應(yīng)用動力吸振器降低動車組司機室內(nèi)噪聲*

帥仁忠，趙艷菊，孫召進，郭建強

（中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東青島266111）

車內(nèi)噪聲大部分由車廂壁板傳入，在車外噪聲一定的情況下，車廂壁板的隔聲量是影響車內(nèi)噪聲水平的決定因素。隨著車速的提高，車外噪聲隨之升高，要使車內(nèi)噪聲控制在一個合理的水平，對車廂壁板的隔聲性能提出了更高的要求。因此，對高速列車車廂壁板的隔聲性能展開研究，探索提高隔聲量的有效措施，具有重要意義。針對動車組司機室板件加筋結(jié)構(gòu)，采用動力吸振器降低其振動，提高隔聲性能，改善車內(nèi)噪聲水平。

1 加筋板隔聲性能分析

在運行過程中司機室主要受到外界氣動噪聲激勵以及輪軌激勵傳遞過來的振動，如圖1 所示。

由于司機室加筋板結(jié)構(gòu)本身的特殊性，在外界激勵的作用下，導(dǎo)致加筋板結(jié)構(gòu)的振動，進而產(chǎn)生振動輻射，向車內(nèi)輻射噪聲。為了掌握加筋板結(jié)構(gòu)的隔聲性能，制作1 500 mm×1 200 mm 試驗樣件，筋間距為290 mm，筋高80 mm，如圖2 所示。在混響室測試加筋板以及斷面的隔聲量，以160 Hz為中心頻率的倍頻程是加筋板及斷面的隔聲低谷，如圖3 所示。同時通過有限元分析，計算加筋板的一階模態(tài)為171.73 Hz，如圖4 所示。結(jié)合試驗測試和仿真計算分析可知，一階模態(tài)對應(yīng)隔聲曲線低谷，處在隔聲曲線的共振控制區(qū)。車輛在速度為200 km/h 工況下的車內(nèi)噪聲曲線如圖5 所示，噪聲峰值主要分布在160 Hz 頻段，與試驗室條件下測試的隔聲低谷吻合。

為了達到提高加筋板結(jié)構(gòu)在低頻共振區(qū)的隔聲性能的目標(biāo)，減小其在低頻共振頻率處的振動量級是有效的措施。動力吸振器恰恰滿足減振頻率可設(shè)計、窄頻段減振性能突出的特點。

圖1 司機室噪聲源

圖2 加筋板

圖3 加筋板隔聲量—測試

圖4 加筋板一階模態(tài)

圖5 司機室內(nèi)噪聲曲線

2 動力吸振器的設(shè)計方法

動力吸振器技術(shù)最早是由Frahm H. 提出的［1］。動力吸振器由于減振性能好、尺寸小、凈質(zhì)量小以及穩(wěn)定性好等特點，運用于薄板結(jié)構(gòu)的減振控制。

2.1 動力吸振器設(shè)計原理

動力吸振器是一種利用共振系統(tǒng)吸收物體的振動能量以減小物體振動的設(shè)備。其原理是在振動的物體上附加質(zhì)量彈簧共振系統(tǒng)，這種附加系統(tǒng)在共振時產(chǎn)生的反作用力可以使振動物體的振動減小。

不考慮主質(zhì)量系統(tǒng)阻尼，簡化成無阻尼單自由度系統(tǒng)，在其上附加一個單自由度的制振器，成為一個兩自由度振動系統(tǒng)［2-7］。模型如圖6 所示。

圖6 兩自由度振動系統(tǒng)

其中動力吸振器的質(zhì)量為m；剛度為k；阻尼為c；位移響應(yīng)為x2，主系統(tǒng)等效質(zhì)量為M；等效剛度為K；位移響應(yīng)為x1，在激勵f的作用下，則系統(tǒng)的運動方程式為：

主振動系統(tǒng)的響應(yīng)可由以下振幅比特性描述。

這里，我們把x1/Xst稱為位移的振幅比，使這個值最小就是動力吸振器的設(shè)計目標(biāo)。

不同的阻尼比取值下的振幅倍率曲線如圖7所示，其中的兩個定點用P、Q表示。不管阻尼比取什么值，所有的振幅倍率曲線都經(jīng)過P、Q兩點。這里，使得P、Q兩點的高度相等，并且使得它們處于曲線上最大位置的條件定為最優(yōu)設(shè)計條件。

圖7 吸振器振幅比曲線

滿足最優(yōu)同調(diào)條件的動力吸振器與主振動系統(tǒng)的固有頻率之比為

2.2 動力吸振器位置

對于此加筋板，通過模態(tài)計算結(jié)果可知，第一階模態(tài)為橫向彎曲振動，模態(tài)位移在中心點處最大。根據(jù)動力吸振原理，將懸臂梁式的動力吸振器固定在加筋板中心處筋板兩側(cè)，如圖8 所示。加筋板結(jié)構(gòu)的筋間空間有限，設(shè)定懸臂梁吸振器的材料為鋼，較為容易獲得較大的吸振器質(zhì)量。根據(jù)一階橫向彎曲振動，調(diào)整懸臂梁長度和厚度，使其固有頻率接近171.73 Hz。確定吸振器的厚度為5 mm、懸臂梁長度為154 mm、懸臂梁寬度為25 mm 時，質(zhì)量為0.15 kg。

圖8 吸振器安裝方式

3 加筋板結(jié)構(gòu)應(yīng)用動力吸振器減振分析

在蒙皮加筋結(jié)構(gòu)上施加動力吸振器后，用有限元方法計算其振動響應(yīng)，分析動力吸振器用于蒙皮加筋結(jié)構(gòu)減振效果。 求解蒙皮加筋結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)時，確定激勵方式為多點激勵，在筋板外側(cè)選取4 個激勵點，如圖9 所示。沿著板的橫向方向每個激勵點輸入幅值為1 N，頻率范圍0～1 000 Hz 的正弦力。

動力吸振器的作用頻率為加筋板的第一階模態(tài)頻率，第一階模態(tài)為加筋板的橫向彎曲振動，拾取加筋板的中心點、長度中間點和寬度中間點共3個點的振動加速度響應(yīng)，如圖10 所示，計算其平均值作為考查加筋板橫向彎曲振動量級指標(biāo)，評價動力吸振器的減振作用。

圖9 激勵方式

3.1 動力吸振器參數(shù)調(diào)整

根據(jù)最優(yōu)同調(diào)條件來設(shè)定吸振器的頻率和質(zhì)量，調(diào)整動力吸振器的參數(shù)。在一定質(zhì)量比的情況下，最優(yōu)頻率比與主振動系統(tǒng)的固有頻率非常接近。在實際的吸振器應(yīng)用中，通常的做法是將吸振器設(shè)計為相同諧振頻率下具有不同質(zhì)量的系列，根據(jù)實際的減振效果來選用不同質(zhì)量的吸振器?；谝陨系乃枷朐诶脛恿ξ衿鲗畎褰Y(jié)構(gòu)進行減振降噪時，將吸振器的設(shè)計頻率設(shè)定為蒙皮加筋板的共振頻率，調(diào)整吸振器的質(zhì)量達到最優(yōu)減振效果。

圖10 振動加速度拾取點

3.2 動力吸振器最優(yōu)減振調(diào)諧

由于懸臂梁動力吸振器成對使用，這樣設(shè)計2個懸臂梁的質(zhì)量為吸振器的一倍質(zhì)量為0.3 kg。調(diào)整吸振器質(zhì)量倍數(shù)，計算加筋板結(jié)構(gòu)的振動加速度。1 倍質(zhì)量、2 倍質(zhì)量、4 倍質(zhì)量、5 倍質(zhì)量、6 倍質(zhì)量的減振效果如圖11～圖15 所示。

圖11 1 倍質(zhì)量吸振器減振效果

圖12 2 倍質(zhì)量吸振器減振效果

圖13 4 倍質(zhì)量吸振器減振效果

圖14 5 倍質(zhì)量吸振器減振效果

圖15 6 倍質(zhì)量吸振器減振效果

當(dāng)懸臂梁動力吸振器的質(zhì)量調(diào)整為5 倍質(zhì)量時，即懸臂梁式動力吸振器的總質(zhì)量為1.5 kg，動力學(xué)振子質(zhì)量為0.907 5 kg 時，動力吸振器作用于加筋板結(jié)構(gòu)引入的2 個新的共振峰峰值相同，此時也就滿足了吸振器最優(yōu)的減振特性，此時動力吸振器的減振效果高達16 dB。動力吸振器的布置方式如圖16 所示，吸振器總共8 個，每個懸臂梁的寬度為30 mm，在筋板兩側(cè)成對布置。

4 降噪效果驗證

創(chuàng)建司機室聲學(xué)仿真模型，如圖17 所示。采取Virtual.Lab 軟件對比分析采用動力吸振器減振降噪處理后的車內(nèi)噪聲水平，結(jié)果如圖18 所示。由圖18 可知，通過在加筋板上布置動力吸振器，可降低車內(nèi)噪聲3 dB，160 Hz 頻段降低效果尤為明顯。

圖16 5 倍質(zhì)量吸振器布置方式

圖17 司機室仿真模型

5 結(jié)束語

通過試驗測試和仿真計算，分析了加筋板結(jié)構(gòu)低頻振動與隔聲性能的關(guān)系，確定了加筋結(jié)構(gòu)的一階模態(tài)振動是影響車內(nèi)噪聲的主要來源。針對司機室加筋的特殊結(jié)構(gòu)特性，根據(jù)動力吸振器控制原理，設(shè)計優(yōu)化動力吸振器，抑制加筋板的一階模態(tài)振動，降低其振動輻射噪聲，可以實現(xiàn)車內(nèi)噪聲3 dB 的降低量，有效地改善了車內(nèi)噪聲，提升了車內(nèi)噪聲舒適度。

圖18 司機室內(nèi)噪聲對比