城际动车组噪声控制技术研究

2020-07-21李泽宇邢海英周伟旭蓝兴远刘雪梅曹长业

大连交通大学学报 2020年4期

李泽宇，邢海英，周伟旭，蓝兴远，刘雪梅，曹长业

(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)*

我国城际轨道交通发展迅速，到2020年城际铁路里程已达6000多公里，城际动车组在追求快速、便捷和安全的同时，更注重乘坐的舒适性，而噪音是舒适性的重要影响因素，目前国内动车组普遍存在着车内噪音较大的问题，很难满足乘客及司乘人员对乘坐舒适性的要求.

目前欧洲三大轨道车辆供应商西门子、阿尔斯通、庞巴迪动车组产品车内噪声的指标参考TSI“铁路车辆 -噪声”子系统互通性技术规范［1］;在其研发过程中均利用噪声软件对车辆的内部噪声进行预测和评估，研制工程中采取声学控制方案改进和提高车辆的声学特性.

我国城际铁路发展时间较短，对高速条件下动车组车内噪音研究的起步较晚，对噪声的研究多集中在产品的噪声测试方面，并没有将噪声控制纳入整车的顶层指标，对整车的声学性能还处于凭借经验控制的阶段.本文采用理论分析与试验验证相结合的方法，利用VAONE软件进行声场仿真分析，预测动车组车内噪音水平，针对噪音影响因素较大的部件开展噪音控制技术和测试技术研究，通过整车线路试验验证城际动车组车内噪声水平.

1 车内噪声指标

高速试验列车总体技术条件中规定，当列车以300 km/h速度运行时车内噪声不超过68 dB(A);国际铁路联盟规程UIC567中规定，当列车以160km/h速度运行时车内噪声一等客车应不超过65 dB(A)，二等客车不超过68 dB(A);高速电动车组通用技术条件规定列车以350 km/h速度运行时一等车客室噪声不超过65dB(A)，二等车客室噪声不超过68 dB(A)，司机室内噪声不超过 77 dB(A)［2］.

目前国内城际动车组尚未制定车内噪声标准，考虑到城际动车组的最高运行速度为250km/h，参照国内、外相关标准，并根据城际车的应用特性，客室的噪声控制从减振、隔音、吸音三个方面考虑，按GB/T12816《铁道客车内部噪声限值及测量方法》执行，目标值如表1所示.

表1 城际动车组车内噪音限值

2 噪声仿真分析方法

为了更好地对车辆噪声进行控制，方案设计阶段开展动车组噪声性能预测计算分析.首先制定列车噪声控制计划，建立整车声学仿真计算模型，根据噪声控制目标对各子系统进行噪声分配，通过计算评估结果是否满足噪声目标，如果不满足，提出改进建议，进行减振降噪措施的动态调整，同时对子系统噪声指标重新分配，更新模型，再进行噪声预测，直至预测结果满足噪声要求.

对于车辆整车声学仿真分析，应用仿真分析软件VAONE进行车内声场计算.统计能量分析中的能量是在各个子系统间流动的，单位时间内的能量即是功率流，而系统的功率流是遵守功率流平衡方程的.含有N个子系统的复杂结构的统计能量模型，Pi为第i个子系统的输入功率，ni，nj，ηi，ηj，ηij，ηji分别为子系统的模态密度、内损耗因子和耦合损耗因子，ω为系统固有频率，则功率平衡方程的通式为［3］:

其中，[L] 为包含内损耗因子和耦合损耗因子的系统能量损耗矩阵，具体表达式为:

式中，[E]为子系统能量矩阵，[P]为系统输入功率矩阵，具体表达式分别为:

上述方程代表了用统计能量法对复杂系统进行分析的最基本表达式，通过这些参数和输入功率，可以求解目标子系统的平均能量水平，进而得到振动级、声压级等振动噪声结果，在整车声场的仿真计算过程中，其中声腔子系统的划分、子系统之间的连接、声腔模态、部件隔声指标，主要声源(轮轨、气动、电气设备等)的辐射声能指标及材料弹性模量、刚度系数、损耗因子、吸声系数等参数等在整个仿真计算过程中起着决定性的作用.

通过仿真计算分析出车内声场情况，对于声学性能恶劣的结构以及声能辐射严重的声源，通过软件进行优设计进行声学指标控制，比如更换材料、结构、声源参数等，预测声学效果，直至达到满足声学指标要求，有针对性的选择理想的声学材料、结构及设备，使得车内声场得到最优化控制［4］.

3 车内噪音仿真分析

城际动车组为8辆编组，其中01车为头车，运营环境对其车内噪音的影响最大，因此选取01车开展噪音预测工作，基于统计能量法，以VAONE软件为仿真计算平台，建立城际动车组车内噪音预测分析模型［5］，车辆声学预测分析模型如图1所示.

图1 车内噪音预测分析模型

当动车组以160 km/h速度运行时，01车客室中央1.6m高和1.2 m高处声压级均为61 dB(A)，客室端部1.6 m高和1.2 m高处声压级均为66 dB(A);满足车内噪声设计要求不超过68dB(A)的要求.

当动车组以200 km/h速度运行时，01车客室中央1.6 m高和1.2 m高处声压级均为63 dB(A)，客室端部1.6 m高和1.2 m高处声压级均为68 dB(A);满足车内噪声设计要求不超过68dB(A)的要求.

当动车组以250 km/h运行时，01车车内噪音预测结果如图2所示，客室中央1.6 m高和1.2m高处声压级均为66 dB(A)，但客室端部达到69～71 dB(A)，超出车内噪声不超过68 dB(A)的设计要求.

图2 车内噪音计算结果

车内噪音仿真分析结果表明，动车组在250km/h时车内噪音超标，城际动车组对车内地板、墙板、顶板、防寒材等内饰件，车辆端部连接以及空调等附属设施等开展噪音控制研究;本文重点介绍对噪音影响显著的地板、风挡、空调回风道等部位的噪音控制方案.

4 车内噪音控制方案

根据动车组多年运用经验，地板是影响车内噪音的重要部件，针对车辆重点区域采取多种结构设计，制作样件测试数据对比，选择最优结构，完成整车的减振降噪结构设计，并得到实际结构测试参数，做为计算依据.

城际动车组在车体不同区域选取不同形式的地板结构开展隔音测试研究，共完成了21种不同结构、不同供应商地板的测试，本文选取了四种典型位置的地板结构如表2所示，其中典型试样2、3、12增加了厚度5 mm的隔音垫，分别应用于动车组不同位置;为考察不同供应商产品的噪声水平，试样12和试样2为不同供应商的产品.

表2 典型地板结构测试试样

测试结果如图3所示，可以看出增加5 mm隔音垫地板隔音效果明显，比未粘接隔音垫的地板隔音水平提高了约6 dB［6］.不同区域选用不同结构的地板，可以有效提高地板区域的隔音水平;同时不同供应商采用相同结构地板的测试结果表明地板隔音水平基本相似.

图3 地板结构隔音量

风挡是车辆端部噪音控制的薄弱环节，在250km/h运行状态下1-2车、2-3车风挡处噪声值在89～92 dBA，形成车外噪声进入车内的主要传递途径.典型频谱特性如图4所示，其中以中心频率800 Hz和100 Hz的1/3倍频段最显著.为提高风挡安装密封性，在风挡内、外部安装接口施加密封胶.渡板下部填充吸音材料聚氨酯吸音棉.

图4 车间连接风挡处噪声频谱

空调开启时，静态车内噪音最大为62dB(A)，其本体噪声对250 km/h车内噪声测试结果影响较小.但是在250 km/h运行状态下，其下方车内噪声显著.

由于空调回风道与车辆外部直接相通，外部噪声可以直接通过空调回风道进入车内.通过在空调回风道加装消声百叶，内壁增加吸音材料来降低进入车内的噪声，吸音材料选用厚度50 mm三聚氰胺.

通过地板区域加装隔音垫噪音控制方案的改进措施，转向架区域加装隔音垫很好地阻断了轮轨外部噪音的传递，隔声量提高6 dB左右.城际动车组在沪昆线上开展了整车噪声测试，测试结果表明，风挡内、外部安装接口施加密封胶、渡板下部填充吸音材料有效阻挡外部噪音进入车辆内部;空调风道加装吸音垫提升了车辆内部噪音的水平，试验结果表明动车组噪音水平满足客室68dB(A)，司机室77 dB(A)的噪音要求.