齊志鵬，陳江，蓋磊，姚永虎

（中車株洲電力機(jī)車有限公司，湖南 株洲 412001）

0 引言

低地板列車作為一種新型綠色交通工具，具有造價(jià)低、載客量大、轉(zhuǎn)彎半徑小等特點(diǎn)。其地板距軌面僅350～380 mm，極大方便了旅客上下車。但是，由于低地板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)使輪軌噪聲源距離客室更近，因此對(duì)其噪聲控制提出了更高要求。目前，許多學(xué)者對(duì)城市軌道交通噪聲進(jìn)行了大量研究：Vogiatzis等[1-2]研究了低地板列車車內(nèi)噪聲與車輛以及軌道參數(shù)之間的關(guān)系；Kim等[3-5]對(duì)地鐵列車車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)試及預(yù)測(cè)，分析了其聲輻射特性；許孝堂等[6-7]從地鐵車輛結(jié)構(gòu)、輪軌粗糙度等方面分析其對(duì)車內(nèi)噪聲的影響，并探討了空調(diào)、地板、車門等部件對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量；吳健等[8]分析了高速列車鋁型材的振動(dòng)聲輻射特性，探討了不同位置阻尼對(duì)于減振降噪的影響；周曉明[9]以具體車輛為分析對(duì)象，研究了不同工況下車輛內(nèi)部的噪聲特性，并給出整改措施。

以深圳龍華儲(chǔ)能式低地板有軌電車（簡(jiǎn)稱龍華低地板列車）為工程研究對(duì)象，根據(jù)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，結(jié)合仿真分析，探究車內(nèi)噪聲分布規(guī)律，為后續(xù)項(xiàng)目的噪聲優(yōu)化提供參考。

1 噪聲測(cè)試

龍華低地板列車采用3動(dòng)1拖的編組形式，設(shè)計(jì)時(shí)速為70 km。根據(jù)GB 14892—2006《城市軌道交通列車噪聲限值和測(cè)量方法》及ISO 3381—2005 Railway Applications -Acoustics-Measurement of Noise Emitted by Railbound Vehicles，在拖車車內(nèi)前端、中部、后端分別放置傳聲器，放置位置距離內(nèi)裝地板面1.2 m和1.6 m，分別模擬乘客坐姿與站姿的平均高度。上下各布置3個(gè)傳聲器，傳聲器垂直向下布置[10-11]。車內(nèi)具體測(cè)點(diǎn)布置見圖1。

在測(cè)量過程中，車輛應(yīng)處于AW0狀態(tài)，除測(cè)量人員及司機(jī)外，不得有其他人員。測(cè)量時(shí)，車輛的車門和車窗應(yīng)保持關(guān)閉狀態(tài)。在行駛過程中，通常使用的列車輔助單元，如通風(fēng)、加熱、空調(diào)裝置等，處于標(biāo)稱輸出值工作狀態(tài)[12]。

2 FE-SEA混合法基本原理

FE-SEA混合法是一種將低頻噪聲計(jì)算方法FE與高頻噪聲計(jì)算方法SEA結(jié)合的分析方法。在FE-SEA混合法中，系統(tǒng)被劃分成FE子系統(tǒng)和SEA子系統(tǒng)，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度矩陣由2種子系統(tǒng)剛度耦合而成，用Ddir表示，在兩者的耦合邊界上，彈性波產(chǎn)生混響力。SEA子系統(tǒng)施加外界載荷于此耦合矩陣，并向SEA子系統(tǒng)混響場(chǎng)傳遞能量。當(dāng)受到激勵(lì)時(shí)，其響應(yīng)公式如下：

式中：Sqq為FE子系統(tǒng)位移響應(yīng)；為施加于FE子系統(tǒng)上的外部激勵(lì)，在聲學(xué)中表現(xiàn)為聲壓載荷；為第m個(gè)SEA子系統(tǒng)的混響場(chǎng)在耦合接點(diǎn)處的統(tǒng)計(jì)平均作用力。

由互惠定理可得：

式中：Em和nm分別為第m個(gè)子系統(tǒng)所具有的能量和模態(tài)密度；ω為圓頻率；Im{ }dirmD 為第m個(gè)子系統(tǒng)對(duì)整體剛度矩陣的阻抗作用。

圖1 車內(nèi)具體測(cè)點(diǎn)布置

由能量守恒可知，各子系統(tǒng)輸入功率與輸出功率相等，功率平衡方程表示為：

式中：Pin,j為外界輸入功率； Pin(,jd)ir為FE子系統(tǒng)通過直達(dá)場(chǎng)對(duì)子系統(tǒng) j的輸入功率； Po(ujt)和 Pd(i sjs)分別為輸出功率及子系統(tǒng) j自身損耗功率。

式（3）整體功率平衡方程的矩陣表達(dá)形式為：

式中：ηN為第N個(gè)SEA子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子；ηjk為SEA子系統(tǒng)j、k之間的耦合因子。

式（4）中包含了描述FE-SEA模型的四大性能參數(shù)：模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子及外界輸入功率。當(dāng)以上參數(shù)得到確定后，即可求解得到系統(tǒng)的整體平均響應(yīng)能量。

為驗(yàn)證軟件的準(zhǔn)確性，在軟件中建立薄板聲學(xué)預(yù)測(cè)模型，實(shí)驗(yàn)室則采用聲強(qiáng)法測(cè)量薄板隔聲，將計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值對(duì)照，確定其準(zhǔn)確性。1 000 mm×1 000 mm×1 mm實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ团c聲學(xué)預(yù)測(cè)模型見圖2。實(shí)驗(yàn)值與預(yù)測(cè)值對(duì)比見圖3。

圖2 實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ团c聲學(xué)預(yù)測(cè)模型

圖3 實(shí)驗(yàn)值與預(yù)測(cè)值對(duì)比

從圖3可以看出，實(shí)驗(yàn)值與預(yù)測(cè)值之間的誤差較小，除125 Hz處誤差為3 dB，其他誤差均在1 dB以內(nèi)。125 Hz處由于共振頻率的影響，導(dǎo)致該處誤差較大，其他各處誤差均處于合理范圍，因此，該方法可用于后續(xù)仿真預(yù)測(cè)。

3 FE-SEA混合聲學(xué)模型建立

在VA one中根據(jù)低地板列車拖車（T車）的實(shí)際尺寸，建立其SEA初步模型。其中，車體頂板采用雙曲率殼單元建模，側(cè)墻、端墻、地板、車門、車窗等部件采用平板單元建模，底架構(gòu)件與側(cè)墻梁體等結(jié)構(gòu)采用梁?jiǎn)卧?。沿車體縱向劃分3個(gè)聲腔，分別為兩端貫通道區(qū)域聲腔和車內(nèi)乘客區(qū)域聲腔，車內(nèi)乘客區(qū)域聲腔又進(jìn)一步劃分為站姿聲腔、坐姿聲腔和腿部聲腔3層。部分結(jié)構(gòu)材料屬性見表1。

在VA one中計(jì)算各子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)，根據(jù)統(tǒng)計(jì)能量分析法中規(guī)定，當(dāng)子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)大于5時(shí)，劃分為SEA子系統(tǒng)；當(dāng)模態(tài)數(shù)小于5時(shí)，劃分為FE子系統(tǒng)。各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)與頻率關(guān)系見圖4。

表1 部分結(jié)構(gòu)材料屬性

圖4 各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)與頻率關(guān)系

從圖4可以看出，各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)隨頻率增大而增大。當(dāng)頻率大于50 Hz時(shí)，車體頂板、地板、車門模態(tài)數(shù)大于5，劃分為SEA子系統(tǒng)；車窗、車窗梁體隨頻率增加模態(tài)數(shù)增加緩慢且模態(tài)數(shù)小于5，劃分為FE子系統(tǒng)。

由于低地板列車最高時(shí)速為70 km，可忽略氣動(dòng)噪聲。在車體頂板、地板、車窗、轉(zhuǎn)向架區(qū)域等部件施加振動(dòng)激勵(lì)載荷，采用Constraint模擬；車輛空調(diào)等輔助設(shè)備則采用Power模擬各設(shè)備聲功率輸入。最后，將部件與部件、部件與聲腔、聲腔與聲腔進(jìn)行耦合，得到低地板列車FE-SEA混合聲學(xué)預(yù)測(cè)模型（見圖5）。

4 計(jì)算分析

4.1 噪聲頻譜分析

模擬低地板列車時(shí)速為70 km時(shí)，車內(nèi)距離地板面1.6 m處前部、中部及后部的1/3倍頻程噪聲分布見圖6。

從圖6可以看出，根據(jù)聲波疊加原理，聲壓級(jí)最大值以下的10 dB以內(nèi)為噪聲顯著頻段，因此客室噪聲顯著頻段為315～2 000 Hz，需加強(qiáng)該頻段內(nèi)的噪聲控制；在315～2 000 Hz頻段內(nèi)，客室前端與后端噪聲聲壓級(jí)大于客室中部聲壓級(jí)，在1 000 Hz處，相差最大值為3.7 dB。這是由于客室前端與后端處于空調(diào)與貫通道區(qū)域，在該區(qū)域內(nèi)車體隔聲處于薄弱環(huán)節(jié)，因此出現(xiàn)車體兩端噪聲大于中部的情況。

圖5 FE-SEA混合聲學(xué)預(yù)測(cè)模型

圖6 距地板面1.6 m測(cè)點(diǎn)噪聲分布

車內(nèi)各測(cè)點(diǎn)距離地板面1.2 m處噪聲分布見圖7?？梢钥闯?，距離地板面1.2 m處各點(diǎn)噪聲分布與1.6 m處噪聲分布類似。相比于圖6中的噪聲分布，距離地板面1.2 m處的客室中部測(cè)點(diǎn)噪聲與客室兩端噪聲分布相差不大，個(gè)別頻率噪聲值甚至超過客室兩端，主要由于客室中部距離地板面1.2 m的測(cè)點(diǎn)更接近轉(zhuǎn)向架區(qū)域，轉(zhuǎn)向架區(qū)域振動(dòng)噪聲強(qiáng)烈。低地板車身長(zhǎng)度為8.5 m，轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲繼續(xù)影響客室兩端，同時(shí)，客室兩端受車門和貫通道等密封性能影響，存在一定隔聲缺陷，使得客室兩端噪聲略大于客室中部，需要提高此處的密封性能。

4.2 噪聲貢獻(xiàn)率分析

一般而言，車體中部區(qū)域?yàn)槌丝图袇^(qū)，正常情況下，乘客聽覺噪聲位于中間坐姿聲腔。因此，重點(diǎn)關(guān)注各部件對(duì)坐姿聲腔噪聲的貢獻(xiàn)度。坐姿聲腔功率貢獻(xiàn)率見圖8。

從圖8可以看出，地板的坐姿聲腔功率貢獻(xiàn)率占主要地位，貢獻(xiàn)率最大出現(xiàn)在630 Hz，達(dá)58.6%，即大部分的噪聲從地板流入坐姿聲腔；其次為車窗，頻率在500～1 000 Hz時(shí)坐姿聲腔功率貢獻(xiàn)率較大；而頂板對(duì)坐姿聲腔功率貢獻(xiàn)率最小。

圖7 距地板面1.2 m測(cè)點(diǎn)噪聲分布

從地板流入的噪聲主要來自于輪軌噪聲和轉(zhuǎn)向架電機(jī)結(jié)構(gòu)噪聲，對(duì)于低地板列車而言，轉(zhuǎn)向架離坐姿聲腔更近，噪聲更易到達(dá)坐姿聲腔。低地板列車兼?zhèn)涑鞘杏^光功能，車窗存在增大、增多的趨勢(shì)，而車窗作為隔聲薄弱部件，可導(dǎo)致車內(nèi)噪聲水平提高，應(yīng)控制車窗與車體連接處的密封性能。

5 結(jié)論

采用FE-SEA混合法建立龍華低地板列車單節(jié)車噪聲預(yù)測(cè)模型，對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行仿真計(jì)算，并研究車內(nèi)距地板1.2 m和1.6 m處噪聲特性分布以及車內(nèi)噪聲輸入功率貢獻(xiàn)率，得到以下結(jié)論：

（1）低地板列車車內(nèi)噪聲顯著頻段為315～2 000 Hz，在整個(gè)頻段聲壓級(jí)表現(xiàn)為客室兩端小、中部大的趨勢(shì)，降噪時(shí)應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注該頻段內(nèi)噪聲。

（2）車內(nèi)距地板1.2 m與1.6 m處，噪聲分布類似，整體表現(xiàn)為客室兩端噪聲略大于中部，客室兩端為貫通道與車門密封區(qū)，此處密封性能直接影響車內(nèi)噪聲強(qiáng)度。

圖8 坐姿聲腔功率輸入貢獻(xiàn)率

（3）通過各子系統(tǒng)噪聲輸入功率貢獻(xiàn)率分析，得到對(duì)坐姿聲腔噪聲影響較大的子系統(tǒng)分別為地板和車窗。對(duì)于地板子系統(tǒng)，可采取噴涂阻尼漿、隔音墊等方式減小噪聲；而對(duì)于車窗子系統(tǒng)，應(yīng)加強(qiáng)與車體連接處的密封性能。

列車車內(nèi)噪聲是一個(gè)系統(tǒng)問題，應(yīng)分析各子系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲的影響及分布特性，實(shí)現(xiàn)聯(lián)合降噪。