陳俊豪,柯文華,魏 曉,陳 嶸

(1.高速鐵路線路工程教育部重點實驗室,成都 610031； 2.西南交通大學土木工程學院,成都 610031)

1 概述

隨著現代城市規(guī)模日益擴大，軌道交通作為一種新型交通工具，以其運量大、速度快、安全可靠等特點，成為解決城市交通問題的重要手段[1]。列車在軌道上行駛時，作用于鋼軌一個交變的移動輪載，再加上軌道的不平順和輪對的不圓順，列車和軌道都會產生振動和噪聲。為了提高乘客乘車的舒適性，地鐵車內噪聲問題成為亟待解決的問題。

車內噪聲主要來源通常為輪軌噪聲[3]。此外，發(fā)動機、排氣裝置、進氣口、冷卻風扇以及傳動系統(tǒng)的噪聲也很明顯。目前，車上的空調系統(tǒng)由于空調機和管道的安裝空間有限，其噪聲也不可忽視。固定裝置，如安裝在車廂地板下或天花板上的壓縮機的噪聲也應引起重視。噪聲通過空氣聲路徑和結構聲路徑傳入車內，經結構聲路徑傳播的噪聲多在低頻段，經空氣聲路徑傳播的多在高頻段。

隨著公眾對車內噪聲的關注日益增強，降噪技術也成為了科研人員關注的重點。目前，國內外車內噪聲研究也取得了豐富的成果。薛紅艷等[4]通過對地鐵車輛車內噪聲進行測試，分析車內同一工況不同位置噪聲分布規(guī)律，進行不同速度下各個測點聲壓級比較。張曉娟等[5]通過對輕軌車輛內部的噪聲測試試驗，分析了輕軌車輛內部的聲場分布規(guī)律、噪聲頻譜特性和噪聲通過分析產生的原因，得到輕軌車輛內部主要噪聲源是輪軌噪聲，頻帶主要集中在400～2 000 Hz。范蓉平等[6-7]將黏彈性阻尼材料用于車內減振降噪，試驗結果表明，改性瀝青和水性涂料比丁基橡膠減振降噪效果明顯。張捷等[10]通過現場測試，對高速列車客室端部噪聲分布特性進行分析研究，并且結合車內、車下振動分析和車內空腔聲學模態(tài)計算，明確車內客室端部噪聲分布的形成機理，在此基礎上提出高速列車車內客室端部噪聲問題的改善建議。褚志剛等[11]基于結構聲的阻抗矩陣傳遞路徑分析方法和空氣聲的替代源傳遞路徑分析方法，給出一種綜合考慮結構聲和空氣聲的車內噪聲時域傳遞路徑分析方法，并闡明了實現流程。通過對某一地鐵車輛車內噪聲進行測試試驗，并且使用A計權聲壓級作為評價方法分析車內噪聲分布規(guī)律，為城市軌道交通車內降噪問題提供更多理論依據。

2 試驗概況

2.1 現場概況

本次試驗測試車輛車型為6節(jié)編組A型車，該車型設計速度為100 km/h。在地鐵空載運行狀況下，分別對地鐵車輛靜止時的背景噪聲，以及運行速度在60、70 km/h和80 km/h三個速度下進行車內噪聲測試。測試期間無其他車輛運行，車內除試驗人員及司機外，無其他乘客，保證了試驗數據的準確和非干擾性。試驗地點為隧道區(qū)，鋪設無砟軌道，鋼軌為無縫焊接軌。試驗采用24位精度，最高采樣頻率達到51.2 kHz的INV 3060S網絡分布式采集分析儀。

2.2 測點位置

根據以往測試結果分析，帶有司機室的頭車車廂內噪聲明顯高于其他車廂，所以本次測試以帶司機室的頭車作為測試地點。測點布置考慮了乘客在車廂內坐立和站立的情況以及車門、車窗、轉向架和空調系統(tǒng)等，車內測點布置示意如圖1所示。將車廂分為兩個斷面進行測點布置，其中，轉向架上方布置8個測點，車廂中部布置3個測點，各個測點位置如圖1所示。

2.3 背景噪聲測試

車內噪聲是在空調全開時測得的，即噪聲值應是輪軌噪聲、空調系統(tǒng)噪聲等共同疊加的結果。而聲壓不能直接相加，可利用表1查值來計算。

LP=LP1+ΔLP

(1)

式中LP——總聲壓級，dB；

LP1——聲源1的聲壓級，dB；

LP2——聲源2的聲壓級，dB。

則根據聲壓級的疊加原理，若背景噪聲與聲壓級只差超過15 dBA，則無需對測得的噪聲值進行修正。列車靜止情況下，空調全開時，列車內11個測點的噪聲A計權聲壓級見表2。

圖1 車廂測點布置(單位：mm)

dB

表2 A計權聲壓級 dBA

3 試驗結果分析

3.1 車內噪聲分布規(guī)律

A聲級是通過一組A計權的濾波器對不同頻率的聲壓級進行增減，模擬人耳聽覺特性。由于其簡單方便，故將A聲級作為噪聲評價指標。表2為不同速度下車廂中11個測點的A計權聲壓級。

由表2可知，列車在運行時車內各測點聲壓級與列車靜止時聲壓級差值均超過15 dBA，故背景噪聲對車內噪聲的影響忽略不計。

由圖2可以清楚地看出，當列車以60、70 km/h和80 km/h三個不同速度行駛時，車廂內A計權聲壓級隨著列車行駛速度的增大而增大。近地板處的測點8所測噪聲A計權聲壓級是11個測點所測噪聲中的最大值，且隨著速度的增加，其值與其他測點之間的差值逐漸增大，說明輪軌作用通過地板透射入車廂內的噪聲在車內噪聲中占主導。近車窗處的測點9所測噪聲A計權聲壓級最小，由此也可以說明該列車車窗密封環(huán)節(jié)良好。

圖2 實測A計權聲壓級

3.1.1 坐高和站高處噪聲情況比較

比較地鐵車輛內乘客坐高1.2 m和站高1.5 m的噪聲情況，從圖3可以看出，在相同速度下，轉向架上方兩測點的噪聲A計權聲壓級均大于車廂中部，但兩者相差不大。在同一斷面，1.5 m處的噪聲A計權聲壓級均小于1.2 m處，且隨著速度增加，兩者之間的差值增大，其原因是1.2 m處測點距離地板更近，而在列車低速運行時，輪軌作用通過地板透射到車內的噪聲是車內的主要噪聲，故高度的差別致使坐高處的噪聲A計權聲壓級高于站高處。

圖3 坐高與站高處噪聲聲壓級對比

3.1.2 轉向架上方噪聲情況比較

比較轉向架上方各測點噪聲情況，從圖4可以看出，測點1～測點5即轉向架上方1.5 m處橫向5個測點，測點1即靠近車門處A計權聲壓級值最大，而測點3即中心位置處的值最小，橫向整體呈現從中間逐漸向兩邊增大的趨勢，測點1和測點5的值與車廂內其他測點的值相比差距不大，由此也可以說明車門密閉性良好。

比較測點3和測點6～測點8即轉向架上方縱向4個測點可知，測點8即靠近地板處噪聲A計權聲壓級最大，而通過輪軌作用從地板透射入車廂的噪聲對車內噪聲的影響更大。測點8與測點1和測點5相比，靠近地板處所測噪聲值大于靠近車門處。

圖4 不同測點下噪聲聲壓級對比

3.2 車內噪聲頻譜分析

為了了解列車運行時車內噪聲頻譜特性，對車內11個測點噪聲進行頻譜分析，并繪制其頻譜特性曲線進行研究。在不同速度下，車內坐高1.2 m和站高1.5 m處噪聲特性頻譜圖如圖5所示。圖6為時速80 km轉向架上方和車廂中部位置處各測點噪聲特性頻譜圖。

圖5 站高與坐高處噪聲特性頻譜圖

圖6 轉向架上方各測點噪聲特性頻譜

3.2.1 坐高和站高處噪聲的頻譜分析

從圖5可以看出，坐高1.2 m和站高1.5 m處噪聲頻帶主要集中在20～125 Hz和500～800 Hz處。由于鐵路噪聲主要由牽引噪聲、輪軌噪聲和空氣動力噪聲等組成，列車速度在35～250 km/h時，輪軌噪聲占主導[3]。而車速對車內噪聲的影響十分明顯，隨著車速的增加，車內噪聲線性聲壓級也隨之增加。對比車速60、70 km/h和80 km/h三個速度下各個測點對應的噪聲特性頻譜圖可以看出，隨著速度的增加，500～800 Hz處中高頻成分突出，而對中低頻處噪聲影響相對較小。由此可知，隨著列車運行速度的增加，噪聲在500～800 Hz處中高頻成分突出，說明運行速度對列車車內噪聲中高頻影響較大，而對中低頻影響相對較小。

3.2.2 轉向架上方噪聲的頻譜分析

由圖6可以看出，在80 km/h的速度下，11個測點的車內噪聲的主頻都主要集中在20～125 Hz和500～800 Hz處。其中，在20 Hz和630 Hz處11個測點噪聲值均達到峰值，630 Hz以后，噪聲特性曲線逐漸衰減，這是由于中高頻波長短，衰減速度快。對于轉向架上方橫向5個測點來說，其頻譜特性幾乎一致。而對于縱向4個測點，測點6即靠近空調機組處噪聲線性聲壓級在80～125 Hz處相較于其他3個點更高，說明空調機組內部風機壓縮機的機械振動對車內噪聲在80～125 Hz處有較大的貢獻值。

4 結論

對某地鐵軌道交通車內噪聲進行現場實測后，選出效果較好的數據進行分析，并且計算車內噪聲各測點A計權聲壓級和線性聲壓級，得到主要結論如下。

(1)在同一斷面，站高1.5 m處的噪聲A計權聲壓級均小于坐高1.2 m處，且隨著速度的增加，兩者之間的差值增大，其原因是坐高1.2 m處測點距離地板更近，而在列車低速運行時，輪軌作用通過地板透射到車內的噪聲是車內的主要噪聲，故高度的差別致使坐高處的噪聲A計權聲壓級高于站高處。

(2)轉向架上方橫向各測點A計權聲壓級整體呈現從中間逐漸向兩邊增大的趨勢。從轉向架上方縱向各測點來看，空調機組對車內噪聲的影響相對較小，而通過輪軌作用從地板透射入車廂的噪聲對車內噪聲的影響更大。

(3)隨著列車運行速度的增加，噪聲在500～800 Hz處中高頻成分突出，說明車輛運行速度對列車車內噪聲中高頻影響較大。

(4)對于縱向4個測點，測點6即靠近空調機組處噪聲線性聲壓級在80～125 Hz處相較于其他3個點更高，說明空調機組內部風機壓縮機的機械振動對車內噪聲在80～125 Hz處有較大的貢獻值。