高速列车车内低频噪声综合分析

庄 婷，左言言，闵祥斗

ZHUANG Ting，ZUO Yan-yan，MIN Xiang-dou

(江苏大学 振动噪声研究所，镇江 212013)

0 引言

高速列车具有速度高、运能大、能耗低、污染轻和安全性好等诸多技术经济优势，因此受到了世界各国的普遍重视。随着列车运行速度的提高，铁路噪声污染也急剧增加，噪声污染成了制约高速铁路发展的一个障碍，控制高速铁路噪声也就成了实现铁路可持续协调发展的必然要求[1]。

在列车运行过程中，车内噪声主要由三部分组成：车体结构振动辐射产生的结构噪声，属于低频噪声，噪声的大小主要由车体结构和车内声场的固有特性决定；列车行驶过程中轮轨之间的相互作用直接产生的轮轨噪声和车辆运行中产生的车辆非动力噪声、牵引动力系统噪声等外部噪声传播至车内形成的空气噪声，属于高频噪声。三是上述两类噪声在车内经过车体多次反射形成的混响声[2]。因此，掌握车体结构和车内声场固有特性，可以对车体结构和车内空间进行优化设计，从而控制车内噪声[3]。

本文用有限元和边界元法对高速列车结构—声系统的低频噪声进行预测，研究车体结构模态和声腔声学模态。在此基础上，进行板件声学贡献度分析，找出特定频率下对车内中部观测点声压贡献突出的振动板件，通过合理修改结构板件，有效地降低了客室内部噪声。

1 车体有限元模型和边界元模型

1.1 车体结构有限元模型

高速列车车体采用大型中空铝合金挤压型材组焊成筒型整体承载结构。车体主要由车顶、端墙、侧墙、底架等组成，其中底架、端墙及侧墙采用铝合金7N01，车顶采用铝合金6005A。铝合金7N01、6005A的密度、弹性模量和泊松比基本相同，密度为2700kg/m3，弹性模量71.0GPa，泊松比为0.3。

用Hypermesh对车身模型划分有限元网格。车体结构有限元模型取为壳单元，单元总数139870，节点总数97622。图1为该车结构有限元模型。

图1 车身结构有限元模型

图2 有限元模型

1.2 车内空腔声学有限元模型

利用Hypermesh建立车内空腔的有限元模型，对于车内声场模型，并不需要考虑车辆内部所有结构，主要针对车体结构模型进行简化。声学单元的理想尺寸大约是每个波长6个单元，本文建立的声腔有限元模型为四面体实体单元，单元总数265893，节点总数57414。图2为车内空腔声学有限元模型。

1.3 车内空腔声学边界元模型

声学边界元模型是声腔外形的网格模型的体现，声学边界元模型的网格尺寸要求与声学有限元模型相同。用Hypermesh的网格划分功能生成车内空腔声学边界元模型，如图3所示。为便于进行车身板件贡献度分析，在划分边界元网格时将车身分为43个面板，用不同颜色区分并编号。

图3 边界元模型

2 车内声腔的模态分析

2.1 声学模态的有限元分析

车内空间是由车身壁板围成的一个封闭空腔，具有固有频率和固有振型。声学模态是通过具体的声压分布表现出来的。在声学模态频率处，车内空间会产生声学共鸣，从而放大车内声压。在某声学模态频率下声波在车内空间传播时，入射波与空腔边界反射而成的反射波相互叠加或消减，在不同位置处产生不同的声压分布，称为声学模态振型[5]。

声学模态分析是对声波控制方程广义力矢量为零矢量的计算求解。此时边界结构位移量为0，得到声学波动方程：

利用数值分析方法计算方程（5），可求得车内声场的固有频率和声压分布

2.2 车内声场声学模态分析结果

在Virtual.Lab中，使用FEM法计算声腔模态，空气密度1.225 kg/m3，声速340m/s，声模态结果如表1所示。图4、5分别为车内空腔第一、八、九、十三阶振型。

表1 车内空腔声模态频率f(Hz)

续表1

图4 第1、8阶振型

图5 第9、13阶振型

3 车内噪声预测及板件贡献度分析

3.1 车内噪声预测与分析

进行车体结构振动响应分析时，对车体底架承载处施加垂直、横向、纵向的单位激励力，频率变化范围为20～200Hz，步长为2Hz。用ANSYS对车体结构进行响应分析，将结果作为车内声场计算的边界条件。

在进行车内声场预测计算时，需要选择车内声场观测点反映车内声压的情况。根据ISO3095《铁道车辆噪声测量》和ISO3381《各种有轨车辆噪声测量》标准，在距地板上方1.2 m处，沿车体纵轴选取五个位置点作为车内声场观测点，图6为观测点分布情况。

图6 车内声场观测点位置图

计算得到五个声场观测点在20～200Hz范围内的A计权声压级频谱如图7中实曲线所示。车内5个观测点的A计权声压级在大多数频率上都低于80dBA，在128Hz处，各观测点A计权声压级值最大，分别为91.16dBA、80.34dBA、86.95dBA、79.32dBA和87.05dBA。由图7中实曲线（无吸声材料）可以看出，随着频率的升高，各观测点A计权声压级基本呈上升趋势。在20～200Hz范围内可以看出有多个比较明显的共振频率。5个观测点在112Hz、128Hz和160Hz处的A计权声压级比较大。

3.2 吸声材料对车内噪声影响

高速列车车内壁板上通常会布置一些吸声材料，车内噪声在传播过程中遇到吸声材料时，声能量将会损耗，从而降低车内噪声，改善车内噪声环境。一般来说，吸声系数在0～1之间，本文采用的吸声材料的吸声系数是0.2，是纤维类材料。

图7是有无吸声材料时车内场点处的声压级前后对比图，添加吸声材料后，车内各场点在大部分频率上声压级峰值都有下降，在112Hz和128Hz处声压级峰值下降十分明显，说明添加吸声材料对降低车内声压具有显著的效果。但是在极个别的频率处声压级反而增加，所以布置吸声材料时，应综合考虑吸声材料实际的吸声效果，选用合适的吸声材料来降低车内噪声。

图7 有无吸声材料车内场点声学响应比较图

3.3 车身板件的声学贡献度分析

列车运行过程中，车身所有板件的振动是影响列车内部低频噪声的主要因素。因此，在结构修改前进行板件声学贡献度分析，控制对车内噪声影响较大板件的振动，有助于降低车内噪声[6]。

本文用Virtual.Lab提供的声学板件贡献度分析功能对整个车身的43块板件进行了声学贡献量分析，分析频率取A计权声压级变化曲线中的3个峰值频率点，即112Hz、128Hz和160Hz。对场点1进行声学贡献度分析，分析结果如图8所示。

图8 各板件对1处的声学贡献度直方图

各峰值频率主要板件贡献量排序如表2所示。

表2 车身板件贡献量大小排序

结果表明，车窗和车顶在112Hz、128Hz和160Hz频率处基本上表现为中性区域。对场点1处声压有较大的正的声学贡献区域：112Hz时车地板第七块板19、车地板第五块板21；128Hz时侧墙第二块板27、侧墙第五块板30属于正贡献度较大区域；后端墙11、车地板第三块板23、车地板第二块板24属于负声学贡献度较大区域，减小这三块板件的振动不仅不能使场点1的声压降低，反而使其声压升高。有些板件在不同的频率下声学贡献度是相反的，如车地板第六块板20在112Hz时为正声学贡献区域，而在128Hz和160Hz时为负声学贡献区域；车地板第一块板25在128Hz和160Hz时为正的声学贡献区域，而在112Hz时为负的声学贡献度区域。

改变壁板结构或者厚度可以改变结构刚度，从而改变客室内部场点噪声。根据板件贡献度分析结果，将19、21、27和30号板区域的型材板厚增加1mm，重新计算客室内的声场，得出场点1在128Hz处的A计权声压级由91.16dBA降到83.75dBA，下降了7.41dBA，降噪效果很明显；在112Hz和160Hz处的A计权声压级分别也由72.9dBA和81.14dBA降到了68.44dBA和76.33dBA，分别降低4.46dBA和4.81dBA。因此在车辆设计之初，对壁板进行声学贡献度分析，有助于客室的低噪声设计。

4 结论

本文采用有限元和边界元方法对车内噪声分布进行预测，并在此基础上进行声学板件贡献量分析，找到了对车内噪声贡献较大的壁板区域，进行了合理的结构修改，以降低特定观测点处的声压。得出如下结论：声学模态频率在112.211Hz、128.676Hz和160.844Hz处和场点声压较大时处的频率接近，说明在这3个频率处，声模态对车内声压影响较大；在20～200Hz频率范围内有多个明显的共振频率，在112Hz、128Hz和160Hz处各场点的A声级比较大；在3个峰值频率点处，对场点1进行声学贡献度分析，找出对场点1声压贡献大的板件，通过增加厚度改变结构的刚度，从而降低声压最大场点的噪声。

[1] 时彧,肖友刚.轮轨激励下高速列车头车乘客室室内的声学响应研究[J].振动与冲击,2009,28(1):95-98.

[2] 苗新芳.高速列车车内噪声分析与控制方法[J].化学工程与装备,2010,(4):202-203.

[3] 宋雷鸣,孙守光,张新华.用有限元法分析铁路客车车内空间的声学特性[J].噪声与振动控制,2005,(2):21-22.

[4] Bathe,K.J.,and Wilson,E.L,Numerical Methods in Finite Element Analysis,Prentice-Hall,Englewood Cloffs,New Jersey,1976.

[5] T Berge,P Active Noise Cancellation of Low Frequency Sound Inside Vehicle Cabs.Proceeding of Internoise[J],1983:277-282.

[6] 孙威,陈昌明.基于FEM-BEM的轿车车内低频噪声综合分析方法[J].噪声与振动控制,2008,(1):48-51.