基于高速列車噪聲特性優(yōu)化的牽引變壓器滑槽吊裝懸掛參數(shù)研究

周順元，肖新標(biāo)*,，張捷，趙明花,3，黃佳程

基于高速列車噪聲特性優(yōu)化的牽引變壓器滑槽吊裝懸掛參數(shù)研究

周順元1，肖新標(biāo)*,1，張捷2，趙明花1,3，黃佳程1

（1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031；2.四川大學(xué) 高分子材料工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610065；3.國(guó)家高速列車技術(shù)創(chuàng)新中心，山東 青島 266111）

滑槽吊裝方式在高速列車輕量化設(shè)計(jì)中存在明顯優(yōu)勢(shì)，基于有限元法，建立滑槽吊裝下車體－設(shè)備耦合振動(dòng)分析模型，其中車體部分考慮型材厚度采用殼單元建模，而吊裝部分將減振器等效為考慮剛度和阻尼特性的彈簧單元，通過諧響應(yīng)分析計(jì)算單位力下車體振動(dòng)響應(yīng)作為中間結(jié)果?；陂g接邊界元法建立車體聲輻射仿真分析模型，且考慮牽引變壓器實(shí)際負(fù)載工況下的工頻諧波激勵(lì)影響，利用映射后的車體法向振動(dòng)速度計(jì)算牽引變壓器上方車體的輻射聲功率級(jí)，根據(jù)聲輻射仿真結(jié)果進(jìn)一步探究懸掛剛度和阻尼比對(duì)車體輻射聲功率的影響。結(jié)果表明：滑槽吊裝下車體輻射聲功率級(jí)在350 Hz工頻處最為突出，懸掛剛度對(duì)其影響較小，懸掛阻尼比影響較大，且車體輻射聲功率級(jí)隨著懸掛阻尼比的增加而增大。

高速列車；滑槽吊裝；有限元；邊界元；聲輻射

目前高速列車的輔助設(shè)備主要采用動(dòng)力分散技術(shù)，大部分直接吊掛在車體下端。設(shè)備的振動(dòng)噪聲是靜置狀態(tài)下車體輻射聲的主要來源，尤其是牽引變壓器這類具有大質(zhì)量、自帶激勵(lì)源特性的車下設(shè)備。從越來越多的現(xiàn)場(chǎng)反饋來看，設(shè)備的振動(dòng)噪聲已經(jīng)對(duì)列車靜置舒適性產(chǎn)生明顯影響。同時(shí)，滑槽吊裝作為典型吊裝方式，在整車輕量化設(shè)計(jì)中存在明顯優(yōu)勢(shì)。因此，有必要研究滑槽吊裝下車體聲輻射特性。

許多學(xué)者對(duì)高速列車車體聲輻射問題的研究主要集中在型材板件本身，大體可分為仿真分析和試驗(yàn)研究?jī)蓚€(gè)方面。謝素明等[1]利用聲傳遞向量研究了車體結(jié)構(gòu)模態(tài)和車內(nèi)聲學(xué)模態(tài)的耦合關(guān)系，分析了車體各部分的聲學(xué)貢獻(xiàn)。姚丹等[2]基于模態(tài)聲傳遞向量（Model Acoustic Transfer Vector，MATV）法預(yù)測(cè)了高速列車車體鋁型材在白噪聲激勵(lì)下的振動(dòng)聲輻射特性。Wang等[3]利用7 m縮減車體進(jìn)行了隨機(jī)振動(dòng)試驗(yàn)，并通過有限元－間接邊界元法進(jìn)行仿真。郭建強(qiáng)等[4]通過局部臺(tái)架試驗(yàn)和實(shí)車線路測(cè)試，基于OTPA（Operational Transfer Path Analysis，工況傳遞路徑分析）發(fā)現(xiàn)車內(nèi)噪聲主要來自地板輻射。上述研究在噪聲方面幾乎沒有涉及車體與車下設(shè)備的關(guān)系。

在高速列車車體振動(dòng)方面，賀小龍等[5-6]建立了車輛－設(shè)備剛?cè)狁詈夏Ｐ?，針?duì)設(shè)備的懸掛參數(shù)研究了輔助設(shè)備對(duì)高速列車車體垂向振動(dòng)的影響，對(duì)吊掛設(shè)備的懸掛參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。陳亮等[7]建立了車體－設(shè)備的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，發(fā)現(xiàn)牽引變壓器的垂向連接剛度對(duì)車體的垂向振動(dòng)響應(yīng)影響很小。Sun等[8]通過建立考慮設(shè)備懸掛的垂向剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型研究了設(shè)備吊掛的靜撓度對(duì)乘坐舒適性的影響。以上有關(guān)振動(dòng)方面的研究主要是針對(duì)動(dòng)力學(xué)問題，涉及的頻率范圍很低，基本在100 Hz以下。

因此，考慮牽引變壓器工頻諧波激勵(lì)和滑槽吊裝下的設(shè)備－車體聲輻射問題還有待深入研究。

本文通過牽引變壓器臺(tái)架試驗(yàn)獲取實(shí)際工作狀態(tài)下箱體的振動(dòng)加速度，并作為仿真模型的激勵(lì)輸入?；谟邢拊ê烷g接邊界元法分別建立滑槽吊裝下的車體－設(shè)備耦合振動(dòng)模型和車體聲輻射預(yù)測(cè)模型。在模態(tài)驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，探究滑槽吊裝懸掛參數(shù)對(duì)高速列車車體噪聲特性的影響規(guī)律，為滑槽吊裝優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 原理與方法

本文以某型高速列車車體為研究對(duì)象，車身結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中車身總長(zhǎng)25 m、車寬3.3 m、車高3.7 m。

圖1 高速列車車體結(jié)構(gòu)示意圖

對(duì)該高速列車拖車車體采用有限元離散結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模分析計(jì)算，結(jié)構(gòu)體系的運(yùn)動(dòng)方程為：

為充分考慮阻尼影響，基于完全法進(jìn)行諧響應(yīng)分析，故采用完整系統(tǒng)矩陣進(jìn)行計(jì)算，直接求解特征方程，為：

式中：K為質(zhì)量復(fù)矩陣；u為節(jié)點(diǎn)位移復(fù)向量；F為作用于系統(tǒng)的外激勵(lì)復(fù)向量。

在求得位移響應(yīng)的基礎(chǔ)上，提取振動(dòng)速度響應(yīng)作為后續(xù)聲學(xué)計(jì)算的邊界條件，為：

在確定振動(dòng)速度響應(yīng)后，以此振動(dòng)速度作為邊界元法的邊界映射條件，有：

基于速度響應(yīng)和聲壓結(jié)果，有：

2 滑槽吊裝耦合振動(dòng)模型

2.1 耦合模型建立

滑槽吊裝結(jié)構(gòu)如圖2所示?；鄣跹b下，地板的C型滑槽上安裝有彈片座，設(shè)備通過橡膠堆減振器與彈片座固定安裝。相較于其他吊裝方式，牽引變壓器采用滑槽吊裝時(shí)不需要額外的安裝框架，有利于輕量化設(shè)計(jì)，且滑槽吊裝不會(huì)壓縮設(shè)備艙內(nèi)的空間。

圖2 滑槽吊裝示意圖

對(duì)于耦合模型的建模，首先在三維尺寸上，車體型材的厚度尺寸相比于其他兩維尺寸較小，考慮到網(wǎng)格質(zhì)量和計(jì)算成本，可以通過分組賦予厚度屬性，并利用SHELL 181殼單元對(duì)其進(jìn)行等效建模?？紤]到本文主要探究設(shè)備正上方車體的聲輻射特性，因此為了提高建模效率，將車體車下?lián)醢宓葘?duì)整車模態(tài)影響較小的結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化。其中，材料阻尼比取0.0005。

其次，滑槽吊裝中的彈片座等安裝固定結(jié)構(gòu)采用SOLID 185單元進(jìn)行建模，而橡膠堆減振器采用COMBINE 14彈簧單元進(jìn)行等效。本文假設(shè)各位置的吊掛剛度、阻尼比保持一致。彈性單元阻尼比取0.1，剛度參數(shù)可計(jì)算為[9-10]：

本文取：

最后，牽引變壓器在其實(shí)際尺寸的基礎(chǔ)上利用等質(zhì)量的剛性塊進(jìn)行等效，采用SOLID 185實(shí)體單元進(jìn)行建模。

耦合模型中，對(duì)設(shè)備吊裝點(diǎn)的橫向、縱向進(jìn)行約束，僅考慮牽引變壓器垂向吊掛影響，且在轉(zhuǎn)向架空簧位置施加簡(jiǎn)支約束。整個(gè)有限元模型采用共節(jié)點(diǎn)耦合連接。

滑槽吊裝下車體－輔助設(shè)備耦合有限元模型及其吊裝局部如圖3所示。吊裝有限元模型中主要的材料和結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 模型參數(shù)

2.2 車體有限元模型的驗(yàn)證

在不考慮設(shè)備吊裝的情況下，針對(duì)高速列車鋁型材車身進(jìn)行模態(tài)提取，以驗(yàn)證模型準(zhǔn)確性。不考慮剛體模態(tài)，前三階車體模態(tài)依次為一階菱形模態(tài)、一階垂彎模態(tài)和一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)，其有限元模型振型云圖如圖4所示。

圖3 車體－設(shè)備耦合有限元模型

圖4 車體模態(tài)振型圖

將本文建立的車體有限元模型模態(tài)振型與某型號(hào)高速列車車體的模態(tài)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)[11]進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，如表2所示?？梢钥闯觯疚挠?jì)算所得模態(tài)與文獻(xiàn)[11]結(jié)果基本一致，其差異是由結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)的區(qū)別造成的。

表2 前三階整車模態(tài)驗(yàn)證

高速列車車體在20 Hz之前的低頻段主要表現(xiàn)為車體整體模態(tài)，可以清晰獲取車體主要模態(tài)振型。進(jìn)一步提取車體中高頻模態(tài)，發(fā)現(xiàn)模態(tài)數(shù)量急劇增加，且主要反映為車體局部模態(tài)振型。

2.3 牽引變壓器臺(tái)架試驗(yàn)

通過臺(tái)架試驗(yàn)獲取牽引變壓器箱體的垂向加速度頻譜，根據(jù)該測(cè)試數(shù)據(jù)將實(shí)測(cè)加速度響應(yīng)轉(zhuǎn)換為慣性力激勵(lì)。

針對(duì)某型號(hào)變壓器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)。在牽引變壓器上安裝加速度傳感器，測(cè)點(diǎn)位于變壓器箱體中間位置，如圖5所示。為充分考慮牽引變壓器實(shí)際負(fù)載工況，將牽引輔助變流器的整流系統(tǒng)調(diào)整為兩重四項(xiàng)限均開啟的狀態(tài)，在此工況下，牽引變壓器正常開啟。

圖5 牽引變壓器臺(tái)架試驗(yàn)

測(cè)試獲得所需頻帶內(nèi)變壓器的振動(dòng)加速度如圖6所示?？梢钥闯?，牽引變壓器振動(dòng)響應(yīng)峰值主要集中在50 Hz、100 Hz及其他工頻諧波頻率位置，其中350 Hz處的振動(dòng)加速度峰值最為明顯。通過查看頻譜各頻率處的振動(dòng)響應(yīng)發(fā)現(xiàn)，各工頻峰值的加速度響應(yīng)主要集中在工頻頻率±2.5 Hz的頻帶范圍內(nèi)，因此在后續(xù)疊加牽引變壓器工頻諧波激勵(lì)以計(jì)算實(shí)際的車體輻射聲功率級(jí)時(shí)需要重點(diǎn)關(guān)注工頻±2.5 Hz的頻帶范圍。相比之下，非工頻頻帶的振動(dòng)響應(yīng)值較小，對(duì)牽引變壓器振動(dòng)響應(yīng)的貢獻(xiàn)量較低，故在后續(xù)研究中不作為主要關(guān)注頻帶。

圖6 實(shí)測(cè)變壓器振動(dòng)響應(yīng)

3 車體聲輻射研究

3.1 間接邊界元模型

考慮到計(jì)算量的大小，重點(diǎn)針對(duì)變壓器上方3 m區(qū)域進(jìn)行聲輻射探究。如圖7所示，在現(xiàn)有結(jié)構(gòu)模型的基礎(chǔ)上，采用列車型材結(jié)構(gòu)里側(cè)表面作為聲學(xué)網(wǎng)格位置，計(jì)算該結(jié)構(gòu)面振動(dòng)速度所產(chǎn)生的輻射聲功率。為保證結(jié)構(gòu)精度，需保證單元均勻分布，且每個(gè)聲學(xué)波長(zhǎng)范圍[12]中必須包含至少6個(gè)聲學(xué)單元。聲學(xué)邊界元模型的網(wǎng)格尺寸共有9241個(gè)節(jié)點(diǎn)、9328個(gè)單元，以四面體單元為主要組成單元。計(jì)算頻率范圍20～500 Hz，計(jì)算步長(zhǎng)2.5 Hz。基于ISO 3744[13]進(jìn)行聲功率級(jí)的計(jì)算。

3.2 車體輻射聲功率

利用第2節(jié)的耦合振動(dòng)分析模型在ANSYS中進(jìn)行諧響應(yīng)分析作為中間過渡結(jié)果，將所得單位力下實(shí)體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格的振動(dòng)速度響應(yīng)作為聲學(xué)邊界條件，計(jì)算滑槽吊裝下牽引變壓器上方縱向3 m車體的輻射聲功率級(jí)，如圖8所示。

從聲能量角度出發(fā)，結(jié)合圖8可知，滑槽吊裝下車體輻射聲功率峰值主要集中在100 Hz及200～450 Hz頻帶內(nèi)的工頻諧波位置，其中350 Hz處的聲功率級(jí)最大，為全頻段的最大貢獻(xiàn)頻率點(diǎn)，這與圖6牽引變壓器測(cè)試所得的箱體振動(dòng)響應(yīng)峰值對(duì)應(yīng)。考慮牽引變壓器實(shí)際激勵(lì)后車體聲輻射顯著頻率主要集中在高頻區(qū)域這一特性，說明車體結(jié)構(gòu)模態(tài)在中高頻頻段的局部振型對(duì)高速列車車體的振動(dòng)聲輻射影響較小，而牽引變壓器的工頻諧波激勵(lì)特性對(duì)車體中高頻輻射聲功率級(jí)影響較大。

圖7 ISO場(chǎng)點(diǎn)網(wǎng)格模型

圖8 聲功率級(jí)對(duì)比

3.3 懸掛參數(shù)優(yōu)化

考慮到滑槽吊裝在輕量化設(shè)計(jì)上的優(yōu)勢(shì)，需要對(duì)其聲輻射特性進(jìn)行優(yōu)化以推廣實(shí)際的工程應(yīng)用。由于牽引變壓器僅通過一級(jí)橡膠堆減振器與車體連接，因此合理選擇懸掛參數(shù)對(duì)于車體的聲輻射優(yōu)化有重要意義。對(duì)懸掛剛度與阻尼比進(jìn)行參數(shù)調(diào)查，如表3所示。其中1和1為上述計(jì)算中所用懸掛剛度和阻尼比參數(shù)。

表3 參數(shù)調(diào)查工況

對(duì)滑槽吊裝下不同工況的車體聲輻射進(jìn)行仿真。懸掛剛度和阻尼比工況下工頻±2.5 Hz頻帶內(nèi)聲功率級(jí)及20～500 Hz全頻帶總值的對(duì)比情況如圖9和圖10所示。可以看出，懸掛剛度和阻尼比對(duì)滑槽吊裝下車體輻射聲功率級(jí)存在不同的影響，因此需要單獨(dú)對(duì)其進(jìn)行說明。

由圖9可知，隨著剛度的增加，350 Hz仍為對(duì)總值貢獻(xiàn)最大的頻段，但總值和各工頻對(duì)應(yīng)的聲功率級(jí)變化不明顯。這主要是由于中高頻段并非系統(tǒng)剛度控制區(qū)，對(duì)懸掛剛度變化不敏感，而剛度變化所導(dǎo)致的聲功率級(jí)變化最直觀的體現(xiàn)在50 Hz之前的低頻段，但考慮到其并非聲功率級(jí)總值的主要貢獻(xiàn)頻帶，因此懸掛剛度變化對(duì)滑槽吊裝下車體輻射聲功率級(jí)影響較小。

由圖10可知，聲功率級(jí)對(duì)懸掛阻尼比的變化較為敏感，其中350 Hz仍是貢獻(xiàn)最大的工頻頻段。聲功率級(jí)總值及各工頻頻帶聲功率級(jí)隨著阻尼比的提高而明顯增大，這是由于中高頻位于系統(tǒng)隔振區(qū)域，隨著阻尼比的提高，系統(tǒng)動(dòng)力放大系數(shù)相應(yīng)提升，進(jìn)而導(dǎo)致車體振動(dòng)響應(yīng)水平提高，故車體輻射聲功率級(jí)隨之增大。考慮到實(shí)際橡膠堆減振器的生產(chǎn)中，阻尼比受限于材料特性而存在上下限，因此需要結(jié)合實(shí)際情況選擇阻尼比較小的橡膠堆減振器以降低車體滑槽吊裝下的輻射聲功率級(jí)。

圖9 懸掛剛度工況調(diào)查

圖10 懸掛阻尼比工況調(diào)查

3 結(jié)論與討論

本文通過建立高速列車車體－設(shè)備耦合振動(dòng)分析模型及車體聲輻射模型，計(jì)算分析了滑槽吊裝方式下車體聲輻射特性，并基于該特性的相關(guān)分析進(jìn)一步對(duì)懸掛參數(shù)進(jìn)行工況調(diào)查，得到以下結(jié)論：

（1）滑槽吊裝下，高速列車車體輻射聲功率級(jí)的突出頻帶主要集中在中高頻的工頻諧波處，尤其是350 Hz。這說明牽引變壓器作為有源設(shè)備，其內(nèi)源激勵(lì)在研究車體－設(shè)備中高頻耦合振動(dòng)聲輻射特性中起到重要影響。

（2）懸掛剛度對(duì)滑槽吊裝下車體輻射聲功率級(jí)影響較小，而懸掛阻尼比對(duì)其影響較大，聲功率級(jí)隨著阻尼比的提高而增大，應(yīng)根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)情況選擇阻尼比較小的橡膠堆減振器。

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Research on Chute Hoisting Suspension Parameters of Traction Transformer Based on Noise Characteristic Optimization of High-Speed Train

ZHOU Shunyuan1，XIAO Xinbiao1，ZHANG Jie2，ZHAO Minghua1,3，HUANG Jiacheng1

( 1.State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China; 2.State Key Laboratory of Polymer Materials Engineering, Sichuan University, Chengdu 610065, China; 3.National Innovation Center of High Speed Train, Qingdao 266111, China )

The chute hoisting method has obvious advantages in the lightweight design of high-speed train. On the basis of the finite element method, the coupled vibration analysis model of the vehicle body and equipment under the chute hoisting is established. In the part of the vehicle body, the shell element is used for modeling considering the thickness of the profile, and in the hoisting part, the shock absorber is equivalent to the spring element considering the stiffness and damping characteristics. The vibration response of the vehicle body under unit force is calculated by harmonic response analysis as the intermediate result. The vehicle body acoustic radiation simulation analysis model is established based on the indirect boundary element method, and considering the influence of the power frequency harmonic excitation under the actual load condition of the traction transformer, the mapped normal vibration velocity of the vehicle body is used to calculate the radiant sound power level of the vehicle body above the traction transformer, and the influence of the suspension stiffness and damping ratio on the vehicle body radiant sound power is further explored according to the simulation results of acoustic radiation. The results show that the radiant sound power level of the vehicle body is most prominent at the power frequency of 350 Hz when the chute is hoisted, and the influence of the suspension stiffness is small, while the influence of the suspension damping ratio is large, and the radiant sound power level of the vehicle body increases with the increase of the suspension damping ratio.

high-speed train；chute hoisting；FEM；BEM；acoustic radiation

U270.1+6

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2023.12.006

1006-0316 (2023) 12-0034-07

2023-03-07

國(guó)家自然科學(xué)基金（U1934203）

周順元（1997－），男，江蘇常州人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)檐壍懒熊嚋p振降噪，E-mail：1318197663@qq.com。

通訊作者：肖新標(biāo)（1978－），男，廣東陽(yáng)春人，博士，副研究員、博士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)殍F路噪聲與振動(dòng)，E-mail：xiao@swjtu.edu.cn。