軌道交通駕駛室地板聲學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)

尹 晶，葛劍敏

（同濟(jì)大學(xué) 聲學(xué)研究所，上海 200092）

軌道交通駕駛室地板聲學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)

尹 晶，葛劍敏

（同濟(jì)大學(xué) 聲學(xué)研究所，上海 200092）

針對(duì)某軌道交通駕駛室內(nèi)噪聲水平較高的問題，建立駕駛室車體聲固耦合有限元模型；建立地板結(jié)構(gòu)有限元模型并進(jìn)行隔聲量仿真計(jì)算，與地板樣件實(shí)測值對(duì)比，驗(yàn)證有限元模型中地板結(jié)構(gòu)仿真的有效性；進(jìn)一步建立駕駛室車體聲固耦合有限元模型并與實(shí)測數(shù)據(jù)對(duì)比驗(yàn)證此模型的有效性；通過實(shí)測試驗(yàn)優(yōu)選出新的地板結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，在建立的有限元模型中應(yīng)用這一地板設(shè)計(jì)方案；最后得出結(jié)論，優(yōu)化的地板結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案能夠明顯改善駕駛室內(nèi)噪聲。

聲學(xué)；軌道交通；駕駛室；隔聲量；有限元分析；聲學(xué)優(yōu)化

軌道交通工具行駛中產(chǎn)生的駕駛室噪聲，能夠影響駕駛員的判斷能力，產(chǎn)生安全隱患。因此，軌道交通駕駛室的噪聲問題在近年來得到了廣泛的關(guān)注[1–2]。

本文采用有限元分析的方法，建立了駕駛室聲固耦合有限元模型，并通過實(shí)測數(shù)據(jù)對(duì)有限元模型進(jìn)行驗(yàn)證，進(jìn)而通過有限元模型的計(jì)算進(jìn)行分析，提出改進(jìn)措施。

1 壁板結(jié)構(gòu)有限元模型建立與驗(yàn)證

1.1 壁板結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

對(duì)車體壁板結(jié)構(gòu)的面層與地板構(gòu)建三維實(shí)體單元。地板外表面為3 mm鋼板，地板內(nèi)表面為3 mm鋁板，夾層為80 mm聚酰亞胺，對(duì)復(fù)合板結(jié)構(gòu)構(gòu)建三維實(shí)體單元，對(duì)其四周表面構(gòu)建二維面單元，定義位移[0,0,0]，使模型四周固定。此外還需要建立聲源：對(duì)模型面層構(gòu)建二維面單元，定義該面單元為無規(guī)聲場。對(duì)模型底層構(gòu)建二維面單元，定義該面單元為無反射端表面，用于采集透射過復(fù)合夾層板結(jié)構(gòu)的聲壓級(jí)[3]。圖1為壁板結(jié)構(gòu)有限元模型。

1.2 壁板結(jié)構(gòu)有限元模型的驗(yàn)證

根據(jù)聲學(xué)數(shù)值仿真軟件Actran計(jì)算入射聲源與無反射端表面的輻射聲壓級(jí)，以每2 Hz為步長計(jì)算復(fù)合夾層板的隔聲量，再對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行后處理可得到復(fù)合夾層板結(jié)構(gòu)的1/3倍頻程的隔聲量。圖2為車體壁板樣件實(shí)測與仿真的隔聲量頻譜曲線對(duì)比。

圖1 壁板結(jié)構(gòu)有限元模型

圖2 實(shí)測與仿真隔聲量頻譜曲線對(duì)比

實(shí)驗(yàn)室測量值與仿真計(jì)算值趨勢大體一致，大部分頻率絕對(duì)誤差在2 dB～3 dB，在160 Hz處測量值與仿真值絕對(duì)誤差最大，達(dá)到4.40 dB，但仍控制在5 dB以內(nèi)。壁板隔聲仿真計(jì)算雖然不能直接正面證明聲固耦合模型進(jìn)行預(yù)測的有效性，但是可以從側(cè)面證明這種壁板建模方式和壁板材料參數(shù)設(shè)置的有效性，可以應(yīng)用到有限元的整體建模中去。因此能判斷該模型可以作為壁板結(jié)構(gòu)的有限元模型，用于本論文研究[4]。

2 駕駛室有限元模型的建立與驗(yàn)證

2.1 駕駛室結(jié)構(gòu)模型的建立

按照駕駛室的幾何參數(shù)，使用Catia建立幾何模型并進(jìn)行前處理工作，其中Catia用于幾何建模，Hypermesh用于網(wǎng)格劃分。按照實(shí)際的駕駛室結(jié)構(gòu)先建立車體梁結(jié)構(gòu)。圖3為車體梁結(jié)構(gòu)模型。

圖3 梁結(jié)構(gòu)有限元模型

圖4為考慮了車體梁、窗、工作臺(tái)及復(fù)合結(jié)構(gòu)壁面的駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型[5]。

圖4 駕駛室結(jié)構(gòu)有限元模型

2.2 聲固耦合有限元理論

聲固耦合有限元理論，需要將流體的動(dòng)力學(xué)方程、流體的連續(xù)性方程和結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)方程聯(lián)系起來[6]。流體區(qū)域內(nèi)聲場離散形式的波動(dòng)方程為

式中Mf為流體等效質(zhì)量矩陣，Cf為流體等效阻尼矩陣，Kf為流體等效剛度矩陣，R為流體和結(jié)構(gòu)的耦合矩陣，P為流體節(jié)點(diǎn)聲壓矩陣。

在流體與結(jié)構(gòu)的交界面上，結(jié)構(gòu)振動(dòng)激勵(lì)流體產(chǎn)生振動(dòng)的同時(shí)，流體也對(duì)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生一個(gè)面力的作用，將其變換到結(jié)構(gòu)點(diǎn)上，于是結(jié)構(gòu)方程可以寫成下列形式

式中Ms為結(jié)構(gòu)等效質(zhì)量矩陣，Cs為結(jié)構(gòu)等效阻尼矩陣，Ks為結(jié)構(gòu)等效剛度矩陣，F(xiàn)s為結(jié)構(gòu)外激勵(lì)，F(xiàn)f為流體壓力，且Ff=RTP。方程（1）和（2）描述了完全耦合的結(jié)構(gòu)-流體運(yùn)動(dòng)方程，用統(tǒng)一的矩陣形式表示為

式(3)即為將結(jié)構(gòu)和流體離散化后的聲固耦合有限元方程，通過這個(gè)方程可以得到結(jié)構(gòu)表面節(jié)點(diǎn)處的位移U和聲壓P[7]。

2.3 聲固耦合模型的建立

將模型文件導(dǎo)入Hypermesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分。由于聲學(xué)計(jì)算對(duì)網(wǎng)格的形狀沒有特殊的要求，因此空氣域使用了四面體3D網(wǎng)格，使用轉(zhuǎn)向架與地板實(shí)際接觸處點(diǎn)處輸入載荷，利用求解軟件計(jì)算模型對(duì)輸入載荷的響應(yīng)。梁設(shè)為剛性壁，地板外壁板為3 mm鋼板，地板內(nèi)壁板為3 mm鋁板，板間為80 mm聚酰亞胺。計(jì)算頻率上限定為1 122 Hz（中心頻率為1 000 Hz的1/3倍頻程頻率上限），網(wǎng)格尺寸為6 cm，3D網(wǎng)格的尺寸在計(jì)算的最高頻率可以達(dá)到波長的1/4，可以滿足聲學(xué)計(jì)算的精度要求。圖5為考慮了車體內(nèi)空腔的聲學(xué)有限元模型[8]。

2.4 噪聲試驗(yàn)值與仿真值對(duì)比驗(yàn)證

將采集到的各懸置點(diǎn)處激勵(lì)作為邊界條件施加到聲固耦合模型相應(yīng)位置，將駕駛員正常工作時(shí)的右耳處人耳標(biāo)準(zhǔn)點(diǎn)（座位處1.2 m高度）作為參考點(diǎn)進(jìn)行分析。

圖5 考慮駕駛室空腔的聲學(xué)有限元模型

設(shè)置求解頻率范圍90 Hz～1 122 Hz，步長2 Hz，現(xiàn)將40 km/h、60 km/h、75 km/h三種工況下參考點(diǎn)試驗(yàn)值與仿真值進(jìn)行對(duì)比，圖6為其1/3倍頻程A計(jì)權(quán)聲壓頻譜對(duì)比圖。

各工況下參考點(diǎn)處試驗(yàn)與仿真的聲壓級(jí)變化趨勢大體一致。為方便誤差分析，現(xiàn)引入總聲壓級(jí)進(jìn)行評(píng)價(jià)，整個(gè)頻帶上的總聲壓級(jí)LPA可由各頻率點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)算出。

其中Lpi為各頻率點(diǎn)的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)。

將車內(nèi)100 Hz～1 000 Hz總聲壓級(jí)的仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比，如表1所示。

表1 駕駛室參考點(diǎn)噪聲仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

雖然仿真值與試驗(yàn)值存在一定誤差，但是它們的頻譜趨勢大體一致，三種工況下誤差都能控制在5%以內(nèi)，可以認(rèn)為該仿真模型能預(yù)測駕駛室內(nèi)噪聲水平，可用于指導(dǎo)優(yōu)化過程[9]。

3 地板降噪設(shè)計(jì)與有限元模型預(yù)測

根據(jù)某型軌道交通的駕駛室車體地板結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及制造方對(duì)地板用材的要求。地板外壁板仍設(shè)計(jì)為鋼板，從夾層的多孔吸聲材料、地板內(nèi)壁板兩個(gè)方面分析[10]。

3.1 夾層多孔吸聲材料對(duì)隔聲量的影響

地板外壁板為3 mm鋼板，地板內(nèi)壁板為3 mm鋁板，對(duì)車體壁板樣件夾層分別鋪設(shè)80 mm三聚氰胺、80 mm某型隔音氈、80 mm聚酰亞胺三種材料。圖7是三種材料鋪設(shè)后隔聲量頻譜曲線對(duì)比。

由圖7可見：三種材料在160 Hz左右都出現(xiàn)了隔聲低谷；在200 Hz～800 Hz之間，三聚氰胺隔聲量明顯優(yōu)于其他兩種材料，其隔聲量曲線比某型隔音氈高1 dB～4 dB，比聚酰亞胺高1 dB～7 dB。同時(shí)，三種工況下駕駛室噪聲顯著頻段也集中在315 Hz～1 000 Hz之間。因此，夾層材料使用三聚氰胺要優(yōu)于其他兩種材料。

3.2 地板內(nèi)壁板對(duì)隔聲量的影響

外壁板為3 mm鋼板，夾層使用80 mm三聚氰胺，內(nèi)壁板選擇3 mm鋁板、3 mm鋼板、5 mm玻璃鋼板進(jìn)行實(shí)測。圖8為三種材料鋪設(shè)后隔聲量頻譜曲線對(duì)比。

圖8可見：3 mm鋁板作為地板內(nèi)壁板，其隔聲量在500 Hz以下頻段會(huì)比其他兩種材料作為內(nèi)飾板時(shí)小1 dB～3 dB；3 mm鋼板作為內(nèi)壁材料與5 mm玻璃鋼板隔聲量相差不大，但3 mm鋼板比5 mm玻璃鋼板面密度大，不符合車體盡量輕量化的要求，故選用玻璃鋼板為宜。

3.3 有限元模型預(yù)測

在考慮了聲腔的駕駛室聲學(xué)有限元模型中，外壁板設(shè)為3 mm鋼板，夾層材料設(shè)為80 mm三聚氰胺，內(nèi)壁板設(shè)為5 mm玻璃鋼板，其他條件按照2.3中所述設(shè)置。

圖6 各工況下試驗(yàn)值與仿真值A(chǔ)計(jì)權(quán)頻譜對(duì)比圖

設(shè)置求解頻率范圍90 Hz～1 122 Hz，步長2 Hz，現(xiàn)將40 km/h、60 km/h、75 km/h三種工況下參考點(diǎn)的優(yōu)化后仿真值與優(yōu)化前仿真值進(jìn)行對(duì)比。圖9為三種工況下優(yōu)化前后A計(jì)權(quán)頻譜對(duì)比圖，表2為駕駛室參考點(diǎn)在優(yōu)化前后的100 Hz～1 000 Hz頻段總聲壓級(jí)仿真值對(duì)比。

圖7 鋪設(shè)不同夾層材料隔聲量頻譜曲線對(duì)比

圖8 內(nèi)飾板材料隔聲量頻譜曲線對(duì)比

圖9 各工況下優(yōu)化前后A計(jì)權(quán)頻譜對(duì)比圖

表2 駕駛室參考點(diǎn)優(yōu)化前后噪聲仿真值對(duì)比

由圖9及表2可見：三種工況下，大多數(shù)頻段的聲壓級(jí)都減小了1 dB～2 dB，在駕駛室噪聲的顯著頻段上，優(yōu)化后的聲壓級(jí)都小于優(yōu)化前的聲壓級(jí)。在100 Hz～1 000 Hz頻段上，40 km/h工況，優(yōu)化后可降低總聲壓級(jí)2.11 dB；60 km/h工況，優(yōu)化后可降低總聲壓級(jí)2.26 dB；75 km/h工況，優(yōu)化后可降低總聲壓級(jí)1.72 dB。因此，可得出該優(yōu)化結(jié)構(gòu)可有效降低駕駛室內(nèi)噪聲水平。

4 結(jié)語

建立駕駛室聲固耦合有限元模型，驗(yàn)證通過實(shí)測得出的駕駛室車體地板優(yōu)化方案，結(jié)果表明：

（1）建立地板結(jié)構(gòu)有限元模型及駕駛室有限元模型，并與實(shí)測值對(duì)比，從而驗(yàn)證了本文有限元模型進(jìn)行預(yù)測的有效性。

（2）在200 Hz～800 Hz之間，三聚氰胺隔聲量明顯優(yōu)于聚酰亞胺和某型隔音氈，且在駕駛室內(nèi)噪聲的顯著頻帶上，三聚氰胺的隔聲性能也更加突出，適合作為夾層材料；考慮到車體輕量化和隔聲性能的問題，選擇玻璃鋼板作為地板內(nèi)壁板能夠更有利于駕駛室內(nèi)噪聲水平的控制。

（3）通過優(yōu)化設(shè)計(jì)，得出“3 mm鋼板+80 mm三聚氰胺+5 mm玻璃鋼板”的壁板設(shè)計(jì)方案。在建立的有限元模型中將此方案應(yīng)用于地板并計(jì)算。結(jié)果表明，在100 Hz～1 000 Hz頻段上，40 km/h工況，總聲壓級(jí)降低了2.11 dB；60 km/h工況，總聲壓級(jí)降低了2.26 dB；75 km/h工況，總聲壓級(jí)降低了1.72 dB。駕駛室內(nèi)噪聲水平得到了進(jìn)一步控制。

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Acoustic Optimization Design of Vehicle’s Cab Floors in Rail Transit

YIN Jing,GE Jian-min
（Institute ofAcoustics,Tongji University,Shanghai 200092,China)

The problem of high noise level in the vehicle’s cab of a railway track is studied.The finite element model of the cab’s body is established considering structure and acoustic coupling effect.The finite element model of the floor structure of the cab is established and its sound insulation performance is simulated.The effectiveness of simulation of both finite element models is verified by comparing the simulation results with the measured values of the real specimens.Through the actual test,the optimized new floor structure is designed and is introduced to the established finite element models.It is concluded that the optimized design of the floor structure can significantly improve the noise inside the cab.

acoustics;rail transit;cab;sound insulation performance;finite element analysis;acoustic optimization

TB533+.2

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.05.015

1006-1355(2017)05-0071-04

2017-02-26

“十三五”國家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃資助項(xiàng)目（2016YFB1200500）

尹晶（1993－），男，湖南省邵陽市人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)檫\(yùn)載工具振動(dòng)與噪聲。

E-mail:9jingyin@#edu.cn

葛劍敏，男，博士生導(dǎo)師。

E-mail:jmge163@163.com