莊 婷，左言言，閔祥斗

ZHUANG Ting，ZUO Yan-yan，MIN Xiang-dou

(江蘇大學(xué) 振動(dòng)噪聲研究所，鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

高速列車具有速度高、運(yùn)能大、能耗低、污染輕和安全性好等諸多技術(shù)經(jīng)濟(jì)優(yōu)勢(shì)，因此受到了世界各國(guó)的普遍重視。隨著列車運(yùn)行速度的提高，鐵路噪聲污染也急劇增加，噪聲污染成了制約高速鐵路發(fā)展的一個(gè)障礙，控制高速鐵路噪聲也就成了實(shí)現(xiàn)鐵路可持續(xù)協(xié)調(diào)發(fā)展的必然要求[1]。

在列車運(yùn)行過(guò)程中，車內(nèi)噪聲主要由三部分組成：車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)噪聲，屬于低頻噪聲，噪聲的大小主要由車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲場(chǎng)的固有特性決定；列車行駛過(guò)程中輪軌之間的相互作用直接產(chǎn)生的輪軌噪聲和車輛運(yùn)行中產(chǎn)生的車輛非動(dòng)力噪聲、牽引動(dòng)力系統(tǒng)噪聲等外部噪聲傳播至車內(nèi)形成的空氣噪聲，屬于高頻噪聲。三是上述兩類噪聲在車內(nèi)經(jīng)過(guò)車體多次反射形成的混響聲[2]。因此，掌握車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)聲場(chǎng)固有特性，可以對(duì)車體結(jié)構(gòu)和車內(nèi)空間進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，從而控制車內(nèi)噪聲[3]。

本文用有限元和邊界元法對(duì)高速列車結(jié)構(gòu)—聲系統(tǒng)的低頻噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，研究車體結(jié)構(gòu)模態(tài)和聲腔聲學(xué)模態(tài)。在此基礎(chǔ)上，進(jìn)行板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，找出特定頻率下對(duì)車內(nèi)中部觀測(cè)點(diǎn)聲壓貢獻(xiàn)突出的振動(dòng)板件，通過(guò)合理修改結(jié)構(gòu)板件，有效地降低了客室內(nèi)部噪聲。

1 車體有限元模型和邊界元模型

1.1 車體結(jié)構(gòu)有限元模型

高速列車車體采用大型中空鋁合金擠壓型材組焊成筒型整體承載結(jié)構(gòu)。車體主要由車頂、端墻、側(cè)墻、底架等組成，其中底架、端墻及側(cè)墻采用鋁合金7N01，車頂采用鋁合金6005A。鋁合金7N01、6005A的密度、彈性模量和泊松比基本相同，密度為2700kg/m3，彈性模量71.0GPa，泊松比為0.3。

用Hypermesh對(duì)車身模型劃分有限元網(wǎng)格。車體結(jié)構(gòu)有限元模型取為殼單元，單元總數(shù)139870，節(jié)點(diǎn)總數(shù)97622。圖1為該車結(jié)構(gòu)有限元模型。

圖1 車身結(jié)構(gòu)有限元模型

圖2 有限元模型

1.2 車內(nèi)空腔聲學(xué)有限元模型

利用Hypermesh建立車內(nèi)空腔的有限元模型，對(duì)于車內(nèi)聲場(chǎng)模型，并不需要考慮車輛內(nèi)部所有結(jié)構(gòu)，主要針對(duì)車體結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。聲學(xué)單元的理想尺寸大約是每個(gè)波長(zhǎng)6個(gè)單元，本文建立的聲腔有限元模型為四面體實(shí)體單元，單元總數(shù)265893，節(jié)點(diǎn)總數(shù)57414。圖2為車內(nèi)空腔聲學(xué)有限元模型。

1.3 車內(nèi)空腔聲學(xué)邊界元模型

聲學(xué)邊界元模型是聲腔外形的網(wǎng)格模型的體現(xiàn)，聲學(xué)邊界元模型的網(wǎng)格尺寸要求與聲學(xué)有限元模型相同。用Hypermesh的網(wǎng)格劃分功能生成車內(nèi)空腔聲學(xué)邊界元模型，如圖3所示。為便于進(jìn)行車身板件貢獻(xiàn)度分析，在劃分邊界元網(wǎng)格時(shí)將車身分為43個(gè)面板，用不同顏色區(qū)分并編號(hào)。

圖3 邊界元模型

2 車內(nèi)聲腔的模態(tài)分析

2.1 聲學(xué)模態(tài)的有限元分析

車內(nèi)空間是由車身壁板圍成的一個(gè)封閉空腔，具有固有頻率和固有振型。聲學(xué)模態(tài)是通過(guò)具體的聲壓分布表現(xiàn)出來(lái)的。在聲學(xué)模態(tài)頻率處，車內(nèi)空間會(huì)產(chǎn)生聲學(xué)共鳴，從而放大車內(nèi)聲壓。在某聲學(xué)模態(tài)頻率下聲波在車內(nèi)空間傳播時(shí)，入射波與空腔邊界反射而成的反射波相互疊加或消減，在不同位置處產(chǎn)生不同的聲壓分布，稱為聲學(xué)模態(tài)振型[5]。

聲學(xué)模態(tài)分析是對(duì)聲波控制方程廣義力矢量為零矢量的計(jì)算求解。此時(shí)邊界結(jié)構(gòu)位移量為0，得到聲學(xué)波動(dòng)方程：

利用數(shù)值分析方法計(jì)算方程（5），可求得車內(nèi)聲場(chǎng)的固有頻率和聲壓分布

2.2 車內(nèi)聲場(chǎng)聲學(xué)模態(tài)分析結(jié)果

在Virtual.Lab中，使用FEM法計(jì)算聲腔模態(tài)，空氣密度1.225 kg/m3，聲速340m/s，聲模態(tài)結(jié)果如表1所示。圖4、5分別為車內(nèi)空腔第一、八、九、十三階振型。

表1 車內(nèi)空腔聲模態(tài)頻率f(Hz)

續(xù)表1

圖4 第1、8階振型

圖5 第9、13階振型

3 車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)及板件貢獻(xiàn)度分析

3.1 車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)與分析

進(jìn)行車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)分析時(shí)，對(duì)車體底架承載處施加垂直、橫向、縱向的單位激勵(lì)力，頻率變化范圍為20～200Hz，步長(zhǎng)為2Hz。用ANSYS對(duì)車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行響應(yīng)分析，將結(jié)果作為車內(nèi)聲場(chǎng)計(jì)算的邊界條件。

在進(jìn)行車內(nèi)聲場(chǎng)預(yù)測(cè)計(jì)算時(shí)，需要選擇車內(nèi)聲場(chǎng)觀測(cè)點(diǎn)反映車內(nèi)聲壓的情況。根據(jù)ISO3095《鐵道車輛噪聲測(cè)量》和ISO3381《各種有軌車輛噪聲測(cè)量》標(biāo)準(zhǔn)，在距地板上方1.2 m處，沿車體縱軸選取五個(gè)位置點(diǎn)作為車內(nèi)聲場(chǎng)觀測(cè)點(diǎn)，圖6為觀測(cè)點(diǎn)分布情況。

圖6 車內(nèi)聲場(chǎng)觀測(cè)點(diǎn)位置圖

計(jì)算得到五個(gè)聲場(chǎng)觀測(cè)點(diǎn)在20～200Hz范圍內(nèi)的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)頻譜如圖7中實(shí)曲線所示。車內(nèi)5個(gè)觀測(cè)點(diǎn)的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)在大多數(shù)頻率上都低于80dBA，在128Hz處，各觀測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)值最大，分別為91.16dBA、80.34dBA、86.95dBA、79.32dBA和87.05dBA。由圖7中實(shí)曲線（無(wú)吸聲材料）可以看出，隨著頻率的升高，各觀測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)基本呈上升趨勢(shì)。在20～200Hz范圍內(nèi)可以看出有多個(gè)比較明顯的共振頻率。5個(gè)觀測(cè)點(diǎn)在112Hz、128Hz和160Hz處的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)比較大。

3.2 吸聲材料對(duì)車內(nèi)噪聲影響

高速列車車內(nèi)壁板上通常會(huì)布置一些吸聲材料，車內(nèi)噪聲在傳播過(guò)程中遇到吸聲材料時(shí)，聲能量將會(huì)損耗，從而降低車內(nèi)噪聲，改善車內(nèi)噪聲環(huán)境。一般來(lái)說(shuō)，吸聲系數(shù)在0～1之間，本文采用的吸聲材料的吸聲系數(shù)是0.2，是纖維類材料。

圖7是有無(wú)吸聲材料時(shí)車內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)處的聲壓級(jí)前后對(duì)比圖，添加吸聲材料后，車內(nèi)各場(chǎng)點(diǎn)在大部分頻率上聲壓級(jí)峰值都有下降，在112Hz和128Hz處聲壓級(jí)峰值下降十分明顯，說(shuō)明添加吸聲材料對(duì)降低車內(nèi)聲壓具有顯著的效果。但是在極個(gè)別的頻率處聲壓級(jí)反而增加，所以布置吸聲材料時(shí)，應(yīng)綜合考慮吸聲材料實(shí)際的吸聲效果，選用合適的吸聲材料來(lái)降低車內(nèi)噪聲。

圖7 有無(wú)吸聲材料車內(nèi)場(chǎng)點(diǎn)聲學(xué)響應(yīng)比較圖

3.3 車身板件的聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析

列車運(yùn)行過(guò)程中，車身所有板件的振動(dòng)是影響列車內(nèi)部低頻噪聲的主要因素。因此，在結(jié)構(gòu)修改前進(jìn)行板件聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，控制對(duì)車內(nèi)噪聲影響較大板件的振動(dòng)，有助于降低車內(nèi)噪聲[6]。

本文用Virtual.Lab提供的聲學(xué)板件貢獻(xiàn)度分析功能對(duì)整個(gè)車身的43塊板件進(jìn)行了聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析，分析頻率取A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)變化曲線中的3個(gè)峰值頻率點(diǎn)，即112Hz、128Hz和160Hz。對(duì)場(chǎng)點(diǎn)1進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 各板件對(duì)1處的聲學(xué)貢獻(xiàn)度直方圖

各峰值頻率主要板件貢獻(xiàn)量排序如表2所示。

表2 車身板件貢獻(xiàn)量大小排序

結(jié)果表明，車窗和車頂在112Hz、128Hz和160Hz頻率處基本上表現(xiàn)為中性區(qū)域。對(duì)場(chǎng)點(diǎn)1處聲壓有較大的正的聲學(xué)貢獻(xiàn)區(qū)域：112Hz時(shí)車地板第七塊板19、車地板第五塊板21；128Hz時(shí)側(cè)墻第二塊板27、側(cè)墻第五塊板30屬于正貢獻(xiàn)度較大區(qū)域；后端墻11、車地板第三塊板23、車地板第二塊板24屬于負(fù)聲學(xué)貢獻(xiàn)度較大區(qū)域，減小這三塊板件的振動(dòng)不僅不能使場(chǎng)點(diǎn)1的聲壓降低，反而使其聲壓升高。有些板件在不同的頻率下聲學(xué)貢獻(xiàn)度是相反的，如車地板第六塊板20在112Hz時(shí)為正聲學(xué)貢獻(xiàn)區(qū)域，而在128Hz和160Hz時(shí)為負(fù)聲學(xué)貢獻(xiàn)區(qū)域；車地板第一塊板25在128Hz和160Hz時(shí)為正的聲學(xué)貢獻(xiàn)區(qū)域，而在112Hz時(shí)為負(fù)的聲學(xué)貢獻(xiàn)度區(qū)域。

改變壁板結(jié)構(gòu)或者厚度可以改變結(jié)構(gòu)剛度，從而改變客室內(nèi)部場(chǎng)點(diǎn)噪聲。根據(jù)板件貢獻(xiàn)度分析結(jié)果，將19、21、27和30號(hào)板區(qū)域的型材板厚增加1mm，重新計(jì)算客室內(nèi)的聲場(chǎng)，得出場(chǎng)點(diǎn)1在128Hz處的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)由91.16dBA降到83.75dBA，下降了7.41dBA，降噪效果很明顯；在112Hz和160Hz處的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)分別也由72.9dBA和81.14dBA降到了68.44dBA和76.33dBA，分別降低4.46dBA和4.81dBA。因此在車輛設(shè)計(jì)之初，對(duì)壁板進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，有助于客室的低噪聲設(shè)計(jì)。

4 結(jié)論

本文采用有限元和邊界元方法對(duì)車內(nèi)噪聲分布進(jìn)行預(yù)測(cè)，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行聲學(xué)板件貢獻(xiàn)量分析，找到了對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大的壁板區(qū)域，進(jìn)行了合理的結(jié)構(gòu)修改，以降低特定觀測(cè)點(diǎn)處的聲壓。得出如下結(jié)論：聲學(xué)模態(tài)頻率在112.211Hz、128.676Hz和160.844Hz處和場(chǎng)點(diǎn)聲壓較大時(shí)處的頻率接近，說(shuō)明在這3個(gè)頻率處，聲模態(tài)對(duì)車內(nèi)聲壓影響較大；在20～200Hz頻率范圍內(nèi)有多個(gè)明顯的共振頻率，在112Hz、128Hz和160Hz處各場(chǎng)點(diǎn)的A聲級(jí)比較大；在3個(gè)峰值頻率點(diǎn)處，對(duì)場(chǎng)點(diǎn)1進(jìn)行聲學(xué)貢獻(xiàn)度分析，找出對(duì)場(chǎng)點(diǎn)1聲壓貢獻(xiàn)大的板件，通過(guò)增加厚度改變結(jié)構(gòu)的剛度，從而降低聲壓最大場(chǎng)點(diǎn)的噪聲。

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