70%低地板轻轨列车车内声学计算与分析

2015-06-28邱晓磊周劲松马敏纳

城市轨道交通研究 2015年10期

邱晓磊周劲松马敏纳李卓

(1.同济大学铁道与城市轨道交通研究院，201804，上海;2.北京汽车股份有限公司汽车研究院，101300，北京//第一作者，硕士研究生)

近年来，低地板轻轨车辆以造价低廉、无需专用路段、无需站台、上下客方便等优点受到国内专家的广泛关注［1］。由于低地板轻轨列车并不设专用线路，可以与其他地面车辆共用道路，所以对其产生的噪声有很高的限制要求。进行列车内噪声因素分析，对于改善旅客的乘车环境，提升低地板轻轨车辆的市场竞争力具有重要意义。

本文针对无内装结构的70%低地板轻轨车辆(头车)的声-固耦合系统［2］进行研究，运用动力学、有限元和声学仿真软件对车体进行噪声和结构分析，得到需要优化的块板件，为改善车体结构提供理论依据。

1 车体动力学分析

采用的整车车辆动力学模型如图1所示，为3模块编组，包含3 个转向架(2 动1 拖)，以及车体、构架和轮对，车辆间通过铰接连接。假设车体、构架及轮对为刚性，车体间的铰接关系用弹簧来模拟。

图1 车体动力学模型

通过动力学仿真，模拟出该动力学模型车辆在美国六级轨道谱上运行时［3］二系悬挂与车体连接处的作用力和车体间连接的下铰力。可输出12 个二系悬挂处X、Y、Z 方向作用力的时域信号、6 个下铰处X、Y、Z 方向力的时域信号。

将所获得的时域信号进行频谱分析，截止频率为100 Hz。下绞处纵向力的幅频、相频曲线如图2、图3所示。

图2 下铰处纵向力幅频图

图3 下铰处纵向力相频图

2 车体结构模态及频率响应分析

2.1 车体有限元模型［4］

无内装70%低地板轻轨列车由车头、侧墙、端墙、车顶高地板、低地板等部分组成。在车身模型的二系悬挂连接处建立弹簧单元，刚度为一系和二系悬挂的串并联总刚度。根据车身实际约束和加载情况，将动力学分析所得的各作用力的频域幅值和相位作为激励，加载至相应位置。车体有限元模型及边界条件如图4所示。图中浅色三角形代表模型约束位置，深色三角形代表载荷加载位置。

图4 车体有限元模型及边界条件示意图

在车体有限元模型基础上，对车窗及车门用玻璃材料进行封堵，使车体内室封闭。运用此模型可模拟出车体在运行时的频率响应。封堵后的模型节点数为281 863，单元数为319 888。频率响应有限元模型如图5所示。

图5 频率响应有限元模型

2.2 结构模态分析

本文采用Lanczos 模态算法［5］对模态振型进行质量归一［6］。鉴于结构模态计算时高阶模态密集，表1 仅列出可能与声学模态产生耦合振动的模态频率值，其对应的模态振型如图6～图9所示。

表1 部分模态频率

图6 第12 阶模态

图7 第38 阶模态

2.3 频率响应分析

采用封堵后的有限元模型进行相应的约束和加载，对整车进行频率响应计算，输出节点位移。此步所得的车体振动信息可作为声学边界元激励，进行下一步的声学仿真。图10～图13 为部分频率响应下的位移云图。

图8 第47 阶模态

图9 第190 阶模态

图10 20.05 Hz 频率响应的位移云图

图11 32.05 Hz 频率响应的位移云图

图12 36.05 Hz 频率响应的位移云图

图13 72.05 Hz 频率响应的位移云图

3 车内噪声分析

3.1 声学模型建模

基于车体有限元模型，提取车体内表面网格，对未封闭处进行密闭，形成车体内室密闭空腔。针对该车体内室空腔网格形成的内室空间，采用实体单元进行网格划分，形成声学有限元网格。最后生成的车辆声学有限元模型包含315 635 个节点，298 334个单元，如图14所示。

图14 声学内室空腔有限元模型

3.2 声学模态分析

利用声学内室空腔有限元模型进行声学模态分析［7］，模型边界不添加任何吸声或隔声材料。声学模态频率如表2所示。

表2 声学模态频率表

截取引起车体结构振动的频率与声学模态产生耦合，并且在车内形成稳定的声压分布、放大噪声、产生低频轰鸣感的频率值。图15～图17 为相应频率值下声学模态的声压云图。

图15 第2 阶声学模态的声压云图

图16 第3 阶和第4 阶声学模态的声压云图

图17 第8 阶和第13 阶声学模态的声压云图

3.3 车内噪声分析边界条件及场点布置

将2.3 节所得到的车体板件频率响应位移作为声学激励，不考虑轮轨噪声和气动噪声，车体内室空腔边界不做任何吸声处理。

因车体为对称结构，根据ISO 3381《各种有轨车辆噪声测量》和ISO 3095《铁道车辆噪声测量》标准，在车体的地板上方设置5 个离散的场点。各场点距离其地板高度为1.6 m，沿X 轴从负方向到正方向依次为 1、2、3、4、5号场点。表 3 为 ISO 标准场点编号及名称。图18 为ISO 标准场点的位置图。

3.4 车内ISO标准场点噪声结果分析

本次计算的车内噪声由车体壁板振动激发，所以在车体内室空腔边界处噪声较大。ISO 标准场点位于车体内室横断面中心处，相对噪声较小。各ISO 标准场点的总声压级列表见表4。5 个场点声压对比如图19所示。

图18 ISO 标准场点的位置图

表4 各场点总声压级列表

图19 5 场点声压对比图

综合分析5 个ISO 场点的声压分布特点发现，场点声压较大峰值出现在 20.05 Hz、36.05 Hz、54.05 Hz、72.05 Hz、88.05 Hz。提取这 5 个频率作为板件贡献量计算的分析频率。由图2、表2 和图19 可知，激励力和车体声学振动在36 Hz 左右发生了耦合。

4 车体板件贡献量分析

4.1 车体板件分组

根据车体的各个功能部件，合并贡献量不明显的板件，车体板件大致可分为车顶、侧墙、端墙、低地板及高地板五类。表5 为板件编号与板件名列表。图20 为各组板件所在的位置，括号内为左侧对应板件位置。

4.2 车辆板件贡献量分析结果

车体呈长筒形，各板件振动所激发的噪声经过车体壁板的反射、折射，声压的幅值、方向及相位都有所不同。车体任意点的声压为所有板件辐射噪声的总和，这就造成有些板件辐射的噪声在该点贡献量为正，有些板件辐射的噪声在该点贡献量为负。在对车体的板件进行设计和优化时，必须针对贡献量为正的板件进行优化才能达到效果。如果针对贡献量较低的板件进行优化，反而可能增大噪声。基于以上原理分析板件在各峰值频率的贡献量，计算结果如图21～25所示。