地铁车辆全频带车内噪声仿真研究

申通地铁维护保障有限公司 车辆分公司 上海 200235

1 研究背景

随着轨道交通建设的不断发展,轨道交通已经成为城市环境噪声污染的主要污染源之一。车内噪声是影响乘客乘车舒适性的重要因素,容易使乘客疲劳、注意力减退、头痛、神经紧张,对身体健康产生慢性危害,影响人们的正常生活、学习和工作[1]。

轨道交通的噪声一般可以分为六大类:滚动噪声、冲击噪声、曲线高频噪声、设备噪声、桥梁噪声和气动噪声。滚动噪声是由于车轮与轨道表面不平引起的。冲击噪声是车轮在钢轨上跳跃,以较大的能量冲击轨道而产生的。曲线高频噪声是车辆经过曲线轨道时产生的。设备噪声是车辆上各种电器、动力机械等设备产生的。桥梁噪声是列车与桥梁共同作用,通过桥梁发射出去的噪声。气动噪声是车辆与空气相互作用产生的。滚动噪声、冲击噪声、桥梁噪声是由于结构振动而产生的噪声,通常属于低频噪声，频率为0～200 Hz。曲线高频噪声、设备噪声、气动噪声则通常属于高频噪声，频率为200～20 000 Hz。

有限元法作为一种离散化分析计算方法,最初多应用于不包含结构与流体的耦合问题结构分析,计算适用频率相对较低。Nefske等[2]基于有限元法对汽车车内噪声分布相框进行了预测,分析车内声腔模态及对发动机激励的响应。Lucas等[3-4]基于有限元法进行了高频气动噪声的预测,虽然结果并不理想,但是得到结论：随着频带内模态数目急剧增多,现有声学有限元技术将不能准确识别出模态参数,这是有限元法对高频噪声失效的重要原因。随着航空航天技术的发展,高速飞行器的声振问题亟待解决,统计能量分析法应运而生。张强[5]应用统计能量分析法,采用附加隔声量方式,对高速列车司机室和观光区车内噪声进行了预测。逯广大等[6]建立了轿车统计能量分析模型,进行车内噪声传递路径分析和车内噪声仿真计算,在100～500 Hz频率内,仿真值与实测值误差在3 dB(A)以内。

笔者针对地铁车辆的车内噪声问题开展仿真分析和试验研究,采用有限元法和统计能量分析法相结合，对上海某地铁车辆进行高频段和低频段联合仿真,分析高频噪声源和低频结构振动噪声,按照ISO 3381—2005标准对该地铁进行噪声测试,通过试验验证仿真模型的可靠性。在研究中，笔者基于高频低频联合仿真原理,进行低频和高频声学建模,制订试验方案，并开展线路噪声测试,应用MATLAB软件进行数据处理；进行仿真结果和试验结果的比较,确认数据具有很高的吻合性,验证了仿真模型的正确性。

2 高频低频联合仿真

目前,国内外关于低频噪声的研究主要采用两种方法:有限元法和边界元法。传统车辆结构动力学数值预测模型主要采用有限元法,由于结构模型的精度在十阶至二十阶模态以后变得非常低,因此有限元法在轨道车辆噪声分析方面的局限性，使应用频段被限制在200 Hz以下。边界元法可以克服有限元法的一些不足。在边界元法中,亥姆霍兹方程被转换为积分方程。由于积分方程中的未知量分布在声场的边界表面,因此只有边界结构才需要被划分为单元,这样可以只建立边界表面二维模型,计算时间大大缩短,但其应用范围也被限制在400 Hz以下的低频段[7]。

统计能量分析法是研究高频噪声的一种有效方法,从统计的意义出发,运用能量的观点来解决复杂系统宽带高频动力学问题[8-9]。统计能量分析法预测噪声的过程为，将整个系统分解为简单的子系统，每个子系统代表一组模态，每个子系统耗散和传递能量，应用能量守恒原理于每个子系统及整个系统。

n个独立声源作用于某一点,产生噪声的叠加:

(1)

式中:Lpn为声源n在p点的噪声声压级。

笔者通过有限元法计算某地铁车辆0～200 Hz频段内1/3倍频程的噪声声压级,即中心频率为16 Hz、20 Hz、25 Hz、31.5 Hz、40 Hz、50 Hz、63 Hz、80 Hz、100 Hz、125 Hz、160 Hz频段的声压级。再通过统计能量分析法计算200～8 000 Hz频段内1/3倍频程的噪声声压级,即中心频率为200 Hz、250 Hz、315 Hz、400 Hz、500 Hz、630 Hz、800 Hz、1 000 Hz、1 250 Hz、1 600 Hz、2 000 Hz、2 500 Hz、3 150 Hz、4 000 Hz、5 000 Hz、6 300 Hz、8 000 Hz频段的声压级。考虑到不同频段内声的叠加即为不同单频段独立声源的叠加,于是通过式(1)进行叠加,得到0～8 000 Hz全频段内的噪声。

3 声学建模

3.1 低频有限元模型

低频噪声主要来源于结构振动,采用测试得到的振动加速度作为激励进行有限元分析。对某地铁车辆进行有限元建模,该地铁车辆尺寸参数见表1。

地铁车辆采用七节编组,其中Tc1、Tc6为带司机室的拖车,Mp2、Mp3、Mp5、Mp6为带受电弓的动车,M4为不带受电弓的动车。根据ISO 3381—2005标准,测点位置如图1、图2所示,分别在列车的一位转向架中心、列车中心和二位转向架中心，高度分别为1.2 m和1.6 m。

表1 地铁列车尺寸参数 mm

▲图1 Tc车测点分布▲图2 Mp车测点分布

车体结构由大量中空型材、加筋板等组成,同时还存在许多加强筋、倒角、圆角及安装孔洞等细小结构特征。若对此类细小结构特征均进行建模,单元质量往往得不到保证,同时也会导致模型过大。为了避免抽取中面及后期对中面模型进行修补的烦琐工作,在建模时忽略车体型材的实际厚度,仅以车体中空型材和内饰层结构的轮廓进行曲面建模,并进行适当简化。同时建立大量几何切分面,并对模型进行网格划分，网格尺寸为40 mm,如图3、图4所示。车体材料为铝型材,密度为2 700 kg/m3,抗拉强度为255 MPa,屈服强度为235 MPa,弹性模量为70 GPa,泊松比为0.33,剪切模量为23.1 GPa。

▲图3 Tc车有限元模型▲图4 Mp车有限元模型

将试验中测得的加速度数据作为激励,加载于转向架二系弹簧处,进行频率响应分析,得出频率响应结果。

建立车内空气有限元体单元模型，将车体频率响应数据、车内空气有限元网格及车体网格导入LMS virtual.lab进行分析计算，计算结果见表2。

表2 低频噪声有限元计算结果

3.2 高频统计能量分析模型

应用Hypermesh软件对整车模型进行合理的前处理,然后将其导入VAone仿真软件。根据统计能量分析模型的基本假设和建模原则,同时考虑车辆的对称性及仿真的计算量,建立统计能量分析模型,如图5所示。在建立整车统计能量分析模型的过程中,需要进行合理的子系统划分。在软件中建立整车模型时,利用模态相似群法对整车模型进行简化。整车车体结构用平板和单曲面板子系统进行模拟,车体铝型材采用等效隔声处理方式,包括顶板、侧墙及地板。车内外声场环境利用三维声腔子系统进行模拟,同时外部声腔子系统连接半无限流体,模拟无反射的外部声场环境。

噪声主要来源有司机室空调、客室空调、空气压缩机、制动电阻、电机、齿轮箱，加载方式均为利用理想噪声源加载在车体底部和车体顶部相应位置的声腔上。

▲图5 整车统计能量分析模型

高频噪声统计能量分析模型计算结果见表3。

表3 高频噪声统计能量分析模型计算结果

80 km/h运行工况和静止工况下高频噪声输入时整车辆噪声分布云图分别如图6、图7所示。

▲图6 80 km/h 工况下整车噪声分布云图▲图7 静止工况下整车噪声分布云图

4 噪声测量试验

4.1 试验方案

试验按照ISO 3381—2005标准进行。为了保证结果精确,试验时车辆周围无影响车内噪声测试的声源,传声器位置平均风速低于5 m/s。同时,应保证车内噪声为仅由车辆辐射并通过轨道反射的声响,而不是由轨道之外的建筑物、墙面或类似大型物体产生的反射声。紧靠轨道处不应有附加的吸声覆盖物或雪[10-11]。

试验在试车线上进行,试验工况分为静止工况和80 km/h常速运行工况。静止工况下，所有辅助设备正常工作。每个工况进行三组试验,结果取三组试验的平均值。为了控制背景噪声的影响,试验前应对背景噪声进行测量,如果试验时所测噪声与背景噪声差值小于10 dB,那么应按照标准规定进行修正。

噪声测量试验现场如图8所示。在测点位置布置电容传声器,灵敏度为50 mV/Pa,动态范围为20～142 dB,频率范围为10～20 000 Hz,使用风罩减小风对传声器的影响。设置直流供电模块、数据采集系统和控制计算机。试验中设定数据采样频率为20 kHz，静止工况下采样间隔时间为20 s,80 km/h运行工况下采样间隔时间为10 s。

▲图8 噪声测量试验现场

4.2 数据处理

按照ISO 3381—2005标准,地铁列车车内噪声等级应达到两个要求。

(1) 列车停止在自由声场内,所有辅助设备均正常工作时,客室内中心距地板面1.2 m、1.6 m高处,A加权连续噪声声压级小于69 dB(A),司机室内A加权连续噪声声压级小于65 dB(A)。

(2) 当列车以76 km/h～84 km/h的稳定速度在自由声场中运行时,客室内中心距地板面1.2 m、1.6 m高处,A加权连续噪声声压级不大于74 dB(A),司机室内A加权连续噪声声压级不大于72 dB(A)。

A加权连续噪声声压级LA为:

(2)

式中：T为采样间隔时间；pA(t)为A加权的瞬时声压值；p0=20 μPa。

使用A加权是因为人耳对声响的感觉会随频率及压声的变化而变化,为使被测的声压级与人耳的响度相对应,需要使用加权曲线在频率域施以加权。

应用MATLAB软件编写数据处理程序,对数据进行处理。

4.3 试验结果

线路区间内测点13背景噪声、静止工况和80 km/h运行工况下所采集的电压波形依次如图9、图10、图11所示。

▲图9 测点13车内背景噪声电压波形▲图10 测点13静止工况下车内噪声电压波形▲图11 测点13 80 km/h工况下车内噪声电压波形

5 仿真与试验结果对比

根据式(1)进行噪声叠加,对仿真与试验进行对比，见表4。

表4 仿真与试验结果对比

80 km/h运行工况和静止工况整车噪声仿真与试验结果对比分别如图12、图13所示。通过图12、图13可以发现,试验与仿真测点结果吻合性较好。80 km/h运行工况下,Tc车内测点1～测点8误差非常小,平均误差为 1.01 dB；Mp车内测点9～测点14误差相对较大,平均绝对值误差为3.73 dB,但是曲线的趋势保持了一致。静止工况下,仿真数据相比试验数据偏大,平均绝对值误差为2.13 dB,曲线的趋势基本保持一致。可见,通过有限元法和统计能量分析方法进行联合仿真是合理正确的,所建立的声学模型有较高的可靠性。

▲图12 80 km/h工况整车噪声仿真与试验对比▲图13 静止工况整车噪声仿真与试验对比

无论是仿真结果还是试验结果,总声压级都未超过ISO 3381—2005标准规定的要求,但是在某些测点已非常接近标准限值。如何通过隔声、吸声等方法进一步减小噪声,使乘客的乘坐体验更加舒适,仍然是亟待解决的问题。

6 结束语

笔者通过有限元法和统计能量分析法联合仿真,分别建立低频有限元计算模型和高频模型,通过噪声叠加公式进行高频和低频叠加,得到地铁车辆全频带车内噪声仿真结果。通过试验对比，确认这一方法具有较高的可靠性与精确度,为后续创建更为精确的仿真模型提供了技术基础。在实车生产前进行车内声振环境的仿真预测,可以帮助设计者有针对性地进行车体结构改进和材料选取,从而降低生产成本,缩短研发周期,减少人力和物力的浪费。