地铁车辆辅助变流器降噪方案的仿真分析

丁　杰， 王永胜， 曾亚平， 邓创华， 胡昌发

(1　湘潭大学　土木工程与力学学院， 湖南湘潭 411105；2　株洲中车时代电气股份有限公司　技术中心， 湖南株洲 412001)

辅助变流器作为地铁车辆的重要设备，内部集成了逆变模块、充电机模块、变压器和电抗器等部件，采用强迫风冷方式进行散热。因缺少裙板的遮挡，产生的噪声会直接辐射到车外乘客，也会以绕射、透射等方式传播到车内乘客[1-3]，因此，辅助变流器的噪声控制问题引起了人们的关注。

颜猛等[4]对某变流器运行状态的噪声进行测试，识别出风机气动噪声是变流器的主要噪声源，通过粘贴吸声材料和增加导风结构降低了变流器的气动噪声。由于实际的变流器设备结构复杂，运行工况多变，噪声测试较难全面了解变流器设备的噪声源特性，且需要在实物上进行测试，有必要通过数值模拟手段在产品设计阶段进行噪声的预测与声学优化设计。向阳[5]介绍了有限元法、边界元法、波叠加法、统计能量分析法和无限元法在结构辐射噪声预测中的发展历程、特点、现状和存在的问题。高春宏等[6]基于统计能量分析法对地铁车辆的噪声进行了预估，根据计算得到的车辆内部噪声声压级找到了车辆噪声的薄弱环节。魏周艳等[7]对某辅助变流器的噪声源进行分析，简单介绍了利用VA One软件进行降噪方案的声学仿真和评价试验。

针对某地铁车辆辅助变流器进行噪声测试，利用测试得到的声源激励进行辅助变流器的噪声仿真，对比分析了不同降噪方案的降噪效果，试验验证了仿真分析方法的可行性。

1　辅助变流器的噪声测试

某地铁车辆辅助变流器额定容量为160 kVA，风机的转速可分为高速和低速两档，转速分别为2 900,1 450 r/min，整机的负载可分为空载、半载和满载3种。为获取辅助变流器的噪声分布特性，在半消室内开展了噪声测试[8]。为方便起见，将图1所示的辅助变流器柜体电抗器侧定义为A面，风机侧为B面，逆变模块侧为C面，出风口侧为D面，柜体顶部和底部分别为E面和F面。以A面左下顶点为坐标原点，分别以柜体长度、宽度和高度方向为x轴、y轴和z轴建立坐标系。在辅助变流器每个面与柜体壁板垂直距离1 m处布置3个测点，依次编号为N1～N18，其中N2、N5、N8、N11和N14是A～E面的评测点。图2为辅助变流器的测点布置示意图。

图1　辅助变流器结构示意图

根据风机转速和整机负载的不同，可得到工况1(风机低速整机空载)、工况2(风机低速整机半载)和工况3(风机高速整机满载)。图3为各噪声测点的等效A计权声压级测试结果。可以看出辅助变流器在3种工况下的噪声最大值均出现在F面N18测点，说明柜体底部出风口为最主要噪声源。E面N13和N14测点噪声值相对较大，说明电抗器进风口为主要噪声源。3种工况中，工况1的噪声最小，工况3的噪声最大。

图2　测点布置示意图

图3　各噪声测点等效A计权声压级

图4为各评测点在不同工况的声压级1/3倍频程频谱。可以看出工况1和工况2的频谱在2 500 Hz差异较大，其他频带差异很小，工况3的频谱在160～1 000 Hz频段高出其他两种工况10 dB(A)以上。在3种工况下，N2、N5和N8的噪声相对较小，N11和N14的噪声相对较大，N11在500 Hz以上频段的噪声相对突出，N14在400 Hz以下频段的噪声相对突出。

为确认除风机气动噪声外其他噪声源对整体噪声的贡献，选取了工况4(风机停机整机空载)、工况5(风机停机整机半载)和工况6(风机停机整机满载)。图5为N11测点在工况4～工况6下的1/3倍频程频谱。可以看出3种工况的频谱趋势基本一致，工况6的噪声值最大，工况4的噪声值最小。与图4对比可知，工况4～工况6在1.25 kHz以下的声压级明显低于工况1～工况3，而在1.250～10 kHz频段与工况1～工况3的频谱差异较小，总声压级接近，说明1.25 kHz以下风机气动噪声为主，1.25 kHz以上的噪声主要来源于结构辐射噪声和电磁部件的电磁噪声等。

图4　各评测点在不同工况的1/3倍频程频谱

图5　N11测点在工况4～工况6 的1/3倍频程频谱

2　辅助变流器的降噪方案

2.1　降噪原则及思路

通过辅助变流器的噪声测试及数据分析可知，辅助变流器的噪声源主要有风机旋转噪声、风道内的气动噪声、电磁部件的电磁噪声和壁板振动的结构辐射噪声等，这些噪声通过进风口、出风口、壁板缝隙、孔洞和壁板等传播。制定辅助变流器的降噪方案时应遵守以下原则：(1)降噪措施不能影响辅助变流器的通风散热、正常运行、操作和维修；(2)降噪材料应具有良好的阻燃性能，满足安全、环保、工艺、轻量化和性价比等要求。

降噪思路主要有减弱声源强度和传播途径的减振、吸声、隔声处理等[9-10]。目前选择的风机和变压器等部件的振动噪声性能已处于较高水平，很难从减弱声源强度的角度进行降噪，因此，主要从以下方面考虑：(1)在风道和柜体内壁粘贴吸声材料降低气动噪声；(2)进出风口增加消声结构降低气动噪声；(3)改善柜体壁板阻尼特性，降低振动及其产生的结构辐射噪声；(4)使用隔声材料和密封材料改善柜体壁板的隔声及密封性能，使噪声尽量少地传递到柜体外。

2.2　降噪方案

对风道和柜体壁板进行吸声处理之前，需要选择吸声材料或吸声结构。中高频噪声宜采用多孔吸声材料，中低频噪声宜采用共振吸声结构，而微穿孔板吸声结构具有吸声频带宽的优点[11]。根据辅助变流器的噪声源特性，可考虑采用多孔吸声材料降低中高频噪声。为提高中低频噪声的吸声效果，可将吸声材料厚度增加至50～100 mm，然而受柜体内部空间的限制，不便粘贴大于50 mm厚的吸声材料，因此，可考虑在多孔吸声材料表面覆盖一层穿孔率较大厚度较薄的穿孔铝板来提高中低频的吸声效果。

辅助变流器的冷却空气在风机抽吸作用下，从柜体顶部的两个进风口流入，分别流经逆变模块散热器和电抗器后在底盖板的2个进风口汇合(见图6a)，然后流向风机进风口，再吹向变压器，最后由底部出风口滤网流出。吸声材料粘贴部位可以选择出风口顶盖板、变压器腔顶盖板、变压器腔与出风口两侧面、风机腔顶盖板、风机腔两侧面、风机腔安装面、电抗器进风口、电抗器腔底部、电抗器腔柜门内表面、逆变模块进风口、逆变腔底部和底盖板内表面等。为避免底盖板两个进风口气体对流而产生噪声，并增加有效吸声面积，可以在底盖板和风道盖板之间增加两块粘贴20 mm厚吸声材料的弧形导流板(见图6b)。为避免气流直接从出风口滤网排出，增加有效吸声面积，可以在出风口滤网上增加由20 mm 厚吸声材料制作成的消声结构1(见图6c)或消声结构2(见图6d)。

图6　风道结构的改进

根据前面的分析可以确定如表1所示的6种降噪方案。

表1　降噪方案的具体措施

3　辅助变流器的噪声仿真分析及验证

为分析不同降噪方案的效果，可以采用基于统计能量分析法的仿真方法进行对比分析。

3.1　理论基础

统计能量分析法从时间平均和空间平均的统计角度预测子系统间的能量流传递和各子系统的能量响应。具有k个子系统的能量平衡方程为

(1)

式中Ei、Pi、ni和i分别为第i个子系统的能量、输入功率、模态密度和内部损耗因子，nij为两个子系统的耦合损耗因子，ninij=njnji。

对于质量为M的结构子系统，其速度响应平方的空间平均值为=E/M；对于体积为V的声腔子系统，其平均声压的平方为=ρc2E/V，其中E为子系统能量，ρ为空气密度，c为声速。将式(1)中的能量换算成相应的速度、位移、加速度和声压等，经过计算可以完成噪声的仿真。

3.2　噪声仿真建模

采用基于统计能量分析法的VA One软件进行辅助变流器的噪声仿真时，首先在HyperMesh软件中对辅助变流器柜体的几何结构进行简化，省略各腔室的器件，不规则的壁板做规则化处理，然后在VA One软件中建立板、梁和声腔等子系统(见图7)，并定义相应的材料属性，通过声泄漏方式设置进风口和出风口，再设置声源激励，利用半无限流场方式定义噪声评测点，最后通过计算得到相应的噪声仿真结果。

图7　声学模型子系统示意图

由于充电模块腔、控制腔、输入腔和输出腔产生的噪声对整体噪声的贡献较小，仿真模型中主要考虑电抗器腔、逆变腔、风机腔和变压器腔4处的声源激励。其中风机腔的声学激励设置为风机声功率，数据通过半消声室声强扫描法测试获得(见图8a)，其他3个空间的声学激励设置为声压扩散场，其数值分别通过测试两个进风口和出风口处的声压值获得(见图8b)。

降噪方案中拟采用带铝箔的三聚氰胺棉和TMT-PUF-2028吸声棉，材料属性设置需要定义面密度和吸声系数。图9为两种吸声材料在不同厚度时的吸声系数曲线。

3.3　噪声仿真结果及对比分析

图10为原方案在工况1和工况3下各主要传递路径对N11测点噪声的输入功率。可以看出：(1)对N11测点噪声传递路径贡献量较大的主要有出风口底板、电抗器腔顶板和逆变腔顶板，说明进风口和出风口的声泄漏为测点噪声的主要贡献途径；(2)工况3的输入功率大于工况1，各传递路径的贡献量在200，630 Hz和4 000 Hz 时出现峰值。

图8　声源激励

图9　吸声材料的吸声系数

为了研究材料种类对降噪效果的影响，图11(a)为原方案、方案1和方案2的N11测点声压频谱特性曲线，可以看出粘贴带铝箔的三聚氰胺棉和TMT-PUF-2028吸声棉后测点各频率下的噪声值均有所下降，且TMT-PUF-2028吸声棉的吸声效果优于带铝箔的三聚氰胺棉。为了直观评价更换声学材料对该型辅助变流器降噪效果的影响，以原方案各测点的有效声压级为参考，得到如图11(b)所示的各测点降噪量。可以看出工况3的降噪效果优于工况1，这主要与声源特性和吸声棉的吸声特性相关。从降噪量的大小来看，受吸声棉影响最明显的测点为出风口测点N18，其次为N11测点。

图10　各主要传递路径对N11 测点噪声的输入功率

为了研究不同的声学结构对降噪效果的影响，以原方案各测点的有效声压值为参照，得到方案2～方案6在不同工况下的降噪量，如图12所示。可以看出各降噪方案的降噪效果从强到弱的顺序依次为方案6、方案5、方案3、方案4和方案2，受声学结构影响最明显的测点为出风口测点N18，其降噪量最大，其次为N11测点，这与N11测点靠近N18测点有较大的关系。

3.4　试验验证

为验证仿真方法的可行性，对表1中的6种方案分别进行实物噪声测试，得到如表2所示的各测点等效A计权声压级测试结果。可以看出各方案的降噪效果排序与仿真结果一致，测试得到降噪效果与仿真结果较为接近，说明基于一定测试数据(如声源激励等)的仿真分析手段可以用于指导后续同类产品的噪声优化设计。

4　结　论

通过对某地铁车辆辅助变流器进行噪声测试及其特性分析，对不同降噪方案进行仿真分析与试验验证，得到以下结论：

图11　吸声材料对降噪效果的影响

图12　声学结构对降噪效果的影响

dB(A)

(1)通过噪声测试可以确定风机高速整机满载工况的噪声最大，风机低速整机空载工况的噪声最小，1 250 Hz以下的噪声主要为气动噪声；

(2)增加吸声材料可以改善降噪效果，且TMT-PUF-2028吸声棉的吸声效果要优于带铝箔的三聚氰胺棉，增加消声结构和导流板可以增加有效吸声面积，进一步提高降噪效果；

(3)基于声学测试得到主要声源激励，再利用统计能量分析法进行噪声仿真的方法能够较为准确地模拟辅助变流器的噪声特性，可为后续同类产品的噪声优化设计提供指导。