地鐵列車車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲仿真

劉國漪 孫文靜 周勁松

摘要：

建立某地鐵列車車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲腔有限元模型，進(jìn)行聲固耦合模態(tài)分析，得到車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲腔的模態(tài)特征。將車體動力學(xué)模型計算得到的車體振動激勵施加于聲固耦合模型中，分析地鐵列車車內(nèi)低頻噪聲和車身板件聲壓貢獻(xiàn)量，得到對觀察點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)較大的板件，有針對性地提出車體結(jié)構(gòu)改善方案，降低觀察點(diǎn)處的噪聲，為地鐵列車車內(nèi)噪聲優(yōu)化提供指導(dǎo)。

關(guān)鍵詞：

地鐵列車； 聲腔； 聲固耦合； 低頻噪聲； 板件； 貢獻(xiàn)量

中圖分類號： U270.16

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Simulation of low frequency structure noise in metro train

LIU Guoyi， SUN Wenjing， ZHOU Jinsong

（Institute of Rail Transit， Tongji University， Shanghai 201804， China）

Abstract：

The finite element models of the body structure and interior acoustic cavities of a metro train are built. The modal analysis of acousticstructure coupling is carried out， and the modal characteristics of the body structure and interior acoustic cavities are obtained. The vehicle body vibration excitation obtained by the vehicle body dynamic model calculation is applied to the acousticstructure coupling model. The interior low frequency noise of metro vehicle and the sound pressure contribution of panels are analyzed. The plates that contribute greatly to the sound pressure of the observation point are found. The pointed reference to improve the vehicle body structure is proposed. The noise at the observation point is reduced. The results can provide a feasible scheme for the optimization of the interior noise of the metro vehicle.

Key words：

metro train； acoustic cavity； acousticstructure coupling； low frequency noise； panel； contribution

0 引 言

隨著地鐵列車運(yùn)行速度不斷提高，車內(nèi)噪聲不斷變大，乘客乘車舒適度大大降低，還會造成噪聲污染。列車運(yùn)行時的車內(nèi)噪聲主要由4部分組成：車體結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲；輪軌之間相互作用產(chǎn)生的輪軌噪聲；牽引系統(tǒng)產(chǎn)生的牽引噪聲；列車運(yùn)行時表面渦流壓力波擊打列車引起的壁板噪聲。各種噪聲在車內(nèi)經(jīng)過車體多次反射形成混響聲。[1]地鐵列車的運(yùn)行速度一般在200 km/h以下，因此對于車內(nèi)噪聲而言，中、低頻的噪聲占據(jù)主要地位。[2]

結(jié)構(gòu)噪聲主要由車體本身的結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生，其來源主要是輪軌激勵以及車下設(shè)備在工作時產(chǎn)生的振動激勵。這些激勵通過車體的連接節(jié)點(diǎn)引起車體的振動，進(jìn)而產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲。研究結(jié)構(gòu)噪聲對降低列車車內(nèi)噪聲有重要意義。張碩等[3]指出乘客的煩惱度與地鐵列車低頻噪聲密切相關(guān)；左言言等[4]對地鐵車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲進(jìn)行預(yù)測，但未具體提出改進(jìn)措施的研究方案。

本文針對某地鐵列車建立動力學(xué)仿真模型，計算施加在車體結(jié)構(gòu)上的振動激勵，建立聲固耦合的車體有限元模型，分析其特性并提出降低噪聲的相應(yīng)建議，為優(yōu)化地鐵列車車內(nèi)噪聲提供參考。

1 地鐵列車動力學(xué)模型

地鐵列車動力學(xué)模型分為構(gòu)架、輪對和車體3個部分。轉(zhuǎn)向架一系懸掛由鋼制彈簧、液壓式減震器和轉(zhuǎn)臂式軸箱組成。轉(zhuǎn)向架二系懸掛由空氣彈簧和橡膠堆組成。將車體物理模型分解為多體動力學(xué)仿真的基本要素：剛/柔體、鉸、約束和力元。將輪對和軸箱視為剛體，車體之間的鉸接關(guān)系用彈簧模擬，忽略彈性懸掛的質(zhì)量。建立多體動力學(xué)仿真單元的關(guān)系，參照車輛參數(shù)，運(yùn)用動力學(xué)仿真軟件SIMPACK建立整車動力學(xué)仿真模型，見圖1。按列車最高速度120 km/h計算，選擇美國五級線路譜為軌道激勵，在4個空氣彈簧與車體接觸的位置輸出x、y和z等3個方向的激勵載荷譜。

2 聲固耦合的車體有限元模型

2.1 車體結(jié)構(gòu)有限元模型

以某地鐵列車為例，利用HyperMesh建立有限元模型。車體主要由車頂、端墻、側(cè)墻和底架等構(gòu)成。整體車身結(jié)構(gòu)選用四邊形殼單元，網(wǎng)格共823 532個，節(jié)點(diǎn)共691 002個。吊掛設(shè)備，如空調(diào)、主變壓器、低壓箱等簡化處理。使用一維單元MASS模擬設(shè)備質(zhì)心，使用一維單元RBE2連接設(shè)備與車體吊掛處。其余附件和裝飾質(zhì)量以均布形式加入有限元車體模型相應(yīng)的位置。車體結(jié)構(gòu)有限元模型見圖2。

2.2 車體結(jié)構(gòu)模態(tài)計算

分析車體結(jié)構(gòu)模態(tài)有助于把握車內(nèi)噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，可為診斷聲源和控制車內(nèi)噪聲提供依據(jù)。對車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲腔進(jìn)行模態(tài)分析，以獲得車體和聲腔的共振頻率，為車輛聲學(xué)設(shè)計時避免共振提供研究基礎(chǔ)。同時，分析車體結(jié)構(gòu)模態(tài)也可驗(yàn)證車體有限元模型的準(zhǔn)確性。采用Block Lanczos法提取模態(tài)，計算前60階模態(tài)。具有代表性的低階模態(tài)振型見圖3。

第1階自由模態(tài)頻率為1階垂向彎曲振型，頻率為6.69 Hz。因?yàn)檎麄錉顟B(tài)下車體質(zhì)量較大，所以一般要求第1階自由模態(tài)在10 Hz以下，該計算結(jié)果比較準(zhǔn)確，說明有限元模型可靠。第3階模態(tài)振型為1階菱形振型，頻率為7.83 Hz；第6階模態(tài)振型為2階垂彎振型，頻率為11.77 Hz；第7階模態(tài)為呼吸振型，頻率為12.65 Hz。低頻模態(tài)一般為整體模態(tài)；從28階（30.80 Hz）起為高頻模態(tài)，會呈現(xiàn)局部特性，主要集中在車頂?shù)目照{(diào)吊掛處和端墻處，可適當(dāng)增加車頂空調(diào)吊掛處的剛度。

2.3 聲腔有限元模型和模態(tài)分析

聲學(xué)模態(tài)頻率是聲腔內(nèi)部聲音的共鳴頻率。在各階模態(tài)頻率附近，車廂室內(nèi)的空腔會產(chǎn)生聲學(xué)共鳴，造成聲壓級增加。[5]在已有的車體結(jié)構(gòu)有限元模型基礎(chǔ)上，使用六面體實(shí)體網(wǎng)格生成車內(nèi)聲腔的有限元模型，見圖4。在模型中通過“ACMODL”卡片設(shè)定相關(guān)參數(shù)和選項(xiàng)，將車體結(jié)構(gòu)模型和聲腔模型的重合節(jié)點(diǎn)耦合，實(shí)現(xiàn)整體模型的聲固耦合。設(shè)定空氣密度為1.225 kg/m3，聲速為340 m/s，計算0～160 Hz頻率范圍內(nèi)的模態(tài)。部分聲腔模態(tài)振型見圖5。

聲腔的模態(tài)以聲壓級為表征值。在圖5中，聲腔模態(tài)一般呈現(xiàn)橫向、縱向和垂向條紋狀。不考慮剛體模態(tài)第2階模態(tài)頻率為7.796 Hz，第3階模態(tài)頻率為15.612 Hz。在車體結(jié)構(gòu)某階模態(tài)的頻率與聲腔模態(tài)的某階頻率相近時，車體就會產(chǎn)生與聲腔的共振響應(yīng)，此時會造成乘客聽覺的強(qiáng)烈不適，影響乘坐的舒適性。車內(nèi)聲腔部分模態(tài)頻率見表1。

3 車內(nèi)聲學(xué)響應(yīng)分析

依據(jù)GB/T 3449—2011《聲學(xué) 軌道車輛內(nèi)部噪聲測量》[6]和NF F01381—2011《鐵路應(yīng)用設(shè)施 聲學(xué) 有軌車輛內(nèi)部噪聲測量》[7]選取觀察點(diǎn)。在離地板上方1.6 m處，沿車體縱軸選取5個觀察點(diǎn)，見圖6。

車身結(jié)構(gòu)板件振動可引起車內(nèi)噪聲的頻率一般在160 Hz以下。[8]在車體與空氣彈簧相接觸位置的x、y和z等3個方向施加單位激勵力，采用模態(tài)疊加法計算振動頻率160 Hz以下車體和聲腔的響應(yīng)。一般選擇提取模態(tài)的頻率為響應(yīng)頻率的2.0～2.5倍，因此設(shè)置提取模態(tài)的頻率為0～400 Hz。各觀察點(diǎn)的頻率響應(yīng)A計權(quán)聲壓級頻譜見圖7。

由圖7可知，振動頻率在10 Hz以上時，隨著頻率的增大，車內(nèi)1～5號觀察點(diǎn)的聲壓級迅速升高。由于車體的對稱性，1號與5號觀察點(diǎn)聲壓級曲線相似度較高，2號與4號觀察點(diǎn)的聲壓級曲線相似。振動頻率在20～160 Hz范圍內(nèi)，各個觀察點(diǎn)有多個明顯的共振頻率，在這些頻率下車身板件與車內(nèi)聲腔發(fā)生強(qiáng)烈共振，導(dǎo)致聲壓級增大，其中：1、3、5號觀察點(diǎn)都在47.0 Hz產(chǎn)生共振，并且達(dá)到最大的聲壓級，分別為78.52、80.78和76.91 dB（A）；2、4號觀察點(diǎn)在152.0 Hz頻率時的聲壓級分別為69.53和74.85 dB（A）。除此之外，頻率為32.0、87.5和134.0 Hz時，5個觀察點(diǎn)都出現(xiàn)不同程度的共振現(xiàn)象。在某些頻率下，不同觀察點(diǎn)的響應(yīng)振動特性不同，如在55.0 Hz處，1、2、4、5號點(diǎn)的聲壓級都在60.00 dB（A）以上，而3號點(diǎn)的聲壓級只有41.68 dB（A）。1～5號觀察點(diǎn)的A計權(quán)總聲壓級分別為80.68、75.45、82.09、76.98和79.73 dB（A）。由此可見，車內(nèi)中部3號觀察點(diǎn)的頻響峰值較多，47.0、129.0和152.0 Hz處共振現(xiàn)象明顯，導(dǎo)致噪聲較大。

4 板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析

在低頻噪聲中主要考慮車體的結(jié)構(gòu)振動，因此車身板件的振動影響列車車內(nèi)低頻噪聲。降低車內(nèi)噪聲可從改變結(jié)構(gòu)板件方面進(jìn)行優(yōu)化。對板件進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，以確定對噪聲貢獻(xiàn)較大的板件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，控制不良板件的振動。[910]車體主要分為側(cè)墻、車頂、地板和端墻4個板塊。由于車體的對稱性，側(cè)墻以縱向平面為中心面對稱選取若干板件，端墻以橫向平面為對稱面選取板件，板件劃分見圖7。車體中部3號觀察點(diǎn)的聲壓級較高，因此針對共振明顯的頻率，利用Radioss對車體板件進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析。

47.0、129.0和152.0 Hz處各個板件對車體中部響應(yīng)點(diǎn)的聲壓貢獻(xiàn)量見圖8。在47.0 Hz頻率下，板件2、3和10對響應(yīng)點(diǎn)聲壓有較大的正貢獻(xiàn)量，這些板件的振動大小與響應(yīng)點(diǎn)的聲壓為正相關(guān)；板件6和7對該響應(yīng)點(diǎn)的聲學(xué)貢獻(xiàn)量則為負(fù)值，說明當(dāng)這些板件的振動加大時，可降低響應(yīng)點(diǎn)處的聲壓。在129.0 Hz頻率下，板件2和13的聲壓正貢獻(xiàn)量

較大，板件5和7的聲壓負(fù)貢獻(xiàn)度較大。在152.0 Hz頻率下，聲壓正貢獻(xiàn)量較大的板件為板件2和12，聲壓負(fù)貢獻(xiàn)量較大的板件為板件1和11?？傊?，板件2振動對3號觀察點(diǎn)的影響較大，而板件7的聲壓負(fù)貢獻(xiàn)程度較高。

根據(jù)板件聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析結(jié)果，改進(jìn)板件結(jié)構(gòu)以改變自身剛度，抑制其振動峰值以降低噪聲。將板件2區(qū)域的厚度增加1 mm，重新計算客室內(nèi)聲壓級，3號觀察點(diǎn)在47.0 Hz下的A計權(quán)聲壓級由80.78 dB（A）下降至77.46 dB（A），下降了3.32dB（A），總聲壓級從82.90 dB（A）下降至79.97dB（A），下降了2.93 dB（A），降噪效果明顯。由此可知，分析車體板件聲壓貢獻(xiàn)量，有助于優(yōu)化車體聲場環(huán)境，達(dá)到降噪的目的。

5 結(jié)束語

以某地鐵列車為例，建立動力學(xué)模型以輸出輪軌對車體振動的激勵，建立聲固耦合的有限元模型以分析車體在低頻階段的結(jié)構(gòu)噪聲，得到結(jié)論如下：在0～160 Hz的頻率范圍內(nèi)，車體結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔有多個明顯的共振頻率，特別是47.0、55.0、129.0和152.0 Hz處，各個觀察點(diǎn)的A計權(quán)聲壓級較大；在此基礎(chǔ)上，以47.0 Hz頻率為例，以車體中部3號觀察點(diǎn)為響應(yīng)輸出，進(jìn)行板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，找出貢獻(xiàn)度大的板件，通過增加厚度改變板件結(jié)構(gòu)，從而降低該點(diǎn)處的噪聲。

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（編輯 武曉英）