轻轨车室内噪声的数值预测

谢素明，钱小磊，高阳，张倍

(1.大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁 大连 116028;2.中国北车集团 长春轨道客车股份有限公司，吉林 长春 130062)

0 引言

轨道客车车内噪声主要来源于结构振动辐射噪声、轮轨噪声、车辆设备引起的噪声以及列车运行时产生的气流噪声等.欧洲三大轨道车辆供应商Siemens，Alstom和Bambardier已将基于数值方法的车辆噪声分析与评估纳入到产品研发阶段，并在制造之前采取相应的措施来改进和提高车辆的声学特性.为提高产品的竞争能力，国内客车制造部门已开始将客车室内的声学品质作为产品的主要性能指标之一，对车辆振动噪声的研究手段也逐渐由单纯的试验方法转向数值仿真分析与试验相结合的方法.结构振动声学的数值分析方法分为两大类:离散方法和能量方法.离散方法主要是指有限元法(FEM)和边界元法(BEM)，适用于中低频激励作用下复杂结构振动与声幅射的计算分析［1-3］;能量方法是统计能量分析(SEA)和能量有限元法，适用于高中频率激励作用下结构振动与声幅射的响应分析［4-6］.

本文基于离散法和统计能量分析法对某出口轻轨车室内低频和高频噪声进行预测，在单位激励力、轮轨辐射与空调声源载荷作用下研究室内声场的声压级分布规律，并借助声传递向量分析方法确定车体部件在低频区的声学贡献度;通过板子系统的速度响应分析确定在高频区对室内噪声贡献较大的车体部件.

1 基于FEM/BEM的室内低频噪声数值预测

基于FEM/BEM进行客车室内低频噪声预测时，首先采用有限元方法计算客车结构－声场系统振动的频响特性，获得车体结构有限元模型上各节点处的响应;然后将所得到的动力响应作为边界元分析的声学边界条件;最后进行声学响应分析.

1.1 算法原理

室内声场预测的边界元法是把所研究问题的微分方程变成边界积分方程，然后将区域的边界划分为有限个单元，得到只含有边界上的节点未知量的方程组，然后进行数值求解.采用Green定理法建立的客车振动的声辐射问题的Helmholtz方程边界积分关系式为

式中，k为波数，k=ω/c;积分系数C(a)是由a所处的位置决定，a在边界上，C(a)=0.5;a在场内，C(a)=1;a在场外，C(a)=0.将 Helmholtz积分方程(1)对车体结构表面上进行积分，即可得直接法边界元求解方程

式中，［A］、［B］为影响系数矩阵，{p}为结构表面结点声压向量，{vn}为结构表面结点法向速度向量.［A］、［B］是激励频率ω的函数，并与结构表面形状、尺寸及插值型函数有关.在振动表面法向振速通过有限元法获得后，利用式(2)就可以计算出振动体表面上的各待求量(如声压等).已知{p}和{vn}时，声场内部场点声压可由下式求出

式中，{a}和{b}为插值系数向量，与封闭结构几何形状及与域点的位置有关，由式(1)确定.

1.2 车室内低频噪声预测

某出口城轨车碳钢车体有限元模型构成主要以任意四节点等参薄壳单元为主，考虑到车体侧墙部件间塞焊的特点，采用刚性单元来模拟这些部件间的焊接关系.车体有限元模型如图1所示，模型的单元总数为272501;结点总数为267026，图中白色小圆圈为焊点位置.

城轨车结构－声系统谐响应分析时，在车体与转向架的连接处施加垂向和纵向两方向的单位激励力，频率变化范围为20～200 Hz，频率步长取为2 Hz.参考GB/T 12816－91《铁道客车噪声的评定》和设计要求，在车室内选取五个观测点:A(7.4，0，1.7)、B(4.7，0，1.7)、C(2，0，1.2)，D(0，0，1.2)、E(－ 2，0，1.2)，其中:x 为车长方向，y为车宽方向，z为车高方向，坐标原点位于车体底架低地板表面距离车头8.6 m的纵向中心线上.室内五个观测点在20～200 Hz范围内的声压级变化曲线如图2所示.

由图2可以看出;各观测点的声压级随频率的增加，基本呈上升趋势.在所有计算频率处，室内5个观测点的A计权声压级均低于60 dB(A).测点B的 A计权声压级值最大，值为58.2 dB(A);C 点次之，值为53.8 dB(A).所以，在20～200 Hz范围内，司机室的总声压级为52.2 dB(A);乘客室的总声压级为59 dB(A).5个观测点声压级变化曲线中出现较大声压级峰值的频率依次为:90、132、142、176、184、198 Hz.

图1 车体有限元模型

图2 观测点声压级随频率变化曲线

图3 板件对场点D的声学贡献直方图

为确定不同部位的车体板件振动对室内噪声的影响，须进行车身板件的声学贡献度分析［7］.将车身板件分为:车顶、侧墙、地板、车门、车窗等22 组板件.各组板件在 90、132、142、176、184、198 Hz时对场点D的声学贡献度如图3所示，横轴为板件组编号，纵轴为贡献度系数.由图3可以看出:在 90、132、142、176、184、198 Hz 时，4 号板件组(位于高地板区域)对场点D处的声学贡献为正且数值大.1、2、3号板件组(位于低地板区域)和6号板件组(位于端墙区域)对场点D处的声学贡献非常小，基本可以认为是中性贡献区域;22号板件组(位于低地板区域的车窗)在 90、132、142、176 Hz时对场点D处的声学贡献为正且较大，但在后两个频率时对场点D处的声学贡献却为负.

2 基于SEA的室内高频噪声数值预测

应用统计能量分析客车室内高频噪声问题的基本步骤是:首先，根据客车结构－声学系统的动力学特点划分子系统(相似模态振型群)，并建立统计能量分析模型;然后，确定各子系统及各子系统间的统计能量分析参数;最后，计算各子系统能量以及估算各子系统空间平均的振动和声压级.利用统计能量分析方法解决工程问题时，对子系统的要求是［8］:各子系统之间是弱耦合连接、各子系统的外部激励为宽带激励、各子系统的模态密度至少要大于5.

2.1 功率流平衡方程

把复杂结构耦合动力学系统分解成若干个(如N个)子系统，形成统计能量分析模型.对子系统i有如下功率流平衡基本关系:

式中，ηii= ηi(1，2，…，N)，上式表明当系统进行稳态强迫振动时，第i个子系统输入功率(Pi，in)除消耗在该子系统阻尼(ωηiEi)上外，应全部传输到相邻的子系统上去，这就是传统的统计能量分析的基本关系式.式(5)的矩阵形式为

式中，能量列阵转置{E}T={E1，E2.…，EN};输入功率列阵转置{Pin}T={P1，in，P2，in，…，PN，in}，［L］是保守弱耦合系统损耗因子矩阵.若已知研究对象中各子系统的内损耗因子及其间的耦合损耗因子，则由式(6)Ei可得，进而获得子系统i的动力学参数(如:位移、速度、加速度、声场压力等)，开展声振环境预测、噪声降低、声振控制和故障诊断等工作.

2.2 车室内高频噪声预测

轻轨客车室内高频噪声统计能量分析模型由平板结构子系统、弯曲板结构子系统、加筋板结构子系统、梁结构子系统和声腔子系统组成，如图4所示.该车室内地板铺设了3mm HardRubber.

图4 轻轨客车统计能量分析模型

轻轨客车室内高频噪声统计能量分析的声源载荷包括:轮轨辐射噪声、客室空调噪声和司机室空调噪声，数据参见附表，表中频率单位为Hz;声功率级单位为dB(re 1*E－12 W).车辆速度为40 km/h和60 km/h时，声腔 cavityA、cavityB、cavityC、cavityD和cavityE的SPL随频率的变化曲线如图5所示.从图5(a)可以看出:车速为40 km/h时，各声腔的SPL均在315 Hz时达到各自的峰值，并且它们随频率的变化规律基本一致，其中，声腔cavityA和cavityB的SPL随频率变化规律接近;由于声腔cavityB离轮轨噪声源近，所以，其声压级大.司机室内(即:声腔cavityA)声压级的最大值为60.3 dB(A)，乘客室声压级的最大值为61 dB(A).从图5(b)可以看出:车速为60 km/h时，各声腔的SPL随频率变化规律与车速为40 km/h时的基本一致.司机室内(即:声腔cavityA)声压级的最大值为64 dB(A)，乘客室声压级的最大值为65 dB(A).

附表 城轨车的声源载荷

图5 测点声腔的SPL随频率的变化曲线

由1/3倍频程中心频率处板子系统的速度响应分析可知:位于高地板区域的地板子系统速度响应在各中心频率处都是最大的，司机室地板子系统和位于高地板区域的窗下侧板子系统的速度响应在各中心频率处均较大，尾部门子系统的速度响应在各中心频率处都是最小的.图6为车速60 km/h时，板子系统在800 Hz和5 000 Hz时的速度响应云图.

图6 板子系统的速度响应云图

3 结论

(1)基于FEM/BEM的轻轨车客室内低频噪声数值预测结果:司机室内的总声压级为52.2 dB(A)，乘客室内的总声压级为59.0 dB(A);位于转向架区域上方的4号板件组的声学贡献为正且非常大，所以，应通过重点抑制该部位的振动来降低低频噪声;

(2)轻轨客车室内高频噪声统计能量分析结果:车速为40 km/h时，司机室内的总声压级为66.5 dB(A)，乘客室内的总声压级为67 dB(A);车速为60 km/h时，司机室内的总声压级为70 dB(A)，乘客室内的总声压级为71dB(A).位于高地板区域的地板子系统速度响应在1/3倍频程中心频率处都是最大的，所以，为降低高频噪声应重点治理该区域.

［1］时彧，肖友刚，康志成.轮轨激励下高速列车头车乘客室室内的声学响应研究［J］.振动与冲击，2009，28(1):95-98.

［2］谢素明，李涛，李晓峰，等.高速列车结构振动噪声预测与降噪技术研究［J］.中国铁道科学，2009，30(6):77-82.

［3］刘鹏，刘更，惠巍.驾驶室结构振动及其声固耦合噪声响应分析［J］.机械科学与技术，2006(7):856-859.

［4］高春宏，郭海洋，刘厚林.基于统计能量分析法的地铁车辆噪声预估［J］.电力机车与城轨车辆，2008，31(1):6-8.

［5］谢素明，陈伟，兆文忠，等.基于统计能量法的铁路客车室内高频噪声预测与控制［J］.计算力学学报，2010，27(3):517-521.

［6］陈鑫，王登峰，陈书明，等.由动力总成引起的车内噪声统计能量分析与控制［J］.汽车技术，2008(8):17-22.

［7］肖友刚，康志成.高速列车乘客室内轮轨激励噪声的贡献度分析［J］.华南理工大学学报，2009，37(2):98-101.

［8］姚德源，王其政.统计能量分析原理及其应用［M］.北京:北京理工大学出版社，1995.