李澤宇，邢海英，周偉旭，藍興遠，劉雪梅，曹長業(yè)

(中車長春軌道客車股份有限公司 國家軌道客車工程研究中心，吉林 長春 130062)*

我國城際軌道交通發(fā)展迅速，到2020年城際鐵路里程已達6000多公里，城際動車組在追求快速、便捷和安全的同時，更注重乘坐的舒適性，而噪音是舒適性的重要影響因素，目前國內動車組普遍存在著車內噪音較大的問題，很難滿足乘客及司乘人員對乘坐舒適性的要求.

目前歐洲三大軌道車輛供應商西門子、阿爾斯通、龐巴迪動車組產品車內噪聲的指標參考TSI“鐵路車輛 -噪聲”子系統(tǒng)互通性技術規(guī)范［1］;在其研發(fā)過程中均利用噪聲軟件對車輛的內部噪聲進行預測和評估，研制工程中采取聲學控制方案改進和提高車輛的聲學特性.

我國城際鐵路發(fā)展時間較短，對高速條件下動車組車內噪音研究的起步較晚，對噪聲的研究多集中在產品的噪聲測試方面，并沒有將噪聲控制納入整車的頂層指標，對整車的聲學性能還處于憑借經驗控制的階段.本文采用理論分析與試驗驗證相結合的方法，利用VAONE軟件進行聲場仿真分析，預測動車組車內噪音水平，針對噪音影響因素較大的部件開展噪音控制技術和測試技術研究，通過整車線路試驗驗證城際動車組車內噪聲水平.

1 車內噪聲指標

高速試驗列車總體技術條件中規(guī)定，當列車以300 km/h速度運行時車內噪聲不超過68 dB(A);國際鐵路聯(lián)盟規(guī)程UIC567中規(guī)定，當列車以160km/h速度運行時車內噪聲一等客車應不超過65 dB(A)，二等客車不超過68 dB(A);高速電動車組通用技術條件規(guī)定列車以350 km/h速度運行時一等車客室噪聲不超過65dB(A)，二等車客室噪聲不超過68 dB(A)，司機室內噪聲不超過 77 dB(A)［2］.

目前國內城際動車組尚未制定車內噪聲標準，考慮到城際動車組的最高運行速度為250km/h，參照國內、外相關標準，并根據(jù)城際車的應用特性，客室的噪聲控制從減振、隔音、吸音三個方面考慮，按GB/T12816《鐵道客車內部噪聲限值及測量方法》執(zhí)行，目標值如表1所示.

表1 城際動車組車內噪音限值

2 噪聲仿真分析方法

為了更好地對車輛噪聲進行控制，方案設計階段開展動車組噪聲性能預測計算分析.首先制定列車噪聲控制計劃，建立整車聲學仿真計算模型，根據(jù)噪聲控制目標對各子系統(tǒng)進行噪聲分配，通過計算評估結果是否滿足噪聲目標，如果不滿足，提出改進建議，進行減振降噪措施的動態(tài)調整，同時對子系統(tǒng)噪聲指標重新分配，更新模型，再進行噪聲預測，直至預測結果滿足噪聲要求.

對于車輛整車聲學仿真分析，應用仿真分析軟件VAONE進行車內聲場計算.統(tǒng)計能量分析中的能量是在各個子系統(tǒng)間流動的，單位時間內的能量即是功率流，而系統(tǒng)的功率流是遵守功率流平衡方程的.含有N個子系統(tǒng)的復雜結構的統(tǒng)計能量模型，Pi為第i個子系統(tǒng)的輸入功率，ni，nj，ηi，ηj，ηij，ηji分別為子系統(tǒng)的模態(tài)密度、內損耗因子和耦合損耗因子，ω為系統(tǒng)固有頻率，則功率平衡方程的通式為［3］:

其中，[L] 為包含內損耗因子和耦合損耗因子的系統(tǒng)能量損耗矩陣，具體表達式為:

式中，[E]為子系統(tǒng)能量矩陣，[P]為系統(tǒng)輸入功率矩陣，具體表達式分別為:

上述方程代表了用統(tǒng)計能量法對復雜系統(tǒng)進行分析的最基本表達式，通過這些參數(shù)和輸入功率，可以求解目標子系統(tǒng)的平均能量水平，進而得到振動級、聲壓級等振動噪聲結果，在整車聲場的仿真計算過程中，其中聲腔子系統(tǒng)的劃分、子系統(tǒng)之間的連接、聲腔模態(tài)、部件隔聲指標，主要聲源(輪軌、氣動、電氣設備等)的輻射聲能指標及材料彈性模量、剛度系數(shù)、損耗因子、吸聲系數(shù)等參數(shù)等在整個仿真計算過程中起著決定性的作用.

通過仿真計算分析出車內聲場情況，對于聲學性能惡劣的結構以及聲能輻射嚴重的聲源，通過軟件進行優(yōu)設計進行聲學指標控制，比如更換材料、結構、聲源參數(shù)等，預測聲學效果，直至達到滿足聲學指標要求，有針對性的選擇理想的聲學材料、結構及設備，使得車內聲場得到最優(yōu)化控制［4］.

3 車內噪音仿真分析

城際動車組為8輛編組，其中01車為頭車，運營環(huán)境對其車內噪音的影響最大，因此選取01車開展噪音預測工作，基于統(tǒng)計能量法，以VAONE軟件為仿真計算平臺，建立城際動車組車內噪音預測分析模型［5］，車輛聲學預測分析模型如圖1所示.

圖1 車內噪音預測分析模型

當動車組以160 km/h速度運行時，01車客室中央1.6m高和1.2 m高處聲壓級均為61 dB(A)，客室端部1.6 m高和1.2 m高處聲壓級均為66 dB(A);滿足車內噪聲設計要求不超過68dB(A)的要求.

當動車組以200 km/h速度運行時，01車客室中央1.6 m高和1.2 m高處聲壓級均為63 dB(A)，客室端部1.6 m高和1.2 m高處聲壓級均為68 dB(A);滿足車內噪聲設計要求不超過68dB(A)的要求.

當動車組以250 km/h運行時，01車車內噪音預測結果如圖2所示，客室中央1.6 m高和1.2m高處聲壓級均為66 dB(A)，但客室端部達到69～71 dB(A)，超出車內噪聲不超過68 dB(A)的設計要求.

圖2 車內噪音計算結果

車內噪音仿真分析結果表明，動車組在250km/h時車內噪音超標，城際動車組對車內地板、墻板、頂板、防寒材等內飾件，車輛端部連接以及空調等附屬設施等開展噪音控制研究;本文重點介紹對噪音影響顯著的地板、風擋、空調回風道等部位的噪音控制方案.

4 車內噪音控制方案

根據(jù)動車組多年運用經驗，地板是影響車內噪音的重要部件，針對車輛重點區(qū)域采取多種結構設計，制作樣件測試數(shù)據(jù)對比，選擇最優(yōu)結構，完成整車的減振降噪結構設計，并得到實際結構測試參數(shù)，做為計算依據(jù).

城際動車組在車體不同區(qū)域選取不同形式的地板結構開展隔音測試研究，共完成了21種不同結構、不同供應商地板的測試，本文選取了四種典型位置的地板結構如表2所示，其中典型試樣2、3、12增加了厚度5 mm的隔音墊，分別應用于動車組不同位置;為考察不同供應商產品的噪聲水平，試樣12和試樣2為不同供應商的產品.

表2 典型地板結構測試試樣

測試結果如圖3所示，可以看出增加5 mm隔音墊地板隔音效果明顯，比未粘接隔音墊的地板隔音水平提高了約6 dB［6］.不同區(qū)域選用不同結構的地板，可以有效提高地板區(qū)域的隔音水平;同時不同供應商采用相同結構地板的測試結果表明地板隔音水平基本相似.

圖3 地板結構隔音量

風擋是車輛端部噪音控制的薄弱環(huán)節(jié)，在250km/h運行狀態(tài)下1-2車、2-3車風擋處噪聲值在89～92 dBA，形成車外噪聲進入車內的主要傳遞途徑.典型頻譜特性如圖4所示，其中以中心頻率800 Hz和100 Hz的1/3倍頻段最顯著.為提高風擋安裝密封性，在風擋內、外部安裝接口施加密封膠.渡板下部填充吸音材料聚氨酯吸音棉.

圖4 車間連接風擋處噪聲頻譜

空調開啟時，靜態(tài)車內噪音最大為62dB(A)，其本體噪聲對250 km/h車內噪聲測試結果影響較小.但是在250 km/h運行狀態(tài)下，其下方車內噪聲顯著.

由于空調回風道與車輛外部直接相通，外部噪聲可以直接通過空調回風道進入車內.通過在空調回風道加裝消聲百葉，內壁增加吸音材料來降低進入車內的噪聲，吸音材料選用厚度50 mm三聚氰胺.

通過地板區(qū)域加裝隔音墊噪音控制方案的改進措施，轉向架區(qū)域加裝隔音墊很好地阻斷了輪軌外部噪音的傳遞，隔聲量提高6 dB左右.城際動車組在滬昆線上開展了整車噪聲測試，測試結果表明，風擋內、外部安裝接口施加密封膠、渡板下部填充吸音材料有效阻擋外部噪音進入車輛內部;空調風道加裝吸音墊提升了車輛內部噪音的水平，試驗結果表明動車組噪音水平滿足客室68dB(A)，司機室77 dB(A)的噪音要求.

5 結論

(1)城際動車組采用正向設計理念，考慮城際運用的實際需求，分析國內外動車組標準對車內噪聲的指標要求，提出了城際動車組客室68 dB(A)、司機室77 dB(A)的噪聲控制目標;

(2)應用VAONE軟件進行內部聲場仿真計算，預測出城際動車組在160 km/h和200 km/h時滿足噪音指標要求，在250 km/h時車內噪音限值超過噪聲控制目標;

(3)采取仿真分析與試驗驗證相結合的方法，提出地板加裝隔音墊、風擋密封方案、空調風道加裝吸音墊等措施提高部件的隔音水平，帶隔音墊地板樣件測試結果表明其隔音性能提高約6dB;

(4)城際動車組噪聲測試試驗結果表明動車組250 km/h運行時車內噪聲從71 dB(A)降低到68 dB(A)，滿足城際動車組車內噪聲指標要求，噪聲控制方案可以推廣到其它動車組產品中.