張 駿,張 捷,陳 沛,蔡振兵,肖新標(biāo)

（1.西南交通大學(xué) 材料科學(xué)與工程學(xué)院，成都 610031；2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

時速250公里動車組車內(nèi)聲源特性及其貢獻量分析

張 駿1,張 捷2,陳 沛2,蔡振兵1,肖新標(biāo)2

（1.西南交通大學(xué) 材料科學(xué)與工程學(xué)院，成都 610031；2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

針對時速250 km/h動車組車內(nèi)噪聲問題，使用試驗和仿真相結(jié)合的方法，對其車內(nèi)聲源特性及其貢獻量進行分析。首先，通過球形聲陣列系統(tǒng)測試分析動車組的車內(nèi)源強、頻譜及分布特性，明確客室端部噪聲主要能量集中在中心頻率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍頻帶，聲源主要位于風(fēng)擋區(qū)域和地板區(qū)域。然后，基于統(tǒng)計能量分析（SEA）方法，建立動車組的車內(nèi)噪聲仿真模型。模型中，聲源激勵采用線路試驗實測數(shù)據(jù)、車體結(jié)構(gòu)聲學(xué)特性參數(shù)由實驗室測試確定。進而，將仿真預(yù)測結(jié)果和聲源識別結(jié)果進行聯(lián)合對比，驗證仿真模型的可靠性。最后，通過深入分析動車組車內(nèi)噪聲SEA模型的功率輸入貢獻，并對客室端部的噪聲傳遞進行量化排序，確定各聲源的車內(nèi)噪聲量化貢獻。結(jié)果表明，時速250 km/h動車組的客室端部噪聲源主要是輪軌噪聲、其次為氣動噪聲。其中輪軌噪聲在50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍頻帶貢獻量達到80%。所有聲源經(jīng)由地板和風(fēng)擋連接處傳聲貢獻率為50%、側(cè)墻和頂板貢獻率為38%。

聲學(xué)；動車組；車內(nèi)噪聲；聲源識別；傳遞路徑；貢獻量

隨著我國高速鐵路建設(shè)的不斷發(fā)展，鐵路運輸環(huán)境呈現(xiàn)多樣化。不同的速度等級、線路條件、車輛型號，使得動車組面臨的噪聲問題越來越復(fù)雜。其中，速度等級是影響車輛噪聲的關(guān)鍵因素。一般研究認為，列車低速運行時，輪軌噪聲和設(shè)備噪聲是主要的噪聲源；高速運行時，氣動噪聲則逐漸成為主導(dǎo)成分。而250 km/h正是輪軌噪聲和氣動噪聲占主要成分與否的關(guān)鍵轉(zhuǎn)換速度。并且，由于時速250km/h的列車主要在城際間運行，其運行環(huán)境決定了車體聲學(xué)設(shè)計上的一些弱化。這就使得研究時速250 km/h動車組的噪聲問題具有重要意義。Buhm Park等對突然變化的高速列車車內(nèi)短時噪聲煩惱度評價進行了研究[1]。Yoshiharu Soeta等對不同類型列車的車內(nèi)噪聲特性進行了分析，研究了輪軌摩擦，電機等對車內(nèi)噪聲的影響[2]。在針對噪聲傳遞路徑和聲源貢獻量的研究方面，Boaz Rafaely對球形聲源識別陣列基本原理進行研究，提出了一種基于球諧函數(shù)的球形麥克風(fēng)的設(shè)計與分析框架[3]。褚志剛等提出了球諧函數(shù)波束形成擴展方法，探究了聚焦距離對聲壓貢獻的準(zhǔn)確性[4]。袁旻忞等基于線路試驗數(shù)據(jù)，利用運行工況下傳遞路徑分析技術(shù)（OTPA）得到不同噪聲源貢獻量[5]。納躍躍等基于試驗數(shù)據(jù)進行建模和分析，實現(xiàn)了透射噪聲與結(jié)構(gòu)噪聲的分離[6]。在仿真預(yù)測方面，Zhang Jie等基于統(tǒng)計能量分析（SEA）方法建立了高速列車車內(nèi)噪聲仿真模型，并對車內(nèi)噪聲進行了貢獻分析[7]；Zheng X等采用多物理場激勵，基于混合FE-SEA方法預(yù)測了高速列車車內(nèi)中頻噪聲，并和試驗結(jié)果進行了對比[8]。

不難看出，現(xiàn)有的試驗和仿真分析多是單一層面的。即便有結(jié)合，也僅是使用試驗結(jié)果對仿真計算進行驗證。時速250km/h動車組的噪聲問題關(guān)鍵是聲源特性，核心是噪聲貢獻量分析。動車組車輛結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性、線路條件的不確定性，都使得研究其聲源貢獻量具有龐大的技術(shù)成本。而使用僅驗證了噪聲響應(yīng)的聲學(xué)模型來研究，又存在較高的不準(zhǔn)確性。因此，本文采用試驗和仿真相結(jié)合的方法。首先，通過線路試驗，分析時速250km/h動車組的車內(nèi)噪聲源特性，并以此作為仿真模型的驗證數(shù)據(jù)；然后基于SEA方法建立車內(nèi)噪聲仿真模型，用試驗數(shù)據(jù)作為仿真模型的參數(shù)輸入，通過和線路試驗的車內(nèi)噪聲響應(yīng)、聲源識別結(jié)果聯(lián)合對比，驗證仿真模型的可靠性；最后，基于多重驗證的模型，對時速250km/h動車組車內(nèi)聲源貢獻量進行分析。

1 車內(nèi)噪聲源特性分析

為了獲取列車在250 km/h時的主要聲源激勵參數(shù)，開展了動車組的振動噪聲線路試驗。圖1給出了車輛振動噪聲測點的布置示意圖，“▲”表示聲源識別測點“●”表示麥克風(fēng)測點，“■”表示加速度測點。其中，車內(nèi)布置2個麥克風(fēng)，分別位于客室前端和客室后端；車下布置3個麥克風(fēng)，分別位于后轉(zhuǎn)向架區(qū)域、牽引變流器設(shè)備區(qū)域和風(fēng)缸廢排設(shè)備區(qū)域；車身表面布置1個表面麥克風(fēng)，位于車廂端部右側(cè)中間區(qū)域；客室內(nèi)斷面布置3個加速度計，分別位于客室后端的側(cè)墻、頂板和地板。

圖1 振動噪聲測點布置

圖2為動車組以250 km/h速度運行下，車內(nèi)客室端部的噪聲1/3倍頻程頻譜。

圖2 車內(nèi)噪聲源頻譜

由圖2可見，車內(nèi)客室前端和客室后端的噪聲頻譜分布特性基本相似，這可能和其均位于轉(zhuǎn)向架上方區(qū)域有關(guān)?？褪叶瞬康脑肼暷芰恐饕性谥行念l率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍頻帶。其中，噪聲峰值頻帶為中心頻率800 Hz、1 000 Hz的1/3倍頻帶。

針對車內(nèi)噪聲頻譜特性，圖3和圖4分別給出了客室前端和客室后端的聲源識別結(jié)果。包括中心頻率50 kHz～5 kHz的1/3倍頻帶全頻段源強分布，以及相應(yīng)的噪聲峰值頻帶源強分布。聲壓云圖的動態(tài)范圍為3 dB(A)。

由圖3可見，客室前端聲源主要來自于通過臺（轉(zhuǎn)向架上方）。其中，最顯著頻帶，即中心頻率800 Hz的1/3倍頻帶，其聲源位置主要位于通過臺，以及頂板和地板區(qū)域。

圖3 客室前端聲源識別

圖4 客室后端聲源識別

由圖4可見，客室后端聲源主要來自于風(fēng)擋，地板和側(cè)墻。其中，最顯著頻帶，即中心頻率1 000 Hz的1/3倍頻帶，其聲源位置主要位于風(fēng)擋連接處。

車內(nèi)聲源識別結(jié)果，初步定位了車內(nèi)主要噪聲源的分布。但是，不同傳遞特性的噪聲，所需采取的降噪措施是不同的。對于空氣傳聲路徑的噪聲，首先要提高結(jié)構(gòu)的密封、隔聲性能；而對于結(jié)構(gòu)傳聲路徑的噪聲，則需要關(guān)注結(jié)構(gòu)的隔振、減振性能。

2 車內(nèi)噪聲仿真模型

為了弄清楚車內(nèi)關(guān)鍵部件對車內(nèi)噪聲貢獻量，基于SEA方法建立時速250km/h動車組車內(nèi)噪聲仿真模型。模型中考慮輪軌噪聲[9]、氣動噪聲[10]和輔助設(shè)備噪聲源、結(jié)構(gòu)振源和車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)傳遞損失對車內(nèi)噪聲的影響。

2.1 車輛聲源激勵參數(shù)

圖5為時速250km/h動車組線路試驗中獲取的空氣聲源和結(jié)構(gòu)振源。

由圖5可見，轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲、車身表面氣動噪聲、輔助設(shè)備區(qū)域噪聲基本都在中心頻率400 Hz以上的1/3倍頻帶較為顯著。這可能和列車在250 km/ h速度運行時，其主要聲源為輪軌噪聲有關(guān)[9]。氣動噪聲由于測點位于車廂端部，一方面有來自于車間連接處的氣動作用，另一方面也受到輪軌噪聲影響；而輔助設(shè)備區(qū)域在列車運行時，除了受到設(shè)備本身的噪聲作用外，更多的還將受到轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲、車身表面氣動噪聲的作用。因此，實際測試獲得的聲源激勵為混合噪聲激勵。和空氣聲源的頻率分布不同的是，車體結(jié)構(gòu)的振動則主要表現(xiàn)為中低頻特性，基本在中心頻率800 Hz以下的1/3倍頻帶較為顯著。

圖5 載荷激勵頻譜

2.2 車體隔聲特性參數(shù)

時速250公里動車組車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)包括地板、側(cè)墻、頂板等。在聲學(xué)實驗室測試上述結(jié)構(gòu)的頻率隔聲量。圖6為隔聲測試現(xiàn)場照片。

圖6 隔聲測試現(xiàn)場照片

車體結(jié)構(gòu)隔聲測試基于ISO 140-3:1995等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，使用雙混響室法，分別測得發(fā)聲室和受聲室的平均聲壓級L1和L2，頻率范圍50 Hz～5 000 Hz；將測試得到的平均聲壓級代入式(1)，得到試件的頻率隔聲量

式中S為試件表面積，T為接收室內(nèi)混響時間，V為接收室的容積。圖7給出了車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的隔聲測試結(jié)果。

圖7 車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的隔聲量

從圖7可以看出，車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的隔聲曲線基本隨著頻率的提高呈現(xiàn)增加趨勢。其中，地板的隔聲量在全頻段高于側(cè)墻和頂板；側(cè)墻的隔聲量在中心頻率250 Hz以上的1/3倍頻帶高于頂板，而在中心頻率100 Hz～250 Hz的1/3倍頻帶則低于頂板。車體結(jié)構(gòu)的隔聲在整體上主要表現(xiàn)為質(zhì)量控制特性。

2.3 車內(nèi)噪聲仿真模型

基于SEA方法，根據(jù)時速250km/h動車組的幾何尺寸，劃分車體子系統(tǒng)，包括車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)、車內(nèi)聲腔子系統(tǒng)和車外聲腔子系統(tǒng)。子系統(tǒng)的劃分，一方面考慮車體結(jié)構(gòu)的實際尺寸布置，另一方面則需要考慮使每一個子系統(tǒng)都具備足夠高的模態(tài)數(shù)，以滿足SEA的計算需求。將2.1節(jié)的空氣聲源激勵根據(jù)其位置區(qū)域加載到相應(yīng)的外聲腔子系統(tǒng)上，結(jié)構(gòu)聲源激勵則加載到相應(yīng)的車體結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)上。子系統(tǒng)之間定義連接，并在面連接中定義車體關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的頻率隔聲量。圖8給出了時速250km/h動車組車內(nèi)噪聲仿真模型。

3 車內(nèi)噪聲源貢獻量分析

為了對時速250km/h動車組車內(nèi)噪聲源貢獻量進行分析，首先對車內(nèi)噪聲模型進行驗證。圖9和圖10分別給出了車內(nèi)客室后端噪聲頻譜、聲源分布的仿真結(jié)果和試驗結(jié)果對比。

由圖9可見，車內(nèi)客室后端噪聲的仿真預(yù)測結(jié)果在頻率分布上和試驗結(jié)果基本一致，總聲壓級僅相差2 dB(A)。

由圖10可見，車內(nèi)客室端部噪聲的聲源分布結(jié)果顯示主要噪聲源位于風(fēng)擋區(qū)域和轉(zhuǎn)向架區(qū)域，和圖4的試驗結(jié)果基本一致。

因此，本文建立的時速250km/h動車組車內(nèi)噪聲仿真模型是有效的。

使用車內(nèi)噪聲仿真模型，對車內(nèi)客室后端聲腔子系統(tǒng)的聲功率貢獻進行計算分析。圖11給出了客室后端聲腔子系統(tǒng)的功率輸入貢獻百分比三維柱狀圖。圖中，x軸是功率輸入的子系統(tǒng)名稱，y軸是1/3倍頻程中心頻率，z軸是功率輸入百分比。

由圖11可以看出客室后端標(biāo)準(zhǔn)點（中）功率輸入貢獻主要來自于轉(zhuǎn)向架區(qū)域上方內(nèi)聲腔（下）和車身表面外聲腔（外中）。在中心頻率50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍頻帶內(nèi)，轉(zhuǎn)下架區(qū)域上方內(nèi)聲腔（下）貢獻率基本達到了80%以上；而在中心頻率125 Hz～250 Hz的1/3倍頻帶，車身表面外聲腔（外中）對車內(nèi)貢獻的能量占據(jù)主導(dǎo)。這和一般動車組的特性是有所區(qū)別的。通常，動車組的車內(nèi)噪聲在中高頻來自于空氣傳聲，而在中低頻則來自于結(jié)構(gòu)傳聲。這可能是因為該型號動車組由于運行速度相對較低，其設(shè)計初期的車體密封、隔聲較為薄弱，導(dǎo)致空氣傳聲路徑幾乎在全頻段都占據(jù)著主導(dǎo)作用。

圖8 車廂SEA模型

圖9 客室后端噪聲1/3倍頻程頻譜

圖10 客室后端噪聲源分布

圖11 客室后端內(nèi)空腔功率輸入貢獻

圖12進一步給出了客室后端噪聲的傳遞路徑，圖中箭頭方向表示能量的流動方向。

圖12 車內(nèi)噪聲傳遞路徑圖

由圖12可以看出，車內(nèi)噪聲的主要聲源是轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲載荷和車身表面氣動噪聲載荷，其中轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲占主要部分。車下轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲載荷將能量傳遞給地板和風(fēng)擋連接處下方的車外聲腔子系統(tǒng)，再由地板和風(fēng)擋連接處下方的車外聲腔子系統(tǒng)向車內(nèi)透射能量。其中，轉(zhuǎn)向架區(qū)域（外聲腔）90%的能量傳遞至下（內(nèi)聲腔），下（內(nèi)聲腔）55%的能量傳遞至達標(biāo)準(zhǔn)點中（內(nèi)聲腔）。風(fēng)擋區(qū)域（內(nèi)聲腔）25%的能量傳遞至后中（內(nèi)聲腔），后中（內(nèi)聲腔）1%的能量傳遞至標(biāo)準(zhǔn)點中（內(nèi)聲腔）。由此結(jié)果表明，兩條路徑總共的貢獻量約為50%；車身表面氣動噪聲載荷將能量分別傳遞給側(cè)墻和頂板外聲腔子系統(tǒng)再由各個子系統(tǒng)向車內(nèi)傳遞能量。其中，外中（外聲腔）38%的能量經(jīng)過側(cè)墻和頂板傳遞至標(biāo)準(zhǔn)點中（內(nèi)聲腔）。由此可見，車內(nèi)噪聲跟地板、側(cè)墻和頂板的隔聲性能及風(fēng)擋連接的密封性能有關(guān)。

4 結(jié)語

本文采用試驗和仿真相結(jié)合的方法，對時速250km/h動車組車內(nèi)聲源特性及其貢獻量進行分析。得到主要結(jié)論如下：

（1）客室端部的噪聲能量主要集中在中心頻率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍頻帶。聲源主要位于風(fēng)擋區(qū)域和地板區(qū)域。

（2）客室后端部的噪聲來源主要是輪軌噪聲。在中心頻率50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍頻帶貢獻量達到80%。

（3）客室后端的噪聲主要通過地板和風(fēng)擋連接處傳入車內(nèi)，傳輸貢獻量為50%；其次通過頂板和側(cè)墻傳入車內(nèi)，傳輸貢獻量為38%。

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Characteristics and ContributionAnalysis of Interior Noise Sources of a 250 km/h Internal Combustion Multiple Unit

ZHANG Jun1,ZHANG Jie2,CHEN Pei2,CAI Zhen-bing1,XIAO Xin-biao2
(1.School of Materials Science and Engineering,Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China; 2.State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China)

The interior noise of a 250 km/h internal combustion multiple unit(ICMU)is investigated.The characteristics and contributions of interior noise sources are analyzed by means of test and simulation.Firstly,the intensity, frequency and distribution of the interior noise sources are measured by the spherical acoustic array.The results show that the energy of the interior noise at the end of the coach is mainly concentrated in the 1/3 octave band of 400 Hz-2 000 Hz with center frequencies.And the main sources are identified in the areas of gangway and floor.Then,the interior noise prediction model is established using statistical energy analysis method(SEA).In this model,the applied sound source excitations are from the field measurement results,and the acoustic parameters of the vehicle’s body structures are from the laboratory test results.The prediction results are compared with those of noise source identification and the reliability of the simulation model is verified.Finally,based on the verified model,the contributions and transfer paths for different source input at the rear of the coach are analyzed.The results show that the main noise sources at the rear end of the coach of the 250 km/h ICMU are wheel/rail rolling noise,followed by aerodynamic noise.And the contribution rates of the wheel/rail rolling noise are 80%in the 1/3 octave band of 50 Hz-100 Hz and 315 Hz-5 000 Hz with center frequencies.The contribution rates of the noise sources through floor and gangway are 50%,and those through sidewall and roof are 38%.

acoustics;internal combustion multiple unit(ICMU);interior noise;noise source identification;transfer path;source contribution

O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.03.019

1006-1355(2017)03-0096-05+130

2017-01-04

國家自然科學(xué)基金（U1434201、51475390）；牽引動力國家重點實驗室自主研究課題（2015TPL_T08）國家重點研發(fā)計劃課題（2016YFB1200503）

張駿（1990－），男，江蘇省揚州市人，碩士研究生，目前從事高速列車噪聲與振動控制研究。E-mail:393880133@qq.com

肖新標(biāo)，男，副研究員，碩士生導(dǎo)師。E-mail:xiao@home.swjtu.edu.cn