基于FE-SEA混合法的列車結(jié)構(gòu)噪聲降噪研究

羅文俊，蔣峻楠，劉全民，黃大維

(1.華東交通大學 鐵路環(huán)境振動與噪聲教育部工程研究中心，江西 南昌 3300132.廣州地鐵集團有限公司 運營事業(yè)總部，廣東 廣州 510310)

中國高速鐵路以其運行速度快而聞名中外，但是高速的同時也帶來了車內(nèi)噪聲過大等問題，為了改善乘客乘坐高速列車的舒適性，必須高度重視降低車內(nèi)噪聲問題。

文獻[1]針對高速列車車內(nèi)低頻噪聲，分別建立了有框架和無框架的車體有限元模型，并比較了這兩種模型計算的聲壓水平。文獻[2]等通過建立車體振動輻射噪聲的計算模型，完成了車內(nèi)聲腔與白車身的耦合模態(tài)分析，并得到了車內(nèi)低頻噪聲的形成機制。文獻[3]結(jié)合邊界元法建立了有限元列車模型，得到了車內(nèi)低頻噪聲的噪聲值，發(fā)現(xiàn)了噪聲值的大小隨車速平方的增加而增大。文獻[4]通過建立高速列車FE-SEA混合法車內(nèi)噪聲預測模型，分析箱梁板塊振動對車內(nèi)噪聲的貢獻度，得到了箱梁底板對車內(nèi)噪聲貢獻度最大的結(jié)論。文獻[5]分析了提高密封性和添加隔聲墊等措施對高速列車內(nèi)部噪聲的影響。張磊[6]以計算得到的200 Hz以內(nèi)的車體振動為邊界條件，求解車內(nèi)的聲輻射。文獻[7]實測了運營中的高速列車車內(nèi)噪聲，并且考慮了車身內(nèi)飾和座椅所具備的吸聲性能，對車內(nèi)噪聲進行了分析，結(jié)果表明，在中低頻段內(nèi)，列車振動對車內(nèi)噪聲有顯著的影響。文獻[8]研究了高速列車中阻尼材料對鋁型材地板的減振降噪效果，結(jié)果表明，隨著阻尼層厚度的增加，鋁型材地板的隔聲效果明顯增強。

由于有限元法對高頻局部振動分析效率不高且精度不夠，因此以往用來預測20～200 Hz頻段內(nèi)車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲。同時由于高速列車的結(jié)構(gòu)復雜，因此大多研究只是針對白車身，即沒有考慮車內(nèi)吸聲材料的影響，因此在仿真計算精度上大大降低。而且，對于車內(nèi)降噪研究，大多只分析一種吸聲材料的降噪特性，不同種類及不同參數(shù)吸聲材料對車內(nèi)噪聲影響的研究較少。

文獻[9]提出了FE-SEA混合法，將復雜系統(tǒng)按模態(tài)數(shù)劃分為FE子系統(tǒng)和SEA子系統(tǒng)，提高了FEM的計算效率，擴展了SEA的應用頻段。本文采用FE-SEA混合法建立高速列車車體-聲腔耦合系統(tǒng)模型，預測了20～500 Hz頻段內(nèi)高速列車車體振動輻射的噪聲，探究了不同吸聲材料對車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的影響。本文模型大大提高了FEM的計算效率，有效地解決了計算效率與計算精度的矛盾，大大擴展了車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲分析頻段，提高了分析精度。

1 FE-SEA混合法原理

FE子系統(tǒng)的運動方程可表示為[10]

( 1 )

( 2 )

SEA子系統(tǒng)輸入的平均功率流為[10]

( 3 )

輸出功率流Pout,j為

( 4 )

子系統(tǒng)自身消耗的平均功率流為[10]

Pdiss,j=ωηjEj

( 5 )

因此，子系統(tǒng)的能量平衡方程可以表示為

( 6 )

由于njηjk=nkηkj，式( 6 )可改寫成

( 7 )

2 列車模型

2.1 模型的建立

本文研究對象為某高速列車，用VA One軟件分別對車體和車內(nèi)聲腔建立模型，以板單元模擬車體頂板、側(cè)墻、底板及玻璃等，而底架則以梁單元模擬。在建立車內(nèi)聲腔模型時，為了分析不同位置的噪聲情況，將車內(nèi)大聲腔劃分為5個不同的小聲腔，見圖1，兩側(cè)聲腔(A、C)內(nèi)部為開水間、盥洗室等，中間聲腔B1為站姿聲腔，B2為坐姿聲腔，B3為腿部聲腔。圖2給出了車體結(jié)構(gòu)板塊的模態(tài)數(shù)，可看出隨著頻率的上升結(jié)構(gòu)板塊模態(tài)數(shù)也在增加，一般情況下，模態(tài)數(shù)大于5采用SEA計算才能保證結(jié)果有效[10]。本文建立FE-SEA混合法模型，模態(tài)數(shù)低于5的子系統(tǒng)用FE單元模擬，模態(tài)數(shù)高于5的子系統(tǒng)用SEA單元模擬，由圖2可以看出車體頂板、底板、側(cè)墻等結(jié)構(gòu)的模態(tài)數(shù)在200～500 Hz頻段內(nèi)已大于5。因此，20～500 Hz的車體模型分為兩個部分，20～200 Hz內(nèi)用FE單元模擬，200～500 Hz內(nèi)用SEA單元模擬。

圖1 車內(nèi)聲腔

圖2 模態(tài)數(shù)與頻率關(guān)系

在20～200 Hz頻段內(nèi)，對車體進行網(wǎng)格劃分，連接車體與車內(nèi)SEA聲腔以進行耦合，F(xiàn)E車體模型見圖3。在200～500 Hz頻段內(nèi)，SEA單元模擬的包括車體頂板、底板、側(cè)墻等，玻璃和窗戶之間的側(cè)墻通過FE單元模擬。FE-SEA混合法模型見圖4，將各結(jié)構(gòu)板塊及聲腔進行耦合連接，結(jié)構(gòu)板塊之間的線連接見圖5。

圖3 FE車體模型

圖4 FE-SEA混合法模型

2.2 模型的參數(shù)計算及模型驗證

模型計算所需參數(shù)有模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子。由于VA One軟件能自行計算模態(tài)密度和耦合損耗因子[11]，所以只需計算內(nèi)損耗因子。本文車體結(jié)構(gòu)板塊的內(nèi)損耗因子采用文獻[12]中的實測數(shù)據(jù)。圖6為部分聲腔內(nèi)損耗因子。

車內(nèi)聲腔內(nèi)損耗因子的公式為

( 8 )

式中：T60為混響時間，s。

圖6 部分聲腔內(nèi)損耗因子

輪軌間作用力經(jīng)過列車懸掛系統(tǒng)衰減后，在列車底部形成二系懸掛力，從而引發(fā)車體的振動，并以車體垂向振動為主導。同時，垂向作用力在勻速直線運行的列車所產(chǎn)生的輪軌作用力中處于支配地位。因此，本文只考慮垂向二系懸掛力。建立車軌耦合的Simpack模型計算垂向二系懸掛力，激勵施加位置示意見圖7，輸入高速列車混合法模型中計算列車的振動并與試驗結(jié)果進行對比，由此驗證模型的正確性，這方面內(nèi)容在文獻[13]中已詳細介紹。

圖7 激勵施加位置示意

3 車內(nèi)裝飾材料對車內(nèi)噪聲的影響

在實際情況中，列車內(nèi)部裝飾材料對降低車內(nèi)噪聲有著不容忽視的作用，但是由于計算方法有一定的局限性，所以在研究車內(nèi)噪聲時，很少考慮車身內(nèi)飾的影響。本文采用FE-SEA混合法對高速列車車內(nèi)噪聲進行仿真分析，將考慮列車內(nèi)部裝飾的影響，使車內(nèi)噪聲的預測精度能夠大大提高。車內(nèi)內(nèi)飾材料對車內(nèi)噪聲主要起吸聲作用，現(xiàn)考慮多孔吸聲材料與微穿孔板對列車內(nèi)部噪聲的影響。在通常情況下，車內(nèi)乘客聽覺器官所處的位置一般相當于坐姿聲腔(B2)的位置，因此本文主要的研究對象為坐姿聲腔(B2)位置的噪聲值。

3.1 吸聲材料的影響

為探討車內(nèi)噪聲隨多孔吸聲材料的變化規(guī)律，分別選取厚度為50 mm的玻璃棉、礦棉和毛氈等多孔吸聲材料對車身內(nèi)部進行裝飾。圖8為裝飾了玻璃棉、礦棉和毛氈的B2聲腔的1/3倍頻程聲壓級，可見在裝飾了玻璃棉、礦棉及毛氈的情況下，車內(nèi)噪聲聲壓級在大部分頻率下都有所降低，但是在20～25 Hz頻段內(nèi)，礦棉和毛氈作為吸聲材料時對車內(nèi)噪聲聲壓級的降低并不明顯。在20～200 Hz頻段內(nèi)，礦棉和毛氈作為吸聲材料的聲腔噪聲值高于玻璃棉聲腔噪聲值，說明在此頻段內(nèi)玻璃棉的降噪效果優(yōu)于礦棉和毛氈；而在200～500 Hz頻段內(nèi)，礦棉和毛氈的聲腔噪聲值略低于玻璃棉。同時，全頻段下，礦棉及毛氈的降噪效果相差很小。隨著頻率逐漸增加，三種材料對車內(nèi)噪聲聲壓級幅值的降低幅度也逐漸增大，說明這三種多孔吸聲材料在高頻段有著優(yōu)秀的降噪效果，即優(yōu)于低頻段。

圖8 三種吸聲材料的坐姿聲腔噪聲頻譜

圖9為在車內(nèi)裝飾玻璃棉、礦棉和毛氈三種吸聲材料的坐姿聲腔(B2)聲壓級平均值。由圖9可以看出，在20～200 Hz頻段內(nèi)，玻璃棉作為吸聲材料時，平均聲壓級比礦棉和毛氈低1.5～1.6 dB(A)，在200～500 Hz頻段內(nèi)，玻璃棉作為吸聲材料時，平均聲壓級比以礦棉和毛氈高2.5～2.7 dB(A)，但玻璃棉的密度僅為礦棉和毛氈的32%。因此基于列車輕量化設計的要求，車內(nèi)吸聲材料選用玻璃棉的綜合效果更好。

圖9 分別使用三種吸聲材料時車內(nèi)坐姿聲腔聲壓級平均值

為了探究玻璃棉在不同厚度下的降噪效果，分析了厚度分別為20、30、40、50 mm玻璃棉的降噪效果，見圖10。由圖10可知，裝飾玻璃棉后，在大部分頻率下，玻璃棉越厚，車內(nèi)噪聲降低效果越好。但在20～31.5 Hz頻段內(nèi)，玻璃棉厚度與聲壓級的關(guān)系不明顯，且對聲壓級降低幅度也不明顯。

圖10 不同玻璃棉厚度時坐姿聲腔噪聲頻譜

綜上所述，多孔吸聲材料對高頻段噪聲有明顯的降噪效果。出于減小列車自重的考慮，玻璃棉更適合作為吸聲材料，并且，增加玻璃棉厚度有利于降低列車內(nèi)部噪聲。

3.2 微穿孔板的影響

在高頻段下，多孔吸聲材料具有良好的降噪效果，但是在低頻段下，尤其是在20～25 Hz頻段下，多孔吸聲材料降噪效果并不明顯。在此介紹微穿孔板的吸聲特性。

為了探究微穿孔板孔徑大小對噪聲的影響，分析孔徑分別為0.2、0.4、0.6、0.8 mm的微穿孔板的降噪效果。圖11為微穿孔板在不同孔徑下的的坐姿聲腔(B2)噪聲頻譜圖，由圖11可知，在全頻段內(nèi)，微穿孔板都會降低車內(nèi)聲壓級，在125～160 Hz頻段內(nèi)，微穿孔板對車內(nèi)噪聲的控制效果最好；隨著孔徑增加，其降噪效果有所減弱，但孔徑尺寸對125～160 Hz頻段內(nèi)的噪聲影響很小。

圖11 不同微穿孔板孔徑時坐姿聲腔噪聲頻譜

為了探究微穿孔板不同穿孔率對降噪的影響，分析微穿孔板的穿孔率分別為2%、6%、10%、14%和18%時車內(nèi)噪聲的降低值。圖12為微穿孔板在不同穿孔率下B2聲腔1/3倍頻程聲壓級，可知在20～80 Hz范圍內(nèi)，噪聲降低值隨開孔率增加而增大，說明降噪效果隨開孔率增加在逐漸提升；而在100～500 Hz頻段內(nèi)，穿孔率對降噪效果幾乎無影響。

圖12 不同微穿孔板穿孔率時坐姿聲腔噪聲頻譜

綜上所述，在20～25 Hz頻段內(nèi)，微穿孔板相較于多孔吸聲材料有明顯的降噪效果，并且孔徑小、穿孔率大的微穿孔板噪聲抑制能力更強。但是，穿孔率如果過大，為了保證結(jié)構(gòu)的強度，則需要加厚微穿孔板，而隨著微穿孔板厚度的增加，附加質(zhì)量也會增大。因此，通過微穿孔板吸聲來控制車內(nèi)噪聲時，應選用合適的孔徑尺寸和穿孔率。

4 結(jié)論

本文基于FE-SEA混合法，進行了車體振動產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲仿真分析。依據(jù)列車混合法模型各子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)，分別用FE和SEA單元模擬列車結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，采用混合法模型計算車體板塊的加速度，在200 Hz分界點處，兩種模型計算所得板塊加速度誤差很小，說明劃分FE與SEA模塊時，分類準確且合理。

在高頻段內(nèi)，三種多孔吸聲材料都有明顯的降噪效果。對比分析表明，玻璃棉與礦棉和毛氈的降噪效果無明顯差距，最大噪聲降低值之差為1.5～3 dB(A)，但是玻璃棉的密度僅為礦棉和毛氈的約1/3，為了降低列車整體質(zhì)量，車內(nèi)吸聲材料最優(yōu)選擇為玻璃棉。玻璃棉的厚度越大，對車內(nèi)噪聲的降噪效果越好。

在低頻段內(nèi)，微穿孔板有明顯的降噪效果。分析表明，隨著穿孔率的增加和孔徑的減小，車內(nèi)噪聲能被有效地降低。但是，過大的穿孔率則要求微穿孔板具有一定的厚度，這就會使得附加質(zhì)量增大。因此，通過微穿孔板吸聲來降低車內(nèi)噪聲時，應選用合適的孔徑尺寸和穿孔率。