速度350 km/h 双层动车组动车降噪设计

鄢桂珍，潘光亮，郭建强

（中车青岛四方机车车辆股份有限公司， 山东青岛266111）

双层客车具有载客量大，人均能耗低的优势，能够满足繁忙线路运能提升需求，也符合轨道车辆低碳环保的发展趋势。国外动车组发展过程中，双层动车组是一个重要的发展方向，并且有广泛的运营经验，其中投入运营最多的是法国阿尔斯 通TGV双层动车组，累计交付近200 列［1］。除此以外，还有日本的E1 和E4 双层动车组、庞巴迪的IR200 双层动车组等。我国国内生产的“新曙光”号、“神州”号、“庐山”号以及“金轮”号双层动车组，均为内燃动力集中双层动车组，最高运营速度180 km/h［2-3］，基于动力分散技术的双层电力动车组，在国内还是空白。随着京沪高铁等繁忙线路客流攀升，研制载客量更大的速度350 km/h 双层动力分散动车组已非常迫切，而作为整车重要性能指标的车内声学舒适度是双层动力分散动车组急需解决的重要课题。CRH380A 和谐号、CR400复兴号动车组研制过程中的噪声控制技术研究，为双层动车的降噪设计提供了良好的基础［4-6］。

根据速度350 km/h 双层动车组动车的平断面特点，提出噪声控制重点区域，基于CR400 复兴号动车组的噪声研究基础，采用声学正向设计技术，完成动车组的动车整车降噪设计及仿真预测。

1 速度350 km/h 双层动车组动车结构

图1 单层和双层布置对比

1.1 断面增大带来气动噪声增加

双层动车组动车车体高度比CR400 复兴号动车组增大450 mm，比CRH380A 和谐号动车组增大800 mm，如图2 所示。随着断面增大，气动阻力和噪声均增大。 相比CRH380A 和谐号动车组，CR400 复兴号动车组断面增大后，中低频噪声明显增加，如图3 所示。

1.2 下层客室与轮轨噪声源更近

客室区域，双层动车组动车下层客室下沉，下层地板更接近轨道，原设备舱区域约1 m 的高度空间变成下层客室旅客乘坐区域。单层动车组地板下方声源为设备舱内噪声，由于有密封式设备舱的隔声效果，噪声源较小。双层动车组的下层地板外部声源为轮轨和气动噪声叠加声源，这种车辆平面布置和断面变化，导致下层地板外部噪声源增大约9 dB（A），如图4 所示。

图2 车体断面高度对比

图3 气动噪声对比

图4 增加设备舱前后客室地板下表面噪声

1.3 牵引变流器车内布置产生电磁噪声

由于双层动车组没有设备舱，牵引变流器安装于车厢内端部区域，如图5 所示。牵引变流器工作时的电磁噪声、冷却系统噪声和振动成为车厢内直接声源，将影响通过台和客室端部噪声。

图5 变流器车内安装位置

1.4 上层客室走路声可能影响下层乘客声学舒适性

双层动车组要求上下层客室车内噪声水平相当，上层客室地板主要起承载作用，对上层客室地板隔离上下层客室噪声相互传递没有特殊要求，但是上层客室内的乘客在客室活动产生的噪声，如高跟鞋走路、小孩跑跳、提放行李/物品落地等对地板的瞬时冲击产生的噪声，可能会对下层乘客的乘坐舒适性有一定影响，需要对上层客室地板的撞击声隔声量进行评估和优化设计。

2 降噪设计与验证

2.1 隔声设计理论

高速动车组车辆断面结构一般为“车体型材+吸声隔声材+内饰板”的双层板结构。双层板的构造形式“板—中间夹层（空气或吸声材）—板”相当于一个“质量—弹簧—质量”弹性系统，其隔声特性曲线如图6 所示。

图6 双层板隔声特性曲线[7]

双层板共振频率f0计算公式如下：

其中，M1、M2为两层板的面密度，kg/m2；ρ为空气密度，kg/m3，常温下为1.18 kg/m3；c为声速，常温下为344 m/s；d为两板间空气层厚度，m。

为降低双层板的共振频率，可提高M1和M2的面密度，同时增大两层板之间的空气层厚度。

其三，程序的输出端。自然人可以通过对“人工智能创作”的输出结果进行判断和选择，挑选出符合自己要求的创作结果。如前述高空气球自动摄影案和猴子自拍案中，主张自己为作者的自然人均声称自己从相机自动拍摄或动物随机拍摄的大量相片中挑选出了具有美学价值的照片。这类人工智能创作结果可能因为经过自然人的判断和选择而具有作者创作。

当外界声波的频率与双层板系统的固有频率一致时，双层板就会产生共振，此时，声能量很容易穿透双层板，使隔声下降，在隔声特性曲线上形成一个低谷。双层板结构也会产生吻合效应，它的临界频率fc取决于两层板各自的临界频率，当两层板由相同材料构成，且M1＝M2时，两临界频率相同，使得吻合谷凹陷加深；当两板的材料不同或M1≠M2时，隔声特性曲线将有2 个低谷，但凹陷的深度较浅。

图6 中，阴影区域表示双层板构造的隔声性能优于同等质量的单层板部分。若f0往低频移动，阴影区增大，反之则减少。因此，共振频率的位置对双层板的隔声性能有很大的影响。另外在设计时应当采用材料不同的两层板，或使M1≠M2，这样两板的临界频率互相错开，使吻合谷变浅。

2.2 型材优化

动车组车体结构为双层铝合金挤压型材，断面结构包括上面板、下面板和中间筋板组成，如图7所示。型材面板和筋板厚度、筋板角度等参数对型材隔声量均有影响［8］。

图7 型材结构示意图

双层动车下层客室区地板靠近钢轨，外部声源大，对结构隔声量要求更高。以隔声量为目标，综合考虑结构面密度、刚度、厚度等参数限制，进行型材断面声学综合寻优设计，最终得到几种型材断面的优化方案参数见表1，各种结构对应的隔声量曲线如图8 所示。

表1 铝型材参数优化列表

综合考虑型材刚度、面密度以及隔声量结果，选定型材3 进行样件试制，并在混响室内测试其隔声量。试验结果与仿真结果见图9 所示，从图中可以看出，在大于300 Hz 以上频段，仿真结果与试验结果频谱曲线吻合度较好。因为型材刚度较大，一阶模态频率大于300 Hz，所以仿真计算的隔声量在低于300 Hz 的结果误差较大。

图8 隔声量仿真计算结果

图9 型材隔声量仿真计算与试验结果

2.3 阻尼优化

对型材结构进行阻尼处理，是进一步提高隔声量的有效方式。双层动车组车体型材阻尼处理前后的隔声量曲线如图10 所示。从图中可以看出，型材阻尼处理后，隔声量提高约3 dB。由于阻尼的增加，对改善因结构共振导致的声传播效果较好，因此隔声量曲线上，1 250 Hz 和2 000 Hz 处因吻合频率导致的隔声量低谷改善显著，而800 Hz以下频段，主要是隔声“质量定律”起作用，因此隔声量提升较小。

2.4 内饰板隔声优化

地板区域内饰结构因考虑到承重的要求，质量分配相对较大，主要从改变内饰板件结构本身进行隔声优化，重点对比了铝蜂窝结构、软木结构和复合隔声地板结构的面密度和隔声量差异，随着面密度的提高，隔声量在整个频段明显提高如图11 所示。

因考虑自重，内饰顶板本身的面密度不易太大，主要从阻尼优化角度进行优化，如图12 所示，可根据不同区域降噪需求进行阻尼结构选择。

图10 型材及表面加阻尼隔声效果

图11 不同内饰地板隔声量差异

图12 内饰顶板隔声量优化

2.5 牵引变流器间隔声优化

为降低牵引变流器噪声向车内传递，将原车体结构向内延伸到通过台走廊位置，形成一个相对独立的空间，将牵引变流器隔离在车体密封结构之外，形成牵引变流器设备间。变流器设备间的墙壁结构，从外向内依次为“穿孔铝板+型材+内饰板”的“一重两轻”3 层墙结构，墙与墙之间填充吸声材料以增加声能损耗，隔声性能如图13所示。

图13 变流器间墙壁隔声量

2.6 上层地板撞击声隔声优化

为减小上层客室旅客活动带来的地板撞击声对下层乘客的影响，设计了带有中间减振层的上层客室地板断面结构。按照GB/T 19889.5 和GB/T 19889.7 的测试方法，分别进行了实验室和现车测试。

实验室测试规范化撞击声压级测试现场如图14 所示。针对初步方案撞击声导致的声压级较大问题，提出在地板布和承重型材间增加减振材料的优化方案，改进后的结构，规范化撞击声压级可降低3 dB，如图15 所示。

图14 上层地板撞击声隔声测试

3 整车噪声仿真预测

整车噪声仿真预测采用统计能量法。该方法根据车外噪声源分布和车辆结构特性，设置不同的子系统。CR400“复兴号”动车组线路试验过程中，对轮轨区、车体表面、设备舱底部、车顶等区域分别布置了传声器，测试获得了实际的噪声源数据，以此为基础确定双层动车组动车噪声源特性，进行车内噪声预测，获得车内声场分布如图16所示。

图16 客室噪声仿真计算结果

从图16 可以看出，变流器间内噪声较高，对通过台噪声有一定影响，但整个客室区域的噪声较低，且声场分布均匀，满足设计指标要求。

4 结束语

在充分分析双层动车组动车结构特点对噪声影响的基础上，开展针对性的降噪设计，并通过试验和仿真对方案进行优化。整车噪声仿真预测结果表明，在轻量化和有限空间尺寸约束下，降噪设计结构，达到了整车噪声预期目标。由于目前尚不具备线路运行试验条件，具体实施效果有待进一步的试验验证。