動車組車體鋁型材隔聲性能分析

熊劍春，賈尚帥

(中車唐山機車車輛有限公司 產品研發(fā)中心，河北 唐山 063035)

0 引言

隨著動車組運行速度的提高，噪聲干擾問題凸顯，尤其是車內噪聲對旅客的乘坐舒適性產生較大的影響[1],動車組的低噪聲設計首先要完成聲學總體指標的制定和驗證[2]，其中車體大部件鋁型材既是主要承載結構，同時也是車體隔聲的關鍵組成[3- 4].車體鋁型材的研究主要集中在隔聲量的仿真和試驗[5- 6]，文獻[7]通過結構分析、振動分析和聲學特性分析，對鋁型材的減振降噪進行評估和優(yōu)化.

本文針對動車組車體大部件鋁型材結構，使用混合FE-SEA方法、SEA方法，分頻段建立隔聲仿真模型，進行隔聲預測分析，并和試驗結果進行對比驗證.使用驗證后的鋁型材隔聲仿真模型，對其隔聲量的影響參數(shù)進行對比，分析面板、筋板的厚度、筋板型式、整體高度對其隔聲性能的影響.

1 隔聲系統(tǒng)統(tǒng)計能量分析基本理論

1.1 統(tǒng)計能量分析理論

統(tǒng)計能量法是基于能量的觀點來求解振動系統(tǒng)的聲輻射問題，將研究對象分為若干個子系統(tǒng)，通過各個子系統(tǒng)之間的能量耦合作用，建立能量平衡方程，然后求解各個子系統(tǒng)的平均振動或噪聲水平.圖1表示了具有兩個子系統(tǒng)的能量傳遞關系，子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2的輸入能量可以表示為

P1=Pdiss1+P12

(1)

P2=Pdiss2+P21

(2)

式中,P1、P2為子系統(tǒng)1，2的輸入功率；Pdiss1和Pdiss2為子系統(tǒng)1,2的損耗功率；P12為子系統(tǒng)1到子系統(tǒng)2的傳遞功率；P21為子系統(tǒng)2到子系統(tǒng)1的傳遞功率.其中，E1和E2分別為子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2中儲存的能量；η1和η2為阻尼損失因子.且

P12=-P21=ωη12E1-ωη21E2

(3)

圖1 統(tǒng)計能量兩個子系統(tǒng)能量遞關系

如果系統(tǒng)中存在m個子系統(tǒng)，那么就會產生m個能量平衡方程，其矩陣形式如下

(4)

其中，ω表示分析帶寬內的中心頻率；ηij表示能量從子系統(tǒng)i傳遞到子系統(tǒng)j時的耦合損耗因子；ni表示子系統(tǒng)i的模態(tài)密度；Ei表示子系統(tǒng)i的能量；Pi表示子系統(tǒng)i時間平均上的輸入能量.

式(4)可以簡化為:

ω[L][E]=[P]

(5)

其中，[P]為輸入能量向量；[L]為關于內損耗因子、耦合損耗因子的矩陣；[E]為子系統(tǒng)的能量向量.

1.2 有限元-統(tǒng)計能量混合分析理論

結構動力有限元方程可以表示為[8- 9]

Dq1=f

(6)

式中,D=-ω2M+iωC+K為結構動力剛度矩陣;M、C、K分別為系統(tǒng)質量、阻尼和剛度矩陣;ω為激勵頻率;q1為廣義位移向量;f為廣義載荷.

如果系統(tǒng)中除了用有限單元方程式(6)表示的確定系統(tǒng)外，還存在基于統(tǒng)計分析的不確定性子系統(tǒng)，不確定子系統(tǒng)運動方程可以表示為

(7)

(8)

1.3 隔聲計算

結構系統(tǒng)在入射聲波的作用下產生振動，并將聲波傳遞到結構另一側，則系統(tǒng)的隔聲傳遞損失表示為

(9)

其中,EI和ER分別為入射聲室的聲能量和輻射側聲室的聲能量，本文在高頻段用統(tǒng)計能量法計算得到，中低頻段用有限元統(tǒng)計能量混合法計算得到.

2 鋁型材有限單元及統(tǒng)計能量分析模型

2.1 鋁型材結構截面

動車組車體典型鋁型材結構截面如圖2所示，鋁型材結構包括上板、下板及中間筋板構成，上、下板及筋板中間構成三角形或者梯形的空腔，鋁型材各板件厚度及內部腔型對其隔聲性能有很大影響.

圖2 鋁型材截面

2.2 鋁型材有限單元模型

鋁型材有限單元模型如圖3所示，將鋁型材劃分為四邊形殼單元，單元尺度20 mm，共劃分單元數(shù)為23 000.

圖3 鋁型材有限單元模型

2.3 有限元統(tǒng)計能量混合模型

在鋁型材四周的節(jié)點上施加固定位移約束，定義材料屬性，該有限單元模型即為混合系統(tǒng)中的確定性子系統(tǒng).在一側創(chuàng)建混響入射聲場，另一側創(chuàng)建半無限流體，分別用來模擬入射聲場和輻射聲場，則入射聲場和輻射聲場即為系統(tǒng)中的不確定子系統(tǒng).這種基于有限單元統(tǒng)計能量計算鋁型材中低頻隔聲性能的混合模型如圖4所示.

圖4 有限元計能量混合模型

2.4 統(tǒng)計能量分析模型

在高頻段，用統(tǒng)計能量法進行計算，參考文獻[10]中的方法，將圖2中的鋁型材上板、筋板和下板各劃分一個子系統(tǒng)，在鋁型材兩側分別建立混響聲場子系統(tǒng)，分別用來模擬入射聲場和輻射側聲場，用于高頻段計算的統(tǒng)計能量分析模型如圖5所示.

圖5 統(tǒng)計能量分析模型

2.5 隔聲計算結果

預測的鋁型材隔聲曲線如圖6所示，圖6表明該動車組車體大部件鋁型材隔聲量預測結果為Rw=32.4 dB.隔聲曲線在中心頻率315 Hz以下的1/3倍頻帶局部較低.

圖6 統(tǒng)計能量分析模型

3 鋁型材隔聲試驗

3.1 隔聲量測試方法

根據ISO 140-3:1995等相關標準規(guī)定，使用混響室-混響室方法測試動車組車體大部件鋁型材的隔聲量.在發(fā)聲室使用12面無指向聲源輸出粉紅噪聲作為激勵，頻率范圍為中心頻率100～3 150 Hz的1/3倍頻帶.在發(fā)聲室和受聲室內，分別無規(guī)則布置6個麥克風，同時測得兩個混響室的平均聲壓級L1和L2.將測試結果代入式(10)，得到試件的頻率隔聲量R.

(10)

式中,S為試件表面積;T為受聲室混響時間;V為受聲室容積.

3.2 測試與計算的隔聲性能分析

測試的鋁型材隔聲曲線如圖7所示，圖7中也給出了仿真計算的隔聲曲線，圖7表明該鋁型材隔聲預測結果的頻率曲線和試驗結果吻合較好，計權隔聲量Rw值僅相差0.2 dB.因此，鋁型材的隔聲預測是有效且準確的.

圖7 測試及仿真計算的隔聲曲線

4 鋁型材隔聲影響參數(shù)分析

4.1 面板、筋板厚度變化對隔聲量的影響

圖8給出了鋁型材下板厚度變化和筋板厚度變化對其隔聲性能的影響規(guī)律.由圖可見，鋁型材的隔聲量幾乎在全頻段均隨著下板厚度的增加而提高，增加下板厚度對于提高鋁型材的隔聲具有積極作用.由圖可見，鋁型材的隔聲量在中心頻率800 Hz以下的1/3倍頻帶，基本隨著筋板厚度的增加而增加；而在800 Hz以上的1/3倍頻帶，則基本隨著筋板厚度的增加而降低.總體上，鋁型材的隔聲量隨著筋板厚度的增加略有降低趨勢.

(a) 下板厚度變化對隔聲量的影響

(b) 筋板厚度變化對隔聲量的影響

4.2 不同筋板布置形式對隔聲量的影響

鋁型材主要的筋板型式包括梯形、三角形和矩形三種，如圖9所示.由圖可見，在中心頻率250 Hz以下的1/3倍頻帶，三角形筋板、梯形筋板、矩形筋板的隔聲頻率曲線依次降低；在中心頻率250～1 000 Hz的1/3倍頻帶，三角形筋板、矩形筋板的隔聲頻率曲線明顯高于梯形筋板；在中心頻率1 000 Hz以上的1/3倍頻帶，梯形筋板的隔聲頻率曲線略高于三角形筋板和矩形筋板.

(a) 筋板形式

(b) 不同筋板形式隔聲曲線

4.3 整體厚度對隔聲的影響

鋁型材總體厚度是上板和下板之間的距離，如圖2所示，初始的鋁型材總厚度為80 mm.圖10給出了鋁型材整體厚度變化對其隔聲性能的影響，圖10表明，鋁型材的隔聲量基本上隨著高度的增加有提高趨勢，在超過300 Hz中高頻段，隔聲性能隨著鋁型材總體厚度的增加而增大.

圖10 總厚度對隔聲性能的影響

5 結論

(1)分頻段建立了動車組車體大部件鋁型材的隔聲仿真模型，在中、低頻段采用有限元統(tǒng)計能量混合模型，在高頻段采用統(tǒng)計能量分析模型，計算的鋁型材隔聲曲線與試驗結果吻合，計權隔聲量誤差小于0.2 dB，驗證了仿真模型的正確性;

(2)鋁型材隔聲量隨著面板厚度的增加而增加，增加筋板的厚度會使隔聲量略有降低;

(3)筋板布置形式在不同的頻率段對隔聲量的影響不同，在小于800 Hz的低頻段，三角形筋板的隔聲性能高于梯形筋板和矩形筋板，矩形筋板在低頻段隔聲性能最差；總體來看，三角形筋板的隔聲性能略好于梯形筋板和矩形筋板;

(4)在第一個隔聲低谷200 Hz附近，隨著鋁型材總厚度增加隔聲量有所降低，在超過300 Hz中高頻段，隔聲性能隨著鋁型材總體厚度的增加而增大，可以看出增加鋁型材總厚度有利于控制高頻噪聲.

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