隧道内运行城铁车辆的声学性能分析

李博，李新一，高阳

(中车长春轨道客车股份有限公司 国家轨道客车工程研究中心，吉林 长春 130062)*

近几年，随着我国经济的飞速发展，越来越多的城市采用一种现代化的城市公共交通运输形式:城市轨道交通，来缓解日益繁重的交通压力，给城市居民的出行带来快捷和方便.随着城市轨道交通向高速方面发展，乘客对车辆的乘坐舒适性要求越来越多，城市轨道交通车辆的车内噪声直接影响旅客的乘坐舒适性，也是反映车辆品质的重要指标［1］.关于轨道车辆噪声产生机理、噪声特性分析以及寻找控制措施等方面，国内外学者进行了大量的工作，已经取得丰富的成果［2-3］.目前大部分关于城市轨道交通车辆的声学特性研究是基于车辆在空旷场地运行的条件下开展的，然而几乎所有城市的轨道交通车辆是在地下隧道内运行，乘客对车辆的声学舒适性最直观的要求也是基于车辆在隧道内运行时车内的噪声情况.

本文利用统计能量法建立某项目轨道车辆在隧道内运行的SEA模型，并进行轨道线路的粗糙度及衰减率测试、子系统的隔声量测试、将测试结果作为车辆SEA计算输入条件，计算车辆全频段范围内的振动噪声［4］，研究车辆在隧道内以120 km/h速度运行时车内噪声情况，分析车辆在隧道内运行时，影响车辆声学性能的主要因素.为后续轨道车辆在隧道内运行的车内噪声研究提供技术支持.

1 隧道内运行情况分析

速度等级为300 km/h以下的轨道车辆主要噪声源为轮轨噪声，轨道车辆运行在空旷的开阔场时，车下的轮轨噪声大部分传递到远处，有一部分轮轨噪声通过地板传递到车辆内部，少部分的噪声通过车辆的其他部件(客室门、客室车窗、侧墙、车顶)传递到车内，如图1所示.

图1 列车在空旷场地运行

当车辆运行在隧道内时，由于隧道空间的四周壁面均为硬质水泥，因此可以将车辆周围的隧道空间考虑成混响空间，根据混响空间的特性可知:整个混响空间噪声能量基本上是均匀分布的，轨道车辆的轮轨噪声辐射到隧道壁之后又反射到车辆上，车辆外部作用在车辆四周板件(底架地板结构、客室门、客室车窗、侧墙、车顶)的声音能量基本相同，如图2所示.因此，对于运行在隧道内的轨道车辆，车辆四周的所有板件的隔声量对车辆的声学性能的贡献量基本相同，所以，为了降低隧道内运行车辆的车内噪声水平，需要提高车辆所有板件的隔声量.

图2 列车在隧道内运行

2 车内噪声计算

2.1 整车SEA模型建立

表1给出了某项目车辆的车体参数以及隧道尺寸参数，以此参数在SEA分析计算软件中建立车辆和包裹车辆的隧道模型，如图3所示，合计有296个板壳子系统.将车体外的隧道空间建立成声腔子系统，模拟隧道环境的声能量混响状态.

表1 某项目地铁车辆车体参数及运行隧道参数

图3 车辆和隧道SEA模型

建立了详细的子系统模型，包括客室门、司机室端门、客室车窗、空调系统、地板结构、侧墙结构、车顶结构、端墙结构等8个子系统，在计算软件中对不同的子系统赋予不同的材料属性以及隔声特性，各子系统的材料属性如表2所示.

表2 车体SEA模型材料参数表

统计能量法具有能量统计特性［5］，因此不论子系统尺寸多大、结构多么复杂，计算的声音能量在各个点的响应是相同的，因此，为了区分并细化不同区域的声学特性，在计算时需将大的系统划分成小子系统，如图4所示.

图4 SEA模型子系统划分

通过对整车的噪声传递路径分析，可以获得车辆在隧道内运行，影响车辆车内声学性能最重要的结构是那些，据此优化这些结构声学设计，提高车辆的声学性能.

2.2 边界条件设置

准确的计算输入可以使车辆在隧道内运行情况下的SEA计算更加准确，能够更好的为项目开展声学设计研究提供可靠的技术支持.因此，从两方面考虑计算车辆车内噪声的边界条件，一是声源轮轨噪声输入，二是子系统的隔声量输入.

2.2.1 轮轨噪声输入

对该项目车辆运行的轨道线路粗糙度和衰减率进行测试，利用测试结果计算车辆的轮轨噪声［6-8］作为车辆噪声SEA计算的声源输入.

轨道的衰减率测试结果如图5所示，其中曲线1为国际标准ISO 3095-2013［9］中关于轨道衰减率的要求，曲线2为测试的实际线路衰减率.可以看出轨道衰减率在高频1 000 Hz以上是满足标准要求的，但是在影响轮轨噪声的关键频率处500～1 000 Hz范围，轨道的衰减率明显低于标准要求.

图5 轨道衰减率

图6 为轨道粗糙度测试结果，图中曲线2为国际标准ISO 3095-2013中关于轨道粗糙度的要求，曲线1为线路的轨道粗糙度测试结果，可以看出轨道的粗糙度基本满足标准的要求，但波长大约为2.4～12.5 cm范围内的结果超过标准要求，该波长范围内的轨道粗糙度引起的120 km/h速度车辆的轮轨噪声频率范围为300～1 400 Hz.

影响车辆轮轨噪声的主要参数是轨道的粗糙度和衰减率，由图5的轨道衰减率测试结果和图6的轨道粗糙度测试结果可知，车辆的轮轨噪声峰值应该在500～1 000 Hz范围内.

图7为轮轨噪声的计算结果，可以看出车辆的轮轨噪声在 315～1 600 Hz范围内，超过90dBA，轮轨噪声的峰值在 630 Hz处，超过105dBA，轮轨噪声的特性符合轨道粗糙度和衰减率的测试结果.

图7 轮轨噪声计算结果

2.2.2 子系统隔声量测试

该项目车辆的设计是在现有技术平台车辆的基础上开展的，其中主要改进的结构为地板结构和空调系统:地板结构采用的是不锈钢板下置式的悬浮地板结构;空调系统的安装方式为下沉式安装.其他结构没有改变，因此司机室端门、客室车窗、侧墙结构、车顶结构和端墙结构的隔声量参考现有车辆的数据，对新的地板结构和空调系统进行隔声量测试.

关于客室门，现有的隔声量数据都是在实验室测试单个门板的数据，不能代表客室门系统安装在车辆上的整体隔声量(考虑实际安装情况下车门系统安装配合以及车门系统与车体之间的安装配合)，因此，为了准确的计算车内噪声水平，获得准确的子系统隔声量数据，对该项目的车门系统模拟实际安装情况进行隔声量测试.

图8为车门系统隔声量测试现场图片.在声学实验室的混响-全消隔声套组测试窗口安装整个车门系统，安装的结构还包括车门与门框的连接部位，在实验室内复现车门系统安装的实际情况，这样测试获得的车门系统隔声量结果更接近实际情况.

图8 车门系统隔声测试

从测试结果图9可以看出，该项目采用的车门系统隔声量在800～1 250 Hz频率范围存在谷值，研究发现，引起该车门系统隔声量在800～1250Hz频率范围存在谷值的主要原因是由于为了保证车门系统能够正常开关，在下方车门与滑道之间存在一定的缝隙.该项目车门系统隔声量为26 dB左右.

图9 车门隔声量测试结果

图10为空调系统隔声量测试工装.该项目车辆的空调系统的安装方式不同于传统的车辆的空调安装，车体上空调安装处没有车体结构，空调属于下沉式安装，因此空调系统结构不仅仅是声源设备，其还承担着防止车外噪声进入车内的隔声结构作用.为了准确的测试空调结构的隔声量，在半消声室中建立如图10的测试工装，工装本身为一个小型的单独混响室结构，空调结构模拟在车体上安装方式安装在工装上方，标准声源设备放在工装内部，在工装上方利用声强扫描方式进行空调隔声量测试.该空调结构的隔声量为33 dB左右.

图10 空调系统隔声量测试

该项目车辆的地板结构采用的是悬浮地板结构，悬浮地板的结构简单，有一定的减重效果，为了验证其隔声效果，对其进行隔声量测试，如图11所示，在上下结构的混响-混响隔声套组中进行地板隔声量测试.根据测试结果可知，该悬浮地板结构的计权隔声量为40 dB左右.

图11 地板结构隔声量测试

2.3 计算结果

将2.2节所述的边界条件输入到车辆的SEA计算模型中，利用SEA软件对车辆在隧道内运行的情况进行车内噪声计算，计算结果如图12所示，可以看到车内噪声的能量主要在630～1600Hz范围内，并且客室4的噪声能量最大，总声压级将近85 dBA.

图12 计算结果

为了进一步研究车辆在隧道内运行时噪声的传递路径，有针对性的提出车辆声学优化设计方案，计算了从各子系统进入声腔客室4的声音能量比率，计算结果如下表3所示，可以看出从车门处进入声腔客室4的声音能量最多，占总能量的61.3%.根据子系统隔声量测试结果可知，车门的隔声量是子系统中最低的，因此为了降低车辆在隧道内运行时车内噪声，改进车门结构提高车门隔声量是一个重要的措施.

表3 各子系统对客室4的声能量贡献量%

3 结论

为研究隧道内运行轨道车辆车内噪声，本文对某120 km/h速度等级城市轨道交通车辆项目在隧道内运行的情况建立SEA模型，并测试该项目运行线路的轨道粗糙度及衰减率，测试车辆子系统:地板、车门、空调的隔声量，将测试结果作为输入条件，进行车辆车内噪声计算.

(1)根据车体参数以及隧道尺寸参数，在SEA分析计算软件中建立车辆和包裹车辆的隧道模型，合计有296个板壳子系统.将车体外的隧道空间建立成声腔子系统，模拟隧道环境的噪声能量混响状态;

(2)在声学实验室中测量完整车门系统的隔声量，发现车门系统下方滑道部分结构存在声泄露问题，影响车门整体隔声性能，车门系统隔声量为26 dB左右;测试所采用的悬浮地板结构隔声量为40 dB，空调系统隔声量为33 dB;

(3)该项目车辆在隧道内以120 km/h运行时，车内噪声水平为85 dBA左右;

(4)车辆在隧道内运行时，车外环境类似为混响场，车辆四周的噪声能量相当，由于客室车门的隔声量最低，噪声通过客室车门进入车内的噪声能量最多，占总噪声能量的61.3%，因此研究客室车门结构，提高客室车门的隔声量是降低隧道内运行轨道车辆车内噪声水平的重要研究方向.