邱曉磊 周勁松 馬敏納 李 卓

(1.同濟(jì)大學(xué)鐵道與城市軌道交通研究院，201804，上海;2.北京汽車股份有限公司汽車研究院，101300，北京//第一作者，碩士研究生)

近年來，低地板輕軌車輛以造價(jià)低廉、無需專用路段、無需站臺、上下客方便等優(yōu)點(diǎn)受到國內(nèi)專家的廣泛關(guān)注［1］。由于低地板輕軌列車并不設(shè)專用線路，可以與其他地面車輛共用道路，所以對其產(chǎn)生的噪聲有很高的限制要求。進(jìn)行列車內(nèi)噪聲因素分析，對于改善旅客的乘車環(huán)境，提升低地板輕軌車輛的市場競爭力具有重要意義。

本文針對無內(nèi)裝結(jié)構(gòu)的70%低地板輕軌車輛(頭車)的聲-固耦合系統(tǒng)［2］進(jìn)行研究，運(yùn)用動力學(xué)、有限元和聲學(xué)仿真軟件對車體進(jìn)行噪聲和結(jié)構(gòu)分析，得到需要優(yōu)化的塊板件，為改善車體結(jié)構(gòu)提供理論依據(jù)。

1 車體動力學(xué)分析

采用的整車車輛動力學(xué)模型如圖1所示，為3模塊編組，包含3 個(gè)轉(zhuǎn)向架(2 動1 拖)，以及車體、構(gòu)架和輪對，車輛間通過鉸接連接。假設(shè)車體、構(gòu)架及輪對為剛性，車體間的鉸接關(guān)系用彈簧來模擬。

圖1 車體動力學(xué)模型

通過動力學(xué)仿真，模擬出該動力學(xué)模型車輛在美國六級軌道譜上運(yùn)行時(shí)［3］二系懸掛與車體連接處的作用力和車體間連接的下鉸力?？奢敵?2 個(gè)二系懸掛處X、Y、Z 方向作用力的時(shí)域信號、6 個(gè)下鉸處X、Y、Z 方向力的時(shí)域信號。

將所獲得的時(shí)域信號進(jìn)行頻譜分析，截止頻率為100 Hz。下絞處縱向力的幅頻、相頻曲線如圖2、圖3所示。

圖2 下鉸處縱向力幅頻圖

圖3 下鉸處縱向力相頻圖

2 車體結(jié)構(gòu)模態(tài)及頻率響應(yīng)分析

2.1 車體有限元模型［4］

無內(nèi)裝70%低地板輕軌列車由車頭、側(cè)墻、端墻、車頂高地板、低地板等部分組成。在車身模型的二系懸掛連接處建立彈簧單元，剛度為一系和二系懸掛的串并聯(lián)總剛度。根據(jù)車身實(shí)際約束和加載情況，將動力學(xué)分析所得的各作用力的頻域幅值和相位作為激勵(lì)，加載至相應(yīng)位置。車體有限元模型及邊界條件如圖4所示。圖中淺色三角形代表模型約束位置，深色三角形代表載荷加載位置。

圖4 車體有限元模型及邊界條件示意圖

在車體有限元模型基礎(chǔ)上，對車窗及車門用玻璃材料進(jìn)行封堵，使車體內(nèi)室封閉。運(yùn)用此模型可模擬出車體在運(yùn)行時(shí)的頻率響應(yīng)。封堵后的模型節(jié)點(diǎn)數(shù)為281 863，單元數(shù)為319 888。頻率響應(yīng)有限元模型如圖5所示。

圖5 頻率響應(yīng)有限元模型

2.2 結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

本文采用Lanczos 模態(tài)算法［5］對模態(tài)振型進(jìn)行質(zhì)量歸一［6］。鑒于結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算時(shí)高階模態(tài)密集，表1 僅列出可能與聲學(xué)模態(tài)產(chǎn)生耦合振動的模態(tài)頻率值，其對應(yīng)的模態(tài)振型如圖6～圖9所示。

表1 部分模態(tài)頻率

圖6 第12 階模態(tài)

圖7 第38 階模態(tài)

2.3 頻率響應(yīng)分析

采用封堵后的有限元模型進(jìn)行相應(yīng)的約束和加載，對整車進(jìn)行頻率響應(yīng)計(jì)算，輸出節(jié)點(diǎn)位移。此步所得的車體振動信息可作為聲學(xué)邊界元激勵(lì)，進(jìn)行下一步的聲學(xué)仿真。圖10～圖13 為部分頻率響應(yīng)下的位移云圖。

圖8 第47 階模態(tài)

圖9 第190 階模態(tài)

圖10 20.05 Hz 頻率響應(yīng)的位移云圖

圖11 32.05 Hz 頻率響應(yīng)的位移云圖

圖12 36.05 Hz 頻率響應(yīng)的位移云圖

圖13 72.05 Hz 頻率響應(yīng)的位移云圖

3 車內(nèi)噪聲分析

3.1 聲學(xué)模型建模

基于車體有限元模型，提取車體內(nèi)表面網(wǎng)格，對未封閉處進(jìn)行密閉，形成車體內(nèi)室密閉空腔。針對該車體內(nèi)室空腔網(wǎng)格形成的內(nèi)室空間，采用實(shí)體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，形成聲學(xué)有限元網(wǎng)格。最后生成的車輛聲學(xué)有限元模型包含315 635 個(gè)節(jié)點(diǎn)，298 334個(gè)單元，如圖14所示。

圖14 聲學(xué)內(nèi)室空腔有限元模型

3.2 聲學(xué)模態(tài)分析

利用聲學(xué)內(nèi)室空腔有限元模型進(jìn)行聲學(xué)模態(tài)分析［7］，模型邊界不添加任何吸聲或隔聲材料。聲學(xué)模態(tài)頻率如表2所示。

表2 聲學(xué)模態(tài)頻率表

截取引起車體結(jié)構(gòu)振動的頻率與聲學(xué)模態(tài)產(chǎn)生耦合，并且在車內(nèi)形成穩(wěn)定的聲壓分布、放大噪聲、產(chǎn)生低頻轟鳴感的頻率值。圖15～圖17 為相應(yīng)頻率值下聲學(xué)模態(tài)的聲壓云圖。

圖15 第2 階聲學(xué)模態(tài)的聲壓云圖

圖16 第3 階和第4 階聲學(xué)模態(tài)的聲壓云圖

圖17 第8 階和第13 階聲學(xué)模態(tài)的聲壓云圖

3.3 車內(nèi)噪聲分析邊界條件及場點(diǎn)布置

將2.3 節(jié)所得到的車體板件頻率響應(yīng)位移作為聲學(xué)激勵(lì)，不考慮輪軌噪聲和氣動噪聲，車體內(nèi)室空腔邊界不做任何吸聲處理。

因車體為對稱結(jié)構(gòu)，根據(jù)ISO 3381《各種有軌車輛噪聲測量》和ISO 3095《鐵道車輛噪聲測量》標(biāo)準(zhǔn)，在車體的地板上方設(shè)置5 個(gè)離散的場點(diǎn)。各場點(diǎn)距離其地板高度為1.6 m，沿X 軸從負(fù)方向到正方向依次為 1、2、3、4、5號場點(diǎn)。表 3 為 ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)編號及名稱。圖18 為ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)的位置圖。

3.4 車內(nèi)ISO標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)噪聲結(jié)果分析

本次計(jì)算的車內(nèi)噪聲由車體壁板振動激發(fā)，所以在車體內(nèi)室空腔邊界處噪聲較大。ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)位于車體內(nèi)室橫斷面中心處，相對噪聲較小。各ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)的總聲壓級列表見表4。5 個(gè)場點(diǎn)聲壓對比如圖19所示。

圖18 ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)的位置圖

表4 各場點(diǎn)總聲壓級列表

圖19 5 場點(diǎn)聲壓對比圖

綜合分析5 個(gè)ISO 場點(diǎn)的聲壓分布特點(diǎn)發(fā)現(xiàn)，場點(diǎn)聲壓較大峰值出現(xiàn)在 20.05 Hz、36.05 Hz、54.05 Hz、72.05 Hz、88.05 Hz。提取這 5 個(gè)頻率作為板件貢獻(xiàn)量計(jì)算的分析頻率。由圖2、表2 和圖19 可知，激勵(lì)力和車體聲學(xué)振動在36 Hz 左右發(fā)生了耦合。

4 車體板件貢獻(xiàn)量分析

4.1 車體板件分組

根據(jù)車體的各個(gè)功能部件，合并貢獻(xiàn)量不明顯的板件，車體板件大致可分為車頂、側(cè)墻、端墻、低地板及高地板五類。表5 為板件編號與板件名列表。圖20 為各組板件所在的位置，括號內(nèi)為左側(cè)對應(yīng)板件位置。

4.2 車輛板件貢獻(xiàn)量分析結(jié)果

車體呈長筒形，各板件振動所激發(fā)的噪聲經(jīng)過車體壁板的反射、折射，聲壓的幅值、方向及相位都有所不同。車體任意點(diǎn)的聲壓為所有板件輻射噪聲的總和，這就造成有些板件輻射的噪聲在該點(diǎn)貢獻(xiàn)量為正，有些板件輻射的噪聲在該點(diǎn)貢獻(xiàn)量為負(fù)。在對車體的板件進(jìn)行設(shè)計(jì)和優(yōu)化時(shí)，必須針對貢獻(xiàn)量為正的板件進(jìn)行優(yōu)化才能達(dá)到效果。如果針對貢獻(xiàn)量較低的板件進(jìn)行優(yōu)化，反而可能增大噪聲。基于以上原理分析板件在各峰值頻率的貢獻(xiàn)量，計(jì)算結(jié)果如圖21～25所示。

表5 板件分組列表

圖20 板件所在位置示意圖

圖21 20.05 Hz 時(shí)各場點(diǎn)板件貢獻(xiàn)量柱狀圖

圖22 36.05 Hz 時(shí)各場點(diǎn)板件貢獻(xiàn)量柱狀圖

圖23 54.05 Hz 時(shí)各場點(diǎn)板件貢獻(xiàn)量柱狀圖

圖24 72.05 Hz 時(shí)各場點(diǎn)板件貢獻(xiàn)量柱狀圖

圖25 88.05 Hz 時(shí)各場點(diǎn)板件貢獻(xiàn)量柱狀圖

綜合考慮各個(gè)頻率下板件的貢獻(xiàn)量正負(fù)值可以得出，1號板件在高聲壓頻率下正貢獻(xiàn)量相對較大，負(fù)貢獻(xiàn)量綜合最小。因此，可將車頂作為目標(biāo)板件進(jìn)行減振降噪優(yōu)化。

5 結(jié)論

(1)根據(jù)車內(nèi)ISO 標(biāo)準(zhǔn)場點(diǎn)噪聲分析結(jié)果，可獲得與聲學(xué)模態(tài)產(chǎn)生耦合振動的模態(tài)頻率值(見表1)。在設(shè)計(jì)車體下吊時(shí)，應(yīng)使激勵(lì)源遠(yuǎn)離這些車體結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，避免車體發(fā)生共振。

(2)車內(nèi)某點(diǎn)聲壓在頻域上分布極不均勻，普遍存在幾個(gè)較大的峰值。該點(diǎn)的總聲壓級由這幾個(gè)聲壓峰值決定。對車內(nèi)噪聲進(jìn)行優(yōu)化時(shí)可將聲壓峰值處的頻率作為目標(biāo)頻率。

(3)為防止車體聲腔發(fā)生共振，應(yīng)使車體激勵(lì)源遠(yuǎn)離車體聲學(xué)模態(tài)頻率。

(4)通過對比車體板件貢獻(xiàn)量可知，需對車頂進(jìn)行進(jìn)一步的減振降噪優(yōu)化。此為廠方進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和噪聲控制提供了理論依據(jù)。

本文基于特定頻率處板件聲場貢獻(xiàn)量、結(jié)構(gòu)模態(tài)、聲學(xué)模態(tài)計(jì)算結(jié)果對車體下吊設(shè)備頻率的影響所提出的建議可供廠方參考，在今后試驗(yàn)中可以進(jìn)一步得到驗(yàn)證并修正。

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