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    高速列車商務(wù)艙內(nèi)降噪方案研究

    2023-09-20 06:50:16陳紅偉吳瑞孟賀義陳梓君
    應(yīng)用聲學(xué) 2023年5期
    關(guān)鍵詞:損耗子系統(tǒng)噪聲

    陳紅偉 吳瑞孟 賀義 陳梓君

    (1 北京聲望聲電技術(shù)有限公司 北京 100029)

    (2 中車長春軌道客車股份有限公司 長春 130000)

    0 引言

    軌道交通作為人們出行的重要方式,乘坐舒適性越來越引起人們的重視,尤其是隨著運(yùn)行速度的提高,車內(nèi)的噪聲問題越來越突出[1]。然而由于高速列車結(jié)構(gòu)復(fù)雜,傳遞路徑多樣,應(yīng)用試驗(yàn)來確定所有的路徑具有較大難度。例如,軌道噪聲通過雙層地板傳遞至車內(nèi),僅地板結(jié)構(gòu)就有4 條能量傳遞路徑[2],如圖1 所示:(1) 雙層墻傳遞路徑;(2) 非共振區(qū)傳遞路徑;(3) 共振傳遞路徑;(4) 結(jié)構(gòu)傳遞路徑。結(jié)合統(tǒng)計(jì)能量分析(Statistic energy analysis,SEA)模型可以將不同路徑的噪聲分離出來進(jìn)而針對主要貢獻(xiàn)路徑進(jìn)行聲學(xué)設(shè)計(jì),提高工作效率。

    圖1 雙層地板的能量傳遞路徑Fig.1 Energy transfer paths of double floor

    某高鐵在運(yùn)行過程中商務(wù)區(qū)的噪聲達(dá)到75.1 dBA,超出了設(shè)計(jì)目標(biāo),需要分析噪聲來源,進(jìn)行聲學(xué)設(shè)計(jì)來對車內(nèi)進(jìn)行降噪。本文使用SEA法對商務(wù)區(qū)進(jìn)行聲學(xué)建模,通過試驗(yàn)驗(yàn)證模型,進(jìn)而分析噪聲傳遞路徑并針對主要噪聲路徑設(shè)計(jì)減振降噪方案,最終車內(nèi)的噪聲下降至71.3 dBA,達(dá)到了艙內(nèi)降噪目標(biāo)。

    1 SEA法介紹

    SEA 法是解決復(fù)雜系統(tǒng)高頻動(dòng)力學(xué)的一個(gè)有力工具,它通過使用子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)能量來描述系統(tǒng)的狀態(tài)。模型的外界輸入以能量流的形式進(jìn)入系統(tǒng),子系統(tǒng)之間的功率流動(dòng)遵循一定的規(guī)律:能量由高模態(tài)能量子結(jié)構(gòu)向低模態(tài)能量子結(jié)構(gòu)流動(dòng)[3]。

    圖2 描述了兩個(gè)子系統(tǒng)之間的能量傳遞。構(gòu)建能量平衡方程,對于子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2分別分析:

    圖2 兩個(gè)子系統(tǒng)之間的能量流傳遞Fig.2 Energy transfer of two subsystems

    其中,P1為輸入能量,ω為分析頻段的中心頻率,ηi為阻尼損失因子,ηij為耦合損失因子,ni為模態(tài)密度,Ei為子系統(tǒng)的能量。

    對于多個(gè)子系統(tǒng)可以建立能量傳遞矩陣:

    其中,[A]為阻尼矩陣,可以表示為

    將艙內(nèi)的聲腔子系統(tǒng)作為研究對象,對能量平衡方程進(jìn)行求解即可得到相關(guān)子系統(tǒng)的能量來源及損耗。

    應(yīng)用SEA 法來解決高鐵噪聲問題的流程可以通過圖3 來說明。首先創(chuàng)建關(guān)鍵子系統(tǒng),對子系統(tǒng)進(jìn)行分析和試驗(yàn)驗(yàn)證;然后建立整車模型,通過試驗(yàn)校核模型,進(jìn)而進(jìn)行問題診斷和優(yōu)化方案的設(shè)計(jì);最后進(jìn)行實(shí)車的方案驗(yàn)證,達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)。

    圖3 應(yīng)用SEA 法解決高鐵噪聲問題分析流程Fig.3 Analysis process of apply SEA method solve high speed train noise problem

    2 基于模型的傳遞路徑貢獻(xiàn)量分析

    當(dāng)高鐵高速運(yùn)行時(shí),車下的輪軌相互作用一方面產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲通過轉(zhuǎn)向架傳遞至地板,引起地板的振動(dòng)從而向車內(nèi)輻射噪聲;另一方面輪軌產(chǎn)生的空氣聲通過雙層地板、側(cè)墻、車窗等部分傳遞至車內(nèi)。同時(shí)高速行駛的車輛與空氣相互作用產(chǎn)生了湍流邊界層噪聲,這些能量通過側(cè)墻、頂板以及車窗、車門等結(jié)構(gòu)傳遞至車內(nèi)。

    在創(chuàng)建整車模型之前需要對關(guān)鍵的子系統(tǒng)如地板、側(cè)墻、頂板、車窗、車門、風(fēng)擋等部分進(jìn)行聲學(xué)分析,通過試驗(yàn)對標(biāo)確定子系統(tǒng)模型準(zhǔn)確之后再進(jìn)行整車模型的創(chuàng)建,這里限于篇幅對子系統(tǒng)的建模和試驗(yàn)驗(yàn)證不再贅述。

    2.1 SEA模型介紹

    對商務(wù)區(qū)進(jìn)行建模,建立的SEA 模型如圖4 所示,整個(gè)模型包含68 個(gè)結(jié)構(gòu)子系統(tǒng),29 個(gè)聲腔子系統(tǒng)。其中地板、側(cè)墻、頂板都是以實(shí)際結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)建立的雙層模型,內(nèi)外結(jié)構(gòu)之間采用手動(dòng)連接來模擬之間的結(jié)構(gòu)傳遞路徑,圖4(b)為內(nèi)外地板之間的手動(dòng)點(diǎn)連接。

    圖4 SEA 模型和手動(dòng)結(jié)構(gòu)連接Fig.4 SEA model and manual junctions between systems

    在建立SEA 模型的時(shí)候需要遵循的原則如下:(1) 子系統(tǒng)首先需要根據(jù)材料的不同劃分為側(cè)墻、壁板、頂板,型材地板、內(nèi)裝地板、內(nèi)飾板,車窗,隔板、端墻等結(jié)構(gòu),統(tǒng)計(jì)能量的子系統(tǒng)要盡可能大以滿足子系統(tǒng)在頻帶內(nèi)的模態(tài)數(shù)大于等于3 的要求(對于高速列車來講由于其板件大,在100 Hz 以上即可應(yīng)用統(tǒng)計(jì)能量來進(jìn)行計(jì)算);(2) 子系統(tǒng)應(yīng)該具有相同的阻尼和類似模態(tài)特征,相同結(jié)構(gòu)阻尼差別較大時(shí),需要建立成不同的子系統(tǒng);(3) 相同特征的材料如果中間存在隔斷或者彈性結(jié)構(gòu)影響能量傳遞則需要分別建立成不同的子系統(tǒng)。

    結(jié)構(gòu)中的阻尼損耗因子和耦合損耗因子是SEA 中兩個(gè)重要的因素,阻尼損耗因子主要是結(jié)構(gòu)的內(nèi)損耗因子,通??梢酝ㄟ^解析法和試驗(yàn)法來得到。由于系統(tǒng)的邊界條件的復(fù)雜性,一般試驗(yàn)法測試得到的阻尼損耗因子更為準(zhǔn)確。測試阻尼損耗因子的方法有3 種:半功率法、穩(wěn)態(tài)能量流法以及瞬態(tài)衰減法。其中半功率法適用于模態(tài)分離度較好的工況測試;穩(wěn)態(tài)能量流法采用輸入能量和損耗能量相等從而計(jì)算損耗因子;瞬態(tài)衰減法適用于多模態(tài)的工況測試,一般采用振動(dòng)能量下降60 dB 所需要的時(shí)間T60來計(jì)算損耗因子,其中損耗因子與T60的關(guān)系可以表示為η=2.2f/T60,其中f為計(jì)算頻率。本次項(xiàng)目中采用瞬態(tài)衰減法來進(jìn)行主要結(jié)構(gòu)板件的阻尼損耗因子測試,測試系統(tǒng)為圖5(a)所示北京聲望聲電技術(shù)有限公司自主研發(fā)的四通道阻尼損耗因子測試設(shè)備,測試方法如圖5(b)所示,測試結(jié)果如表1所示。

    表1 關(guān)鍵子系統(tǒng)的阻尼損耗因子Table 1 Damping loss factor of crucial subsystems

    圖5 阻尼損失因子測試儀器和測試場景Fig.5 Test instruments and test scene

    耦合損耗因子一般采用數(shù)值分析的方法來獲得,其中聲腔與聲腔之間的阻尼損耗因子可表示為,式中c為聲速,Vi為聲腔子系統(tǒng)i的體積,τij為傳遞系數(shù);結(jié)構(gòu)與聲腔子系統(tǒng)之間的耦合損耗因子可以表示為,同時(shí)由互異關(guān)系得到聲腔到結(jié)構(gòu)的阻尼損耗因子為。結(jié)構(gòu)與結(jié)構(gòu)之間的耦合損耗因子可以表示為

    2.2 載荷的測試和輸入

    模型中主要的激勵(lì)源包含輪軌的結(jié)構(gòu)振動(dòng)激勵(lì)、輪軌部分的聲激勵(lì)以及周邊產(chǎn)生的湍流激勵(lì)。

    (1) 結(jié)構(gòu)振動(dòng)激勵(lì)采用測試激勵(lì)點(diǎn)導(dǎo)納和振動(dòng)速度的形式獲得。導(dǎo)納是指在激勵(lì)點(diǎn)施加單位力作用下產(chǎn)生的振動(dòng)速度,用公式可以表示為

    在SEA模型中,通過測試激勵(lì)點(diǎn)振動(dòng)速度通過其與導(dǎo)納的關(guān)系即可得到結(jié)構(gòu)的能量輸入:

    在本次項(xiàng)目中,輪軌的能量主要通過轉(zhuǎn)向架和車體連接的中心銷向上傳遞能量,因此在轉(zhuǎn)向架的接附點(diǎn)部分布置了加速度傳感器,分別測試了振動(dòng)加速度和結(jié)構(gòu)導(dǎo)納,測試點(diǎn)及結(jié)構(gòu)的振動(dòng)激勵(lì)能量如圖6所示。

    圖6 振動(dòng)測點(diǎn)及模型中的振動(dòng)能量Fig.6 Vibration test points and vibration energy

    (2) 車下輪軌噪聲在地板和地面之間來回反射,在本次項(xiàng)目中將輪軌的空氣噪聲等效成一個(gè)混響場。通過測試車下隨機(jī)3 個(gè)點(diǎn)的聲壓級,并以約束的形式施加在車下聲腔。

    (3) 湍流聲與空氣聲類似但是其波長遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于空氣聲,與空氣和結(jié)構(gòu)的對流速度有關(guān),一般取對流速度的0.7倍。測試湍流聲是比較復(fù)雜的,本次項(xiàng)目中采用軟件Cockburn 和Robertson 提出的經(jīng)驗(yàn)?zāi)P蛠碛?jì)算湍流聲載荷,即

    其中,q為動(dòng)態(tài)壓力載荷,,M為馬赫數(shù),f0為中心頻率。模型的湍流聲能量以湍流邊界層(Turbulent boundary layer,TBL)的形式施加在車體表面(如圖4所示)。

    2.3 車內(nèi)平均吸聲系數(shù)

    商務(wù)艙內(nèi)的聲壓級由輸入能量和損耗能量共同決定,當(dāng)能量平衡時(shí),輸入能量等于損耗能量[4]。此時(shí),其中η為總損耗因子,p為聲壓,ρ0為空氣密度,c為聲速,V為商務(wù)艙聲腔的體積。因此確定了輸入能量和損耗能量即可求得聲壓響應(yīng)p。一般采用平均吸聲系數(shù)來模擬聲腔的聲損耗,平均吸聲系數(shù)可由混響時(shí)間測試法得到[5]。平均吸聲系數(shù)測試試驗(yàn)如圖7所示。

    圖7 商務(wù)艙混響時(shí)間的測試Fig.7 Reverberation time test

    為了保證模型的準(zhǔn)確性,在車下采用球聲源進(jìn)行激勵(lì),圖8 顯示了激勵(lì)作用下內(nèi)外地板振動(dòng)速度情況,仿真結(jié)果與試驗(yàn)的響應(yīng)基本一致,說明模型能夠正確模擬子系統(tǒng)之間的能量傳遞。

    實(shí)際模型的噪聲源包含了輪軌結(jié)構(gòu)激勵(lì)、輪軌噪聲、車體表面的空氣湍流聲。其中轉(zhuǎn)向架傳遞至車體結(jié)構(gòu)激勵(lì)可以通過阻抗和連接點(diǎn)的振動(dòng)速度來確定[6],外部聲腔連接至半無限自由場來模擬噪聲向遠(yuǎn)場的傳播。對模型進(jìn)行分析,車內(nèi)的噪聲響應(yīng)及貢獻(xiàn)路徑如圖9所示。

    圖9 SEA 模型的艙內(nèi)噪聲響應(yīng)與試驗(yàn)對比及商務(wù)艙內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)Fig.9 Comparision of noise response between SEA model and test and the energy contribution paths to cabin

    模型與試驗(yàn)測試的噪聲走勢基本一致,誤差在±3 dB 以內(nèi),模型顯示車內(nèi)噪聲的主要來源為內(nèi)裝地板的振動(dòng)輻射。繼續(xù)對內(nèi)裝地板進(jìn)行分析,分析結(jié)果如圖10所示,內(nèi)裝地板的噪聲主要來源于外地板與內(nèi)裝地板之間的連接。

    圖10 內(nèi)裝地板的能量貢獻(xiàn)Fig.10 Energy contribution paths to inner floor

    3 降噪方案的提出和試驗(yàn)驗(yàn)證

    基于模型的分析結(jié)果,結(jié)合圖9 噪聲頻譜的分析可以看到,噪聲主要集中于100~300 Hz 頻段,且實(shí)測的噪聲峰值點(diǎn)有3 個(gè):100 Hz、160 Hz 以及200 Hz。由于噪聲主要是由內(nèi)裝地板的振動(dòng)輻射,則需要降低其振動(dòng)速度。具體的措施一方面可以通過降低聲源來實(shí)現(xiàn),其次可以改變傳遞路徑來降低結(jié)構(gòu)的能量傳遞,再次則直接采用阻尼吸振的處理來降低結(jié)構(gòu)的振動(dòng)。高鐵開發(fā)過程中,改變高鐵已有的結(jié)構(gòu)是存在較大困難的,根據(jù)實(shí)施的難易程度提出3 個(gè)降噪方案,每個(gè)方案的明細(xì)和模型驗(yàn)證效果見表2。

    表2 降噪方案及其降噪效果Table 2 Noise reduction scheme and effect

    為了驗(yàn)證方案的有效性,分別在實(shí)驗(yàn)室和實(shí)車狀態(tài)進(jìn)行了驗(yàn)證??紤]到地板的雙層結(jié)構(gòu),分布式吸振器相當(dāng)于將一個(gè)吸振器做成多個(gè)總質(zhì)量相等的小的吸振器,具有體積小、便于安裝等特點(diǎn)。對應(yīng)本次項(xiàng)目的問題頻率開發(fā)了對應(yīng)峰值頻率100 Hz、150 Hz 以及200 Hz 的吸振器,該吸振器類似于空間分布的質(zhì)量-彈簧系統(tǒng),可以通過安裝在設(shè)計(jì)頻率對應(yīng)模態(tài)的振動(dòng)峰值區(qū)域更有效的吸振,如圖11所示。

    在隔聲實(shí)驗(yàn)室對分布式吸振器的效果進(jìn)行驗(yàn)證,如圖12(a)所示。在實(shí)際安裝中,吸振器的總質(zhì)量為木地板的15%~20%,3 個(gè)頻率的吸振器質(zhì)量按照1:1:1分配。

    圖12 測試樣件及測試結(jié)果Fig.12 Test sample and test result

    圖12(b)和圖12(c)分別為在實(shí)驗(yàn)室驗(yàn)證分布式吸振器效果,試驗(yàn)表明分布式吸振器能夠提高100~300 Hz 單層內(nèi)裝地板隔聲量大約10 dB,提高雙層地板隔聲約3 dB。有效頻率對應(yīng)車內(nèi)噪聲的峰值頻率,因此安裝分布式吸振器的效果非常顯著。

    優(yōu)化前轉(zhuǎn)向架下方并沒有吸聲材料,車下的吸聲系數(shù)接近1%[4]。在轉(zhuǎn)向架區(qū)域增加吸聲板可以有效地提高地板下方的吸聲系數(shù),從而降低作用在地板結(jié)構(gòu)上的聲源能量。本次設(shè)計(jì)的吸聲板為40 mm 吸聲泡沫+鋁纖維結(jié)構(gòu)。圖13(a)顯示了吸聲板的吸聲系數(shù),圖13(b)顯示了增加吸聲板后車下平均吸聲系數(shù)的變化情況。

    圖13 吸聲板吸聲系數(shù)和增加吸聲板后車下平均吸聲系數(shù)的變化Fig.13 Average sound absorption comparison of under car with and without absorb panel

    圖14(a)顯示優(yōu)化前的內(nèi)外地板之間存在剛性連接,能量容易通過剛性連接點(diǎn)傳遞至內(nèi)裝地板,因此修改內(nèi)外地板之間的連接方式,可以降低由外地板向內(nèi)裝地板傳遞的能量,進(jìn)而降低內(nèi)裝地板的振動(dòng)速度。將剛性連接結(jié)構(gòu)修改為右側(cè)圖中的防拔結(jié)構(gòu)如圖14(b)所示,該結(jié)構(gòu)在承受向下的位移時(shí)不起支撐作用,兩層地板通過木骨和減振墊傳遞能量,只有當(dāng)內(nèi)外地板距離過大時(shí)產(chǎn)生限位的作用,這樣地板之間的減振墊就能起到很好的減振效果。

    圖14 優(yōu)化前后地板結(jié)構(gòu)連接對比Fig.14 Floor connection before and after optimization

    在實(shí)車上安裝上述3 種方案,并對高鐵在350 km/h 的勻速工況下進(jìn)行車內(nèi)噪聲測試,測試結(jié)果如圖15所示。

    圖15 優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲的對比Fig.15 Sound pressure level in the cabin with and without optimization

    對比發(fā)現(xiàn)車內(nèi)的噪聲總聲壓級由75.1 dBA 下降至71.3 dBA,降噪效果非常顯著。同時(shí)可以看到噪聲的主要貢獻(xiàn)頻段100~300 Hz 的噪聲下降量明顯,說明基于SEA 模型的主要傳遞路徑分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)是非常實(shí)用和有效的噪聲設(shè)計(jì)手段。

    4 結(jié)論

    本文基于SEA 模型解決了高鐵商務(wù)艙內(nèi)噪聲過大的問題。通過分析商務(wù)艙內(nèi)的噪聲能量路徑,確定了車內(nèi)噪聲主要是內(nèi)裝地板振動(dòng)引起,繼而針對主要的噪聲路徑分別從噪聲源、路徑、接受點(diǎn)提出了3 條優(yōu)化設(shè)計(jì)方案,最終車內(nèi)的噪聲由75.1 dBA下降至71.3 dBA。從問題的診斷和分析到方案的提出和驗(yàn)證,本次項(xiàng)目提供了完整的基于SEA模型解決實(shí)際振動(dòng)噪聲問題的思路和流程,為工程師通過仿真方法解決實(shí)際問題提供借鑒。同時(shí)基于模型的設(shè)計(jì)在解決高鐵等大型設(shè)備問題中能夠大大節(jié)約試驗(yàn)驗(yàn)證的時(shí)間,節(jié)省了成本并提高了工作效率。

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