的技术进步主要依赖设计方法、材料（有源和无源）和换能器结构等的持续发展。多年来，研究者对适用于低频大功率发射的换能器类型，如传统结构的圆环换能器[1-2]、Janus-Helmholtz换能器[3-5]、弯张换能器[6-8]和电磁式声源[9]等进行了深入的理论研究和结构优化改进，在设计方法、发射功率、带宽、低频率和小尺寸方面均取得了不同程度的研究成果[10-15]。文献16采用有限元软件分析了超磁致伸缩材料驱动的鱼唇式弯张换能器,换能器在结构上对传统的IV型弯张换能器壳体进行了设计优化，釆用了变高度椭圆壳体，兼有振幅放大和高度加权放大的“双重放大”作用效果，并且釆用了溢流式结构，在实现深水工作特性的同时又巧妙地回避了复杂结构外形的水密封装工艺问题。文献17在沿用溢流式结构的基础上，进一步在鱼唇式弯张换能器设计中采用了永磁偏磁场和抑制涡流损耗与漏磁损耗的闭合磁路，有效提高了辐射声功率，实现了谐振频率800Hz、最高声源级185dB的工作特性。为了进一步提高鱼唇式弯张换能器在200m水深范围内的工作特性，研究了一种空气背衬的双壳嵌套鱼唇式弯张换能器，目的是通过将两个弯张壳体进行机械并联嵌套，在形成空气背衬式腔体而且不增加换能器体积的前提下，能够大大增加换能器振动辐射的体积位移，有利于实现高效率、大功率低频发射。1.双壳嵌套鱼唇式弯张换能器结构静态参数研究
图1所示的双壳嵌套鱼唇式弯张换能器，釆用空气背衬结构提高电声效率，驱动振子包括稀土材料Terfenol-D、永磁材料、纯铁导磁材料和驱动线圈，振动壳体釆用高强度钛合金材料[17]。静态分析的目标是解决200m工作深度的结构耐静水压问题，图2(a)是在2MPa静压力下换能器壳体的变形位移矢量图(1/8结构)，图2(b)是主壳体的变形对比示意图，图中虚线表示主壳体受压力P后的变形结果，实线表示壳体未受压力的情况。从图2可以看出，在2MPa静压力作用下，双壳嵌套鱼唇式弯张换能器的结构变形是很复杂的，其一是椭圆壳的长轴伸长变形导致内部纵向振子的预应力释放；其二是“变高度椭圆壳体”沿高度方向(图1(a)所示z方向)的不均匀幅度弯曲变形；第三,还需要考虑设计一定宽度的自由狭缝β(见图2(b))，使主壳体短轴在受静压力变形后不与副壳体发生“振动干涉”。首先考虑采用较厚的壳体来抑制“变高度椭圆壳”沿高度方向的不均匀幅度弯曲变形，外壳长轴取250mm左右，保证足够的纵向振子长度以满足大功率输出的驱动要求，静态设计思路见表1。
图1 双壳嵌套鱼唇式弯张换能器结构及驱动振子示意图表1 静态设计思路与分析流程
结构主要变形参数的含义及静态设计中的作用，阐述如下：(1)长轴方向半轴变形量决定预应力设计环节双壳嵌套鱼唇式弯张换能器的纵向驱动振子内部的预应力是通过壳体预变形施加的，因此静水压会导致预应力释放，当振子内部预应力小于一定值时，换能器将不能正常工作。如果换能器内部长轴方向供纵向振子安装的几何尺寸为L2，壳体外表面均匀压力载荷2MPa条件下长轴方向半轴变形量为Uy.纵向振子的总截面积为S，纵向振子沿形变方向的等效弹性系数为Ey.换能器极限工作深度条件下纵向振子内部剩余最小预应力为Pr，换能器最大驱动条件下纵向振子振动位移幅值为△Ly，则纵向振子自然长度L1应满足下式：
(2)短轴方向半轴变形量决定自由狭缝的选择为了使双壳嵌套鱼唇式弯张换能器在外表面均匀压力载荷2MPa条件下正常工作，两个壳体不发生“振动干涉”，需要控制内壳体的最大高度H2，或者装配后的狭缝宽度β。如果换能器在壳体外表面均匀压力载荷2MPa条件下短轴方向半轴变形量为Uz,换能器最大驱动条件下外壳边缘的z轴方向振动位移幅值为△Lz，则装配后的狭缝宽度β应满足下式：
这里的β是装配后的参数，不是设计参数。通过有限元计算得到换能器壳体在长轴位移为L1-L2时外壳边缘的z轴方向位移值L0,如果外壳体内腔短轴长度为B1，则可以得到内壳体最大高度的设计值：
(3)静压形变比是椭圆壳弯张换能器在静压载荷下的响应函数壳体外表面在某一均匀压力载荷条件下长轴方向半轴变形量为Uy,短轴方向半轴变形量为Uz,定义短轴方向与长轴方向半轴变形量的比值为静压形变比：
(4)静压形变比反映了椭圆壳弯张换能器在静水压条件下椭圆壳体的变形程度,亦可作为响应函数来描述椭圆壳弯张换能器的耐静水压能力，这个比值越小表明换能器的耐静水压能力越强，但是这个比值与换能器的动态振幅放大率正相关，振幅放大率越大换能器的机声转换效率越高，因此静压形变比不是越小越好，应该在满足静压条件下综合考虑。(5)外壳最大不均匀变形、内壳最大不均匀变形壳体外表面受静压力作用下“变高度椭圆壳体”沿高度方向会产生一定程度的不均匀弯曲变形，这个变形量与壳体厚度及椭圆壳体高度变化程度有关，设计时希望其越小越好。设壳体外表面受一定静压力作用时，外壳体短轴中心点位移为Uzc、边缘位移为Uzs，内壳体短轴中心点位移为Uxc、边缘位移为Uxs，则外壳最大不均匀变形δ1由下式计算得到：
内壳最大不均匀变形为由下式计算得到：
上述设计分析是一个由初步计算到静态设计的过程，如果静态设计的结构参数对基频谐振频率影响显著时，需要做一次修改调整的循环处理，最终得到静态设计结果，表2给出了不同厚度壳体在2MPa压力载荷条件下结构主要变形参数计算值。表2中可以看到，随着壳体厚度的增大，长轴和短轴方向的半轴变形量都呈单调下降的趋势，说明随着壳厚的增大，整个壳体的刚度增加使得耐静水压变形的能力增强。静压形变比α随壳厚增加而减小，当壳厚为12mm及以上时，趋于定值。外壳和内壳的最大不均匀变形随着壳体厚度的增大而升高并趋于平缓，由于辐射表面积和壳体高度的差异，外壳的不均匀变形明显高于内壳的不均匀变形，外壳不均匀变形量在20%～30%之间，内壳不均匀变形量在6%～8%之间。综合考虑静态压力载荷下壳体结构变形的计算结果，选取壳体厚度在8～11mm比较适合。表2 不同厚度壳体在2MPa压力载荷条件下结构主要变形参数
2.双壳嵌套鱼唇式弯张换能器动态特性分析与结构优化
鉴于所设计的双壳嵌套鱼唇式弯张换能器结构比较复杂，可以使用有限元软件对换能器进行建模分析[18-19]，通过不同的分析功能模块，不但可实现换能器的结构优化设计，而且能对声学辐射性能进行预报。忽略换能器的水密结构、安装孔等工艺细节，建立了如图3所示换能器的空气中有限元模型(1/8结构),外壳体和内壳体釆用变高度椭圆形工作面。设计的换能器驱动振子采用稀土材料Terfenol-D，当然也可以采用PZT压电陶瓷作为驱动材料，二者的主要区别是由两种功能材料的性能特点所决定的，釆用压电材料设计的双壳嵌套式弯张换能器会有更大的体积和重量，或者在相同的弯张壳体尺寸时压电换能器的谐振频率会更高，并且稀土材料制成的换能器在大功率发射方面具有更大的优势和潜力[20-23]，不进行详细的对比分析。
图3 换能器空气中有限元模型(1/8结构)2.1 振动模态分析图4是有限元计算后得到的双壳嵌套鱼唇式弯张换能器前两阶振动模态矢量图。第一阶振动模态是外壳体的一阶弯曲振动，其中伴随着内壳体同相的一阶弯曲振动，以外壳体的弯曲振动为主，内壳体的引入相当于在外壳体上并联了一小部分共振质量和刚度，对整体换能器的谐振频率略有影响.从换能器辐射特性上来看，由于外、内壳体是同相位的振动叠加，可得到更大的振动体积位移并获得更好的发射性能。换能器的第二阶振动模态是外壳体和内壳体之间的反相一阶弯曲振动，以内壳体的弯曲振动为主。
图4 换能器前两阶振动模态矢氐图为了保证机械刚度的一致性，外壳体和内壳体均采用相同的壳体壁厚进行设计分析。壳体壁厚一直是弯张换能器设计中比较重要的一个结构参数，通常情况下会选择较大的壳体壁厚来提高换能器的耐静水压能力。图5是换能器第一阶谐振频率随壳体壁厚的变化关系，当壳体壁厚逐渐增大时，换能器的谐振频率呈现单调快速升高趋势。图6是换能器第一阶谐振频率随主壳体的长短轴比(A/B)变化的关系，其中，保持外壳体的长轴尺寸A不变，只变化外壳体短轴方向的尺寸B，相应的内壳体辐射面的短轴高度也随之变化。图中可以看岀，当长短轴比由小到大变化时，换能器的一阶振动谐振频率是单调下降的。
图5 一节谐振频率随壁厚变化关系
图6 一节谐振频率随长短轴比变化关系
2.2 有限元优化设计
水声换能器的性能优劣需要用水中的特性参数来评价，有限元方法设计换能器的最大优点是可以较为准确地预估换能器在流体水中的声学性能。如图7所示建立了双壳嵌套鱼唇式弯张换能器的水中有限元模型，模型中沿用文献17的磁路和偏磁场设计方法，釆用了6根直径20mm的稀土棒，按照2×3方式进行排列。
图7 换能器水中有限元模型(1/8)改变有限元模型中尺寸变量的数值，通过有限元软件数据后处理的过程，可完成有限元模型的优化分析工作。图8和图9分别是改变换能器的壳体壁厚和外壳体的长短轴比，得到的换能器发送电流响应随频率的变化趋势。随着壳体壁厚的增大，换能器在水中的谐振频率也随之增大，当壳体壁厚由6mm增大到12mm时，谐振频率也增大了近50%，所以换能器的设计中，壳体壁厚是决定谐振频率的一个主要因素.发送电流响应随着壳体厚度的增大先是增大后减小，在8mm处呈现一个极大值，具体数值上来对比，发送电流响应的变化幅度比较小，差值在ldB以内，这样的结论可以让我们在设计换能器时将壳体壁厚对辐射特性的影响作为参考因素，重点关注耐静水压要求及其频率特性，从而使换能器的设计具有较大的选择自由度。
图8 发送电流响应频响曲线(改变壳体壁厚)
图9 发送电流响应频响曲线(改变长短轴比A/B)长短轴比(A/B)对IV型弯张换能器振动辐射特性的影响在文献19中有详细分析和结论，A/B一般为3～4比较合适。文中在图1所示结构基础上进行优化，选择比较小的A/B值有利于增大换能器内壳部分的工作面积，因此我们研究A/B =1.2～2.4时换能器的工作特性。从图9和表3结果可看到，随着长短轴比(A/B)的减小，即保持换能器的长轴尺寸不变而增大短轴方向的尺寸，换能器的谐振频率随之升高，由720Hz变化到900Hz,发送电流响应也随之增大并趋于稳定，变化幅度约为1.5dB。因此适当减小长短轴比，换能器的发送电流响应得到提高，同时谐振频率也增高；换能器的机械品质因数Q-3dB随长短轴比的减小而减小，A/B降至1.4以后又开始升高，表明适当减小长短轴比可以提高换能器的相对带宽。表3 长短轴比(A/B)对换能器水中工作参数的影响分析
3.样机研制与实验测试
通过有限元计算及分析，结合静态设计，得到换能器样机主要结构参数(见表4),据此研制了双壳嵌套鱼唇式弯张换能器样机，实物照片如图10所示。表4 样机设计的主要结构参数
图10 双壳嵌套鱼唇式弯张换能器实物照片样机制作过程中将换能器的内壳体进行了水密包覆，外壳体的中部以金属的形态外露并与水介质接触，外、内壳体都采用耐海水腐蚀、高机械强度的钛合金材料制成，驱动电缆采用水密接插件相连。换能器样机的最大外形尺寸为320mm×220mm×145mm，在空气中的重量为22kg(不包括电缆)。在浙江千岛湖试验场对制作的换能器进行了性能测试并与有限元计算结果进行了对比分析。图11是换能器样机水中动态阻抗计算值和实测值的对比曲线，在谐振点附近，动态阻抗的计算值和实测值符合较好，谐振点800Hz处实测动态阻值为19Ω。图12是换能器样机发送电流响应计算值和实测值对比曲线，图中还与同频率的空气背衬单壳体鱼唇式弯张换能器发送电流响应(计算结果)进行了对比。图中可以看出，3条曲线在整体趋势上取得了较好的一致，其中，双壳体换能器的实测值略低于有限元的计算值，谐振点附近的计算偏差约为1.5dB,分析其原因，主要是在换能器实际制作过程中对自由狭缝处添加了橡胶材料进行封堵，在有限元建模时没有考虑这些因素.设计的换能器样机实测的谐振频率为800Hz,谐振点总电阻为28.6Ω，发送电流响应值为179.1dB，-3dB带宽175Hz，实测最大声源级199.5dB，电声效率为23.6%。通过与空气背衬单壳体鱼唇式弯张换能器相比，双壳体换能器的发送电流响应计算值在整个频带内均高出2～3.5dB，这也验证了内壳体的引入使得双壳嵌套鱼唇式弯张换能器具有大功率、高效率的优点，目前该换能器样机已经应用于海上拖曳声源，实验证明了200m水深条件下换能器可以正常工作。
图11 水中动态阻抗实测-计算曲线
图12 发送电流响应实测-计算曲线4.结论
以单壳体鱼唇式弯张换能器为基础，研究了一种新型结构的双壳嵌套鱼唇式弯张换能器，通过对该换能器进行静力分析、结构参数分析优化、动态特性分析和样机研制与测试工作，得出主要结论如下：(1)换能器静态结构分析中，应综合考虑长、短轴方向半轴变形量Uy和Uz以及内壳、外壳最大不均匀变形δ1和δ2,选取适当的壳厚、壳体高度等结构参数。(2)通过引入内壳体并与外壳体进行机械嵌套，在纵向驱动振子激励作用下产生同相弯曲振动，增加了换能器的辐射面积和振动体积位移;换能器形成空气背衬式结构，可以有效地提高电声转换效率和辐射声功率。(3)从有限元计算结果可以看到，双壳体换能器比空气背衬式单壳体换能器的发送电流响应值高2～3.5dB，验证了内壳体的设计是有效的。(4)实测结果表明，研制的样机在谐振频率800Hz处，-3dB带宽175Hz，最大声源级可达199.5dB，电声效率为23.6%，具有低频、大功率、小尺寸、高效率等优点。续的工作将对更低频率和更大声源级的弯张换能器进行研究，充分发挥双壳结构低频、大功率和高效率的优势；进一步研究利用内壳体的多阶弯曲振动来展宽换能器的工作频带。【参考文献】[1] CHAI Yong, MO Xiping, LIU Yongping, PAN Yaozong, ZHANG Yunqiang, LI Peng. Broadband transducer with tube-beam coupling structure. Chinese Journal of Acous¬tics,2018;37(2):167—176[2] Aronov B. Coupled vibration analysis of the thin-walled cylindrical piezoelectric ceramic transducers. J.Acoust. Soc. Am., 2009;125(2):803—818[3] Butler A L, Butler J L. A deep-submergence, very low-frequency, broadband, multiport transducer. Oceans, 2002;4:2350—2353[4] SANG Yongjie, LAN Yu, WU Tong, DING Yuewen. Outer cavity Janus-Helmholtz under water acoustic transducer. Chinese Journal of A coustics, 2018;37(2):158一166[5-23] 略.
