城轨车辆辅助逆变器声场仿真分析及优化

李 岩，王智鹏

（中车大连电力牵引研发中心有限公司，辽宁大连116052）

随着城市轨道车辆的飞速发展，车辆的各种性能也得到了迅速的提高，乘客对车辆的舒适性提出了更高的要求，噪声问题也逐步被关注起来。

辅助逆变器是轨道车辆的关键部件之一，其安装在车辆底部，其主要功能是把来自接触网上的1 500 V 直流电转换为380 V、50 Hz 的三相交流电，为车辆的辅助负载提供电能。由于逆变器内部集成了诸多部件，如变压器、电抗器、风机、逆变模块等，并且采用风机进行强迫风冷散热，这些部件在运行过程中都会产生噪声，因此在设计过程中就需要关注噪声的控制问题。

针对车辆逆变器噪声超标问题，目前研究噪声的方法主要以测试为主，数值仿真方法也主要是考虑单一方面的噪声源，例如针对车辆逆变器噪声超标问题，提出辅助逆变器气动噪声源和传播过程的数值仿真方法［1］。而逆变器的声源特性复杂，薄壁结构多，由气体压力脉动噪声的壁板振动噪声也不可忽略。所以对逆变器的噪声成因进行识别，并对其进行分析及优化，对车辆的噪声控制具有非常重要的意义［2］。

文中采用数值计算的方法，通过流场、结构场及声场多场耦合的方法，对辅助逆变器由于气体压力脉动引起的振动噪声进行了计算分析，并在此基础上对结构进行了优化分析，通过试验验证了优化方案的合理性。

1 技术路线

根据文献及试验结果分析，逆变器的主要噪声源来自于内部散热风扇产生的气流，作用到风道及箱体壁板上。由于气体压力的脉动，造成箱体壁板薄弱处产生一定频率的振动，进而引起噪声。

基于此，对逆变器噪声的分析主要分为以下几步：

（1）流场计算：采用大涡模拟方法对风道流场进行瞬态仿真计算，计算出逆变器风道内压力的脉动情况，并将时域压力FFT 变换为频域结果，输出给结构场进行谐响应振动分析；

（2）结构振动响应计算：以流体场计算出的压力作为结构载荷，计算逆变器在不同频率下的振动情况；

（3）噪声分析：将结构振动的速度谱传递给噪声分析模块，计算噪声在空气域内的传播情况。

仿真流程图如图1 所示。

2 流场计算

2.1 逆变器及风道结构说明

逆变器结构及风道截面如图2 所示，模型中只保留了风道内部与流场及结构振动分析相关的部件。

冷却空气在风机的作用下，由柜体上部的2 个入风口进入为散热器散热，然后经过风机、变压器、电抗器，由出风口吹出。

图1 仿真流程图

图2 逆变器结构及风道截面

2.2 大涡模拟计算理论

流场计算采用大涡模拟（LES）方法对风道流场进行瞬态仿真计算。

湍流的特征是长度尺度和时间尺度的范围极大，最大的涡结构通常与流动的特征长度相当，而最小的涡则表征着湍流动能的耗散。大涡模拟的基本原理是大尺度的涡直接数值计算，小尺度的涡通过湍流模型进行计算，因此LES 是介于DNS（直接数值模拟）和RANS（雷诺平均数值模拟）之间的一种方法，可以以合理的计算代价，更加真实的模拟流场信息，对气动声场的计算十分重要。

LES 需要求解过滤之后的N-S 方程，见式（1）：

式中：Cs为Smagorinsky 常数，取值范围0.1～0.2。

2.3 流场仿真计算方法

流场及气动噪声的计算采用直接模拟方法（CAA）及声波的产生和传播通过直接求解流体动力学方程得到，通过求解非稳态N-S 方程，精确的模拟黏性效应和湍流效应。该方法能够考虑声音的反射，帮助理解复杂流动中噪声产生的机理和抑制。

采用ANSYS Fluent 软件进行气动声源的分析，入风口设置为速度入口，出口采用压力边界，壁面设置为无滑移表面，风机区域通过滑移网格方法实现动、静域之间的数据传递。在计算时，首先采用雷诺平均湍流模型得到速度、压力的稳态流场，以此作为瞬态计算的初始条件，并使用LES的Smagorinsky-Lilly 亚格子模型，时间步长设置为1×10-4s，每个时间步迭代20 次，得到时域上的压力脉动。

2.4 计算域的选取和网格划分

逆变器的噪声测试方法一般按IEC 61287-1：2004 中4.5.3.12 中相关要求执行，为便于与标准以及后期试验结果进行比较，按测试标准中的测量点位置，即箱体外侧四周1 m 处作为检测点。采用CAA 方法需要保证接收器的位置在计算域内，因此计算域包含两部分：逆变器内部风道和外部空气域如图3 所示。由于CAD 模型包含了很多细节特征，如支架、螺栓、加强筋等结构，会对气流产生一些扰动，但是影响不大，因此本次计算中予以简化，仅保留主风道、风机、挡板、变压器、电抗器等结构。

图3 气动仿真模型及计算域

由于流道的结构十分复杂，外部空气域划分六面体网格，内部流道划分四面体网格如图4 所示，为了满足LES 模拟的需要，在风机叶片的壁面划分了边界层，得到的网格数约为2.0×107。

图4 风道网格

2.5 流场及气动噪声结果分析

通过风机中心垂直截面的压力分布云图，如图5 所示，可以看出，由于风机做功，空气在流过风机后得到了一定的静压，但是也存在一些低压区，这是由于此处有较强的旋涡存在，并且沿轴向分布并不均匀，是产生噪声的原因之一。

图5 风道截面压力云图

为了进一步研究风机产生噪声的原因提取了叶片附近的漩涡结构，如图6 所示。通过傅里叶计算得到监测位置的平均气动声压级为49.23 dB，风机为主要的气动噪声源，但其位于逆变器箱体内部，固体壁面又对压力波具有反射作用，因此由于单纯的气流引起的监测点处的压力脉动并不大，产生的噪声值较小。

图6 叶片周围漩涡分布

3 结构振动响应计算

通过瞬态仿真计算，得到了壁面压力脉动，然后通过FFT 将声源位置的时域压力脉动转换成频域分布，映射到谐响应分析模块中计算振动结果。

噪声产生源头是振动，通过谐响应分析可以计算出结构在各频段载荷下振动的情况，为后续计算噪声得到数据支撑。

任何持续的周期载荷将在结构系统中产生持续的周期响应（谐响应）。谐响应分析是用于确定线性结构在承受随时间按正弦（简谐）规律变化的载荷时稳态响应的一种技术。分析的目的是计算出结构在几种频率下的响应并得到一些响应值（通常是位移或速度）对频率的曲线。谐响应分析使设计人员能预测结构的持续动力特性，从而使设计人员能够验证其设计能否成功地克服共振、疲劳，及其他受迫振动引起的有害效果。

在ANSYS Mechanical Harmonic 分析模块中进行仿真计算，边界条件的设置如图7 所示。经过仿真分析后得到不同频率下柜体结构的振动结果，800 Hz 及996 Hz 的振动结果如图8、图9 所示。

图7 结构振动边界条件设置

图8 800 Hz 振动速度分布

图9 996 Hz 振动速度分布

4 噪声分析

4.1 控制方程

在声场的流固耦合问题中，要把结构的动力方程与流体斯托克斯方程中的动量方程和连续性方程综合考虑。声学基本方程是流体方程在把空气作为特殊流体条件下的简化。通过理想流体介质的以下假设：

（1）流体是可压缩的，密度随压力变化而变化；

（2）流体是非黏性流体，密友黏性引起的能量损耗；

（3）流体中没有不规则流动；

（4）流体是均质的，各点平均密度和声压相同。

流体的动量方程（斯托克斯方程）和连续性方程可以简化为声场波动方程为式（6）：

由于黏性损耗被忽略，式（6）被视作为在流体媒介中声波传播的无损耗波动方程。在声固耦合问题中，离散化的结构方程和无损耗的波动方程要同时考虑。

对于谐态变化的声压，为式（7）：

式中：P为声压幅值，j为虚数因子，ω为角频率，代入一式中得到霍姆霍兹方程为式（8）：

式（8）为无损耗声波方程的离散化。

矩阵符号式（9）和式（10）（梯度和离散度）将被用于式（6）中：

通过用迦辽金法对方程（12）离散化即得到单元矩阵，在方程（12）左右同时乘以一个声压变化值，然后在一定区域内对体积积分，得式（13）：

式中：vol为一定区域的体积；δP为一定的声压变化值；S为声压向量所指向的表面；｛n｝界面S的单位法向量。

在声固耦合界面问题中，面S被视为界面，由于简化假设，流体的动量方程中法向声压梯度与结构的法向加速度在界面处遵循式（14）的规律，

式中：｛U｝为结构在界面处的位移向量，用矩阵形式表示，即为：

4.2 声场流体问题中矩阵的推导

方程式（16）中包含的变量有：声压P，结构位移u，v，w。定义有限单元的近似形函数为式（17）、式（18）：

式中：｛N｝为声压函数，{N′}为位移形函数，｛Pe｝为节点声压向量，｛Ue｝=｛ue｝，｛ve｝，｛we｝为节点位移向量。

声压和位移的时间二阶导数及声压变化值可表示为式（19）～式（21）：

定义矩阵［B］为式（22）：

将式（17）和式（22）代入方程（16），声波方程的有限元表达式则为式（23）：

式中：｛n｝为流体边界向量，为式（24）：

把式（24）改写为矩阵表达形式即得到离散化的声波式（25）：

4.3 声场声固耦合问题

为实现完整的表达流固耦合的问题，将在界面处流体声压载荷加入结构有限元方程中，得到式（26）：

式中：{N′}为离散化位移u，v，w 的结构形函数矩阵；｛n｝为流体边界向量。

将声压的形函数矩阵式（17）代入式（27）中，得到式（28）：

完整的流固耦合问题的有限单元法离散方程式（31）：

式中：[Mfs]=ρ0[Re]T，[Kfs]=-[Re]。

对于流固耦合问题，声场流体单元除了产生耦合子矩阵ρ0[Re]T和[Re]之外，还产生以fs为上标的子矩阵。而没有上标的子矩阵都是由模型中相应的结构单元来产生的。

4.4 仿真计算

在ANSYS Mechanical 仿真平台中，将谐响应分析模块（Harmonic）的计算结果（速度谱），传递给噪声分析模块（Acoustic）中，计算噪声在空气域内的传播情况，振动速度映射到声场结果如图10 所示。

如文中所述，选取逆变器中面四周1 m 的位置作为检测点，通过仿真计算得到各检测点不同位置的噪音分布，如图11～图15 所示。

各监测点噪声平均值：位置1 为84.5 dBA；位 置2 为81.2 dBA；位 置3 为86 dBA；位 置4 为84 dBA。

图10 振动速度映射到声场

图11 逆变器中面A 计权声压级分布

图12 中面一米距离噪声分布（位置1）

图13 中面一米距离噪声分布（位置2）

图14 中面一米距离噪声分布（位置3）

5 优 化

通过比较仿真结果可以知道，风机引起空气振动噪声在检测点的值约为49.23 dB，远小于柜体由于气流脉动作用而产生的振动噪声，可以推断后者为逆变器的主要噪声来源［3］。所以尽可能减少柜体由于气流引起的噪声对于降低逆变器整体的噪声水平具有非常重要的意义。

可以通过对现有逆变器的结构进行优化以减少噪音水平，优化方案见表1。

方案1 原理是通过在柜体壁板上增加加强筋结构从而增加柜体壁板的刚度，以减小柜体在气流作用下的振动水平，如图16、图17 所示。

方案2 原理是通过优化风道结构降低风道流阻，使风道中的气压脉动减小，从而减少柜体的振动水平如图18 所示。

方案3 原理是通过在柜体与气体接触面上增加吸音棉材料，气流脉动被吸音棉吸收以后，强度降低［4］，从而实现减少柜体壁板振动，最终减少噪声水平，如图18 所示。

图16 在振动强烈处增加加强筋结构

图17 上盖板内侧有加强筋结构

图18 出风口位置增加导流装置，内部添加吸音棉

最终各个优化方案的仿真结果对比如表2所示。

通过对仿真结果的对比及分析可以得到如下结论：

（1）原始结构的噪声较大，主要为气动压力引起的结构振动噪声。

（2）优化方案1 在结构较为薄弱的位置添加加强筋结构，保证壁板的强度。从仿真结果看，可以较为明显的改善结构振动和噪声情况。

（3）优化方案2 增加了导流装置，将出风口面积增大，并调整了出风口的位置，从计算结果看，噪声有所降低但效果不明显，原因可能是由于柜体风道结构基本定型，风道优化空间有限，对于流阻的改善不明显；

（4）优化方案3 在后壁板和上盖板上添加吸音棉结构，这2 个位置相较于之前结构，振动上有较大的改善，效果较为明显。

以上的仿真结果均为理想条件下的仿真结果，例如是吸音棉的使用，其仿真等效模型为一种弹性体介质，跟实际物理参数可能还是有一些差异的，但通过仿真结果基本可以验证几种优化降噪方法对于降低气流脉动引起的结构振动效果是明显的。

6 试验验证

为验证仿真方法的合理性，对样机进行了噪声的试验研究，该样机方案为采用3 种优化措施后的逆变器。测试方法按IEC 61287-1：2004 中4.5.3.12 中相关要求执行，分别在柜体的4 个侧面选取了4 个评测点，距离柜体距离为1 m，试验状态和评测点位置如图19、图20 所示，最终测试结果与仿真结果的对比见表3。

可见，在监测位置处仿真结果与试验结果吻合良好，文中提出的仿真路线可以对逆变器的噪声进行预测。

表2 各种结构振动噪声计算结果对比

图19 试验状态

图20 评测点位置

表3 测试结果与仿真结果的对比

7 结束语

文中提出了一种对轨道车辆辅助逆变器噪声的分析方法，通过流场、结构场及声场多场耦合的仿真分析方法，分析出辅助逆变器的噪声来源主要是由于气体压力脉动引起的柜体振动产生的噪声，并针对噪声的成因对结构进行了优化并进行了仿真分析，最后通过试验验证了仿真方法的合理性。为今后轨道车辆降噪设计提供了一定的借鉴。后续还需要继续对各降噪措施的仿真与试验进行对比分析以及各种仿真模型，如吸音棉等的物理参数的校正，以提高仿真方法的准确性。