裙板结构对市域列车车内噪声的影响分析

2022-08-29顾汉星王瑞乾杜星陈建政肖新标

中南大学学报（自然科学版） 2022年7期

顾汉星，王瑞乾,2，杜星，陈建政，肖新标

(1. 西南交通大学牵引动力国家重点实验室，四川成都，610031；2. 常州大学城市轨道交通学院，江苏常州，213100)

市域列车主要在大城市与其卫星城镇之间运行，与高速铁路相比，市域铁路沿线人口密集，且受成本等因素限制，声屏障降噪措施并未普及。与地铁列车相比，市域列车多运行在高架线路上，运行速度更高。因此，对于沿线居民产生的噪声影响需要引起高度的重视。合理安装裙板是减小列车车外通过噪声的有效方法之一[1]，但会增大车内噪声[2]，降低乘坐舒适性。因此，开展市域动车组底部加装裙板后对车内噪声影响研究，对低噪声绿色城市轨道交通的发展具有重要意义。

列车车体结构复杂，其具有很强的参数不确定性，传统的数值方法在建模和分析计算上都存在一定的困难[3]，统计能量分析(statistical energy analysis，SEA)方法在很大程度上可以和传统的数值方法形成互补。HARDY[4]基于SEA 方法建立了160 km/h列车运行车内噪声预测模型，获得了列车车内空气传声路径贡献量，并提出相应的控制措施。ZHENG 等[5]在SEA 方法基础上提出了统计声学能量流方法，考虑车外至车内的声能流动，预测车内的声学响应。毛杰等[6]采用SEA方法建立了高速列车的车内噪声预测模型，采用多物理场耦合激励，计算了200～1 600 Hz 的车内噪声。由此可见，统计能量法是轨道交通列车车内噪声时广泛采用的计算方法。针对列车底部加装裙板结构对列车噪声的影响，国内外也有不少的研究成果可供参考。KWON等[7-8]对韩国高速列车进行了风洞试验，采取包裹转向架区域的措施，进行了比例模型试验，发现对转向架区域包裹面积越大，列车运行时的气动阻力越小。UDA 等[9]使用1∶70列车模型研究了转向架腔的低噪声设计，发现将转向架侧面安装扇形挡板并减小转向架腔的体积可以降低列车车外噪声。黄莎等[10]基于Lighthill声学理论，对高速列车转向架部位气动噪声进行数值模拟，发现列车以300 km/h 的速度运行时，通过在转向架部位安装裙板，车外噪声测点平均降幅为1.3 dB；通过增加裙板的安装面积，平均降幅进一步降低0.7 dB。KIM等[2]建立了安装裙板结构的动力分散式列车模型，计算发现安装裙板可降低车外噪声约2 dB，但会使车内噪声增加约1 dB。

由上可知，在市域列车底部安装裙板结构后，可以阻挡底部部分噪声直接向外传播，从而降低列车车外噪声。但另一方面，转向架区域及辅助设备区域噪声会在裙板之间产生多重反射，从而增强底部声场，进而增大车内噪声。但不同形状、不同位置的裙板对车内噪声的影响不尽相同，如何选取合适的列车底部结构及布局，以及如何进行车内降噪处理，有待进行进一步研究。

本文作者基于统计能量分析方法，以列车的第一节动力车作为研究对象，建立市域列车车内噪声仿真预测模型。用计算得到的轮轨声源振动声辐射、车体表面声学响应和现场试验得到的各辅助设备声压级作为声源激励输入，计算列车以140 km/h 匀速运行时的车内噪声，研究裙板位置、裙板高度对车内噪声的影响。根据车体结构的隔声和裙板吸声处理优化结果，对车内噪声进行降噪效果评估。

1 车体表面声学响应仿真计算

1.1 边界元法

边界元方法也称为边界积分方法，采用Gauss定理，把一个封闭区域上的积分转化为该区域边界上的积分，其基础便是求解边界积分方程[11]。边界元可以分为2 种，即直接边界元和间接边界元。直接边界元在内域或外域求解经典的Helmholtz 积分方程，不能同时求解边界的内部声场和外部声场。而间接边界元则是同时在边界元内域和外域求解，可以同时求解边界的内部声场和外部声场。

本文所求解市域列车车体表面声场，以获取市域列车车体表面声学响应，采取直接边界元法求解。

对于三维空间声场内任意一点的外声场问题，声压满足[12-14]：

要求解式(1)，首先要确定边界表面的法向振动速度以及表面声压，然后基于边界表面的法向速度和表面声压，求解空间声场任意一点的声压。

本文边界元计算中采用三角形单元，每个单元内的任意点的坐标可以由单元所包含节点坐标和形函数插值得到，如下式所示：

式中：Ni(ξ)为形函数；xi，yi和zi为单元节点的全局笛卡尔坐标。

1.2 市域列车车体表面声学响应计算

以市域动车组动力车辆作为研究对象进行声场仿真预测。对于运行时速在120～160 km/h 的市域动车组，主要噪声源为车身下部轮轨噪声和牵引设备噪声[15-16]，其中，牵引设备噪声包括牵引电机噪声和齿轮箱噪声。

为了获得市域动车组轮轨声源噪声，在模型中采用Hertz线性接触弹簧来模拟市域动车组车轮与钢轨间的接触。车轮以速度v在轨道结构上运行时，通过接触滤波得到轮轨联合粗糙度，共同激励轮轨系统产生振动并向外辐射噪声。采取有限元方法，计算市域动车组车轮结构振动响应[17]。

为了解市域列车不同辅助设备区域的噪声特性，在列车相关位置布置噪声测点。通过线路试验，对于同样工况进行多组试验，获得了市域列车空气声源激励输入。轮轨声源和各辅助设备声源频谱如图1所示。

图1 声源激励输入数据Fig.1 Source excitation input data

基于声学边界元法，按某市域列车动力车辆和轨道实际尺寸，在声学仿真软件VAONE中建立车体表面声学响应仿真预测模型，包括车辆、线路边界、吸声边界和声学特性等参数，计算车体表面场点声压级。计算模型中声源类型为单极子声源，轮轨声源加载在轮轨接触点位置，车体边界的阻抗参考文献[18]取1.71×107kg/(m2·s)，仿真预测模型如图2所示。

图2 车体表面声学响应仿真预测模型Fig.2 Simulation model of car body surface acoustic response

在设置场点时将车体表面垂向上分为3 个区域，即侧墙下部场点、侧墙中部场点和侧墙上部场点，车底和车体表面纵向上分为12 个区域，共计48个计算场点。在此基础上计算了列车以140 km/h运行时的车体表面声压级，图3所示为市域列车未安装裙板时车体表面各场点声压级仿真结果。

图3 未安装裙板车体表面场点声压级仿真结果Fig.3 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface without skirt

由图3可见：市域列车以140 km/h运行且未安装裙板时，列车车底区域场点声压级总值保持在109～116 dB，侧墙区域场点声压级总值保持在88～98 dB。车底区域场点声压级在纵向上呈现两端转向架区域高、中间低的趋势，侧墙上部、侧墙中部和侧墙下部区域场点声压级在纵向上差异较小。

为了探究裙板安装位置和裙板高度分别对于列车车内噪声的影响，设计如图4所示的4种裙板模型。裙板为铝制加筋结构，其声阻抗为17.1×106kg/(m2·s)。

图4 裙板安装位置及尺寸示意图Fig.4 Diagram of skirt installation position and size

图5所示为市域列车安装裙板时车体表面各场点声压级仿真结果。由图5 可见：市域列车以140 km/h运行且转向架位置安装裙板时，列车车底区域场点声压级总值保持在110～118 dB，侧墙区域场点声压级总值保持在87～98 dB。转向架及辅助设备位置安装裙板时，列车车底区域场点声压级总值保持在113～117 dB，侧墙区域场点声压级总值保持在85～96 dB。

图5 安装裙板车体表面场点声压级仿真结果Fig.5 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface with skirt

2 市域列车裙板对车内噪声影响

2.1 统计能量分析法

统计能量分析的基本思想是使用功率流平衡方程描述各个子系统之间的耦合关系。对于包含N个子系统的复杂动力学系统，其功率流平衡方程为

式中：E为子系统能量矩阵；P为系统功率输入矩阵；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，分别为

式中：ηik为第i个子系统的阻尼损耗因子；ηij为2个子系统之间的耦合损耗因子。

SEA的互易性原理为

式中：ni和nj分别为子系统i和j的模态密度。

因此，使用SEA 方法对复杂结构进行振动噪声预测分析的关键参数即为模态密度、阻尼损耗因子、耦合损耗因子和功率输入[19]。

2.2 子系统的功率输入

为了解市域列车空调设备区域和车身表面区域的噪声特性，为市域列车车内噪声预测模型提供声源载荷激励，在列车的相关位置布置麦克风，测试其噪声特性并进行统计。图6所示为空气声源激励输入数据。

图6 空气声源激励输入数据Fig.6 Air source excitation input data

在车内地板、侧墙和顶板位置布置加速度计，测试车辆的振动特性并进行统计，获得了车体部件结构振源激励测试结果，如图7所示。

图7 车体部件结构振源激励测试结果Fig.7 Test results of vibration source excitation of car components

2.3 车内噪声预测结果与验证

车辆内噪声预测SEA模型如图8所示。根据统计能量分析方法对结构子系统的划分要求，将车体的地板、侧墙、车门和顶板等板件结构采用平板子系统和单曲率板子系统模拟，沿车体纵向上划分为12 个区段。空气声源激励的输入形式根据车体不同位置的声源特征进行加载，使用了扩散声场激励；激励输入的数据包括底部声学响应激励、表面气动噪声和空调噪声，结构振动激励输入的数据包括地板振动、侧墙振动和顶板振动。

图8 市域列车车内噪声SEA模型Fig.8 SEA model of suburban train interior noise

列车以140 km/h 运行时，车辆的客室端部车内噪声预测结果和试验结果对比如图9所示。

图9 车内噪声预测结果和试验结果对比Fig.9 Comparisons of prediction and experiment results of train interior noise

由图9可见：车内噪声主要声能量集中在200～1 000 Hz频带内，总声压级误差约为1 dB，各频带预测结果与试验结果的绝对误差基本满足精度要求。在低频区域的差异主要是因为低频噪声以结构振动为主，车体实际复杂结构特别是连接件在建模中很难考虑。对于高频区域，噪声以隔声路径为主。虽然测试了隔声性能，但实际车辆还存在门窗的缝隙，模型中未考虑声泄漏，所以高频段声压级预测结果比试验值略低。

2.4 车内噪声影响因素分析

2.4.1 裙板位置

为了探究裙板安装位置对于市域列车车内噪声的影响，设计了如图4所示的2种裙板模型，分别在转向架位置安装半遮挡裙板和转向架及辅助设备位置安装半遮挡裙板。图10 所示为裙板位置对车内噪声的影响。

图10 裙板位置对车内噪声的影响Fig.10 Influence of skirt position on interior noise

由图10可见：车内噪声整体呈现客室两端大、中间小的空间分布特征。在车辆未安装裙板时，车内噪声保持在69.1～72.3 dB，车内噪声在空间上的最大差值为3.2 dB。转向架位置安装半遮挡裙板时，车内噪声保持在69.1～73.0 dB，车内噪声在空间上的最大差值为3.9 dB。与未安装裙板相比，各声腔声压级增大0～0.7 dB 之间，其中客室后端11号声腔和12 号声腔的声压级增加量最大，分别为0.5 dB和0.7 dB，客室中部声腔声压级基本没有变化。当转向架及辅助设备位置安装半遮挡裙板时，车内噪声保持在69.7～73.9 dB，车内噪声在空间上的最大差值为4.2 dB，并且较未安装裙板时，各声腔声压级增大0.6～1.7 dB，其中客室前端1 号声腔声压级增加量最大，为1.7 dB，其次为客室后端12号声腔，增幅为1.4 dB。

不同裙板安装位置与未安装裙板时车内噪声频谱走势基本一致，仅在315～500 Hz 频段有所差异，转向架位置安装半遮挡裙板和转向架及辅助设备位置安装半遮挡裙板分别增加了客室端部噪声0.6 dB和1.0 dB。

2.4.2 裙板高度

为了探究裙板高度对于市域列车车内噪声的影响，设计了全遮挡与1/2 高半遮挡2 种尺寸类型裙板(见图4)，研究2 种裙板高度对于列车车内噪声的影响。图11 所示为裙板高度对车内噪声的影响。

图11 裙板高度对车内噪声的影响Fig.11 Influence of skirt size on interior noise

由图11(a)可见：车内噪声整体仍然呈现客室两端大、中间小的空间分布特征。当市域列车转向架位置安装全遮挡裙板时，车内噪声保持在69.5～74.2 dB，车内噪声在空间上的最大差值为4.7 dB。与未安装裙板相比，客室最前端1 号声腔和客室最后端12 号声腔的声压级增加量最大，分别为1.9 dB和2.0 dB。这是由于转向架裙板主要阻挡转向架区域噪声直接向外传播，使转向架区域噪声在车底与裙板直接发生多重反射，从而通过结构路径传递至转向架裙板上方的客室前方和客室后方。而列车车底中间区域由于未安装裙板，因此客室中部位置车内噪声的变化较小。转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板时，车内噪声保持在70.8～75.5 dB，车内噪声在空间上的最大差值为4.7 dB。与未安装裙板相比，客室最前端1号声腔和客室最后端12 号声腔的声压级增加量最大，均为3.3 dB；客室中部6 号声腔和7 号声腔的声压级增加量最小，均为1.7 dB。

由图11(b)可见：车内噪声频谱走势基本一致，在315～1 250 Hz频段有所差异，并且均是在315 Hz处达到峰值，转向架位置安装全遮挡裙板和转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板分别使客室端部噪声增加1.5 dB 和2.9 dB，对车内噪声影响明显。

3 车内噪声控制措施

通过第2节的计算可知，当市域列车车辆转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板时，客室端部噪声增加了2.9 dB，对车内噪声影响最为明显。因此，在市域列车车辆转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板，通过提高车体关键部件隔声性能及裙板吸声处理，对车内噪声进行降噪效果评估。

针对市域列车噪声的主要频段，选取了降噪效果较好的聚酯纤维棉吸声材，在声学实验室中，采用混响吸声法测试了其厚度为25 mm 时的吸声系数曲线，如表1所示。

表1 材料吸声系数Table 1 Sound absorption coefficient of material

为了探究转向架及辅助设备裙板吸声材料铺设方式对车内噪声降噪性能的影响，设置如图12所示的7种工况裙板铺设的示意图，灰色部分代表铺设吸声材料。研究转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板时，不同吸声材料铺设方式对车内噪声的影响。各场点在不同吸声材料铺设方式下的声压级总值如图13所示。

图12 裙板吸声材料铺设示意图Fig.12 Sketch diagram of laying of skirt sound-absorbing material

由图13 可见：当转向架及辅助设备裙板全铺设吸声材料后，降噪效果最为明显，客室前、客室中和客室后较未安装裙板时降低1.4 dB；仅转向架裙板(工况4)、转向架及辅助设备裙板仅上半部、下半部(分别为工况5 和6)铺设吸声材料后的降噪效果相当，客室前、客室中和客室后较未安装裙板时降低0.8 dB左右；仅转向架裙板上半部、下半部(分别为工况2 和3)铺设吸声材料后的降噪效果不明显。由此可见，即使裙板全铺设吸声材料，也未能完全消除安装裙板给车内噪声带来的影响。

图13 不同铺设方式下各位置声压级Fig.13 Sound pressure level at each position with different laying methods

图14 所示为当市域列车车辆未安装裙板后且以140 km/h 运行时，客室端部噪声与车体关键部件隔声量之间的关系，图中各部件隔声量增量指的是在部件实际测量隔声量的基础上，各部件所增加的隔声量。增量0 dB 表示模型中输入的是各部件实际测量隔声量。

图14 车体部件隔声量对车内噪声的影响Fig.14 Influence of sound insulation of car body components on interior noise

由图14 可见：车门隔声对车内噪声灵敏度最大，其次是地板和车窗。当车门隔声提高10 dB，车内噪声降低1.1 dB；当地板隔声提高10 dB，车内噪声降低0.6 dB。这是由于相较于其他车体关键部件，车门部件的计权隔声量最低，车下转向架区域噪声以及车身表面噪声更容易从车门传递进入车内。为了消除车下安装裙板结构对市域列车车内噪声的影响，计算分析提高车体关键部件隔声量对车内噪声的降噪效果。图15 所示为市域列车车辆转向架及辅助设备位置安装全遮挡裙板时，车内客室端部噪声与车体关键部件隔声量灵敏度的影响。

由图15可见：当地板隔声提高10 dB之后，车内噪声降低0.9 dB；当车门隔声提高10 dB 之后，车内噪声降低0.8 dB，两者差异较小。当地板和车门隔声同时增加10 dB 之后，车内噪声降低1.9 dB，但还是未能消除安装裙板给车内噪声带来的影响。

图15 车体关键部件隔声量对车内噪声的影响Fig.15 Influence of sound insulation of car body key components on interior noise

为了进一步降低安装裙板后的车内噪声，在提高车体关键部件隔声的同时，对裙板进行吸声处理。由3.1节可知，对转向架及辅助设备裙板进行吸声处理时，全铺设吸声材料的降噪效果最为明显。图16 所示为裙板全铺设吸声材料时，客室端部噪声与车体主要部件隔声量灵敏度的影响、由图16 可见：当转向架及辅助设备裙板全铺设吸声材料后，将地板和车门的隔声量同时提高7 dB，可以消除安装裙板对车内噪声的影响。