顧漢星，王瑞乾,2，杜星，陳建政，肖新標

(1. 西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川 成都，610031；2. 常州大學城市軌道交通學院，江蘇 常州，213100)

市域列車主要在大城市與其衛(wèi)星城鎮(zhèn)之間運行，與高速鐵路相比，市域鐵路沿線人口密集，且受成本等因素限制，聲屏障降噪措施并未普及。與地鐵列車相比，市域列車多運行在高架線路上，運行速度更高。因此，對于沿線居民產(chǎn)生的噪聲影響需要引起高度的重視。合理安裝裙板是減小列車車外通過噪聲的有效方法之一[1]，但會增大車內(nèi)噪聲[2]，降低乘坐舒適性。因此，開展市域動車組底部加裝裙板后對車內(nèi)噪聲影響研究，對低噪聲綠色城市軌道交通的發(fā)展具有重要意義。

列車車體結(jié)構(gòu)復雜，其具有很強的參數(shù)不確定性，傳統(tǒng)的數(shù)值方法在建模和分析計算上都存在一定的困難[3]，統(tǒng)計能量分析(statistical energy analysis，SEA)方法在很大程度上可以和傳統(tǒng)的數(shù)值方法形成互補。HARDY[4]基于SEA 方法建立了160 km/h列車運行車內(nèi)噪聲預測模型，獲得了列車車內(nèi)空氣傳聲路徑貢獻量，并提出相應(yīng)的控制措施。ZHENG 等[5]在SEA 方法基礎(chǔ)上提出了統(tǒng)計聲學能量流方法，考慮車外至車內(nèi)的聲能流動，預測車內(nèi)的聲學響應(yīng)。毛杰等[6]采用SEA方法建立了高速列車的車內(nèi)噪聲預測模型，采用多物理場耦合激勵，計算了200～1 600 Hz 的車內(nèi)噪聲。由此可見，統(tǒng)計能量法是軌道交通列車車內(nèi)噪聲時廣泛采用的計算方法。針對列車底部加裝裙板結(jié)構(gòu)對列車噪聲的影響，國內(nèi)外也有不少的研究成果可供參考。KWON等[7-8]對韓國高速列車進行了風洞試驗，采取包裹轉(zhuǎn)向架區(qū)域的措施，進行了比例模型試驗，發(fā)現(xiàn)對轉(zhuǎn)向架區(qū)域包裹面積越大，列車運行時的氣動阻力越小。UDA 等[9]使用1∶70列車模型研究了轉(zhuǎn)向架腔的低噪聲設(shè)計，發(fā)現(xiàn)將轉(zhuǎn)向架側(cè)面安裝扇形擋板并減小轉(zhuǎn)向架腔的體積可以降低列車車外噪聲。黃莎等[10]基于Lighthill聲學理論，對高速列車轉(zhuǎn)向架部位氣動噪聲進行數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)列車以300 km/h 的速度運行時，通過在轉(zhuǎn)向架部位安裝裙板，車外噪聲測點平均降幅為1.3 dB；通過增加裙板的安裝面積，平均降幅進一步降低0.7 dB。KIM等[2]建立了安裝裙板結(jié)構(gòu)的動力分散式列車模型，計算發(fā)現(xiàn)安裝裙板可降低車外噪聲約2 dB，但會使車內(nèi)噪聲增加約1 dB。

由上可知，在市域列車底部安裝裙板結(jié)構(gòu)后，可以阻擋底部部分噪聲直接向外傳播，從而降低列車車外噪聲。但另一方面，轉(zhuǎn)向架區(qū)域及輔助設(shè)備區(qū)域噪聲會在裙板之間產(chǎn)生多重反射，從而增強底部聲場，進而增大車內(nèi)噪聲。但不同形狀、不同位置的裙板對車內(nèi)噪聲的影響不盡相同，如何選取合適的列車底部結(jié)構(gòu)及布局，以及如何進行車內(nèi)降噪處理，有待進行進一步研究。

本文作者基于統(tǒng)計能量分析方法，以列車的第一節(jié)動力車作為研究對象，建立市域列車車內(nèi)噪聲仿真預測模型。用計算得到的輪軌聲源振動聲輻射、車體表面聲學響應(yīng)和現(xiàn)場試驗得到的各輔助設(shè)備聲壓級作為聲源激勵輸入，計算列車以140 km/h 勻速運行時的車內(nèi)噪聲，研究裙板位置、裙板高度對車內(nèi)噪聲的影響。根據(jù)車體結(jié)構(gòu)的隔聲和裙板吸聲處理優(yōu)化結(jié)果，對車內(nèi)噪聲進行降噪效果評估。

1 車體表面聲學響應(yīng)仿真計算

1.1 邊界元法

邊界元方法也稱為邊界積分方法，采用Gauss定理，把一個封閉區(qū)域上的積分轉(zhuǎn)化為該區(qū)域邊界上的積分，其基礎(chǔ)便是求解邊界積分方程[11]。邊界元可以分為2 種，即直接邊界元和間接邊界元。直接邊界元在內(nèi)域或外域求解經(jīng)典的Helmholtz 積分方程，不能同時求解邊界的內(nèi)部聲場和外部聲場。而間接邊界元則是同時在邊界元內(nèi)域和外域求解，可以同時求解邊界的內(nèi)部聲場和外部聲場。

本文所求解市域列車車體表面聲場，以獲取市域列車車體表面聲學響應(yīng)，采取直接邊界元法求解。

對于三維空間聲場內(nèi)任意一點的外聲場問題，聲壓滿足[12-14]：

要求解式(1)，首先要確定邊界表面的法向振動速度以及表面聲壓，然后基于邊界表面的法向速度和表面聲壓，求解空間聲場任意一點的聲壓。

本文邊界元計算中采用三角形單元，每個單元內(nèi)的任意點的坐標可以由單元所包含節(jié)點坐標和形函數(shù)插值得到，如下式所示：

式中：Ni(ξ)為形函數(shù)；xi，yi和zi為單元節(jié)點的全局笛卡爾坐標。

1.2 市域列車車體表面聲學響應(yīng)計算

以市域動車組動力車輛作為研究對象進行聲場仿真預測。對于運行時速在120～160 km/h 的市域動車組，主要噪聲源為車身下部輪軌噪聲和牽引設(shè)備噪聲[15-16]，其中，牽引設(shè)備噪聲包括牽引電機噪聲和齒輪箱噪聲。

為了獲得市域動車組輪軌聲源噪聲，在模型中采用Hertz線性接觸彈簧來模擬市域動車組車輪與鋼軌間的接觸。車輪以速度v在軌道結(jié)構(gòu)上運行時，通過接觸濾波得到輪軌聯(lián)合粗糙度，共同激勵輪軌系統(tǒng)產(chǎn)生振動并向外輻射噪聲。采取有限元方法，計算市域動車組車輪結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)[17]。

為了解市域列車不同輔助設(shè)備區(qū)域的噪聲特性，在列車相關(guān)位置布置噪聲測點。通過線路試驗，對于同樣工況進行多組試驗，獲得了市域列車空氣聲源激勵輸入。輪軌聲源和各輔助設(shè)備聲源頻譜如圖1所示。

圖1 聲源激勵輸入數(shù)據(jù)Fig.1 Source excitation input data

基于聲學邊界元法，按某市域列車動力車輛和軌道實際尺寸，在聲學仿真軟件VAONE中建立車體表面聲學響應(yīng)仿真預測模型，包括車輛、線路邊界、吸聲邊界和聲學特性等參數(shù)，計算車體表面場點聲壓級。計算模型中聲源類型為單極子聲源，輪軌聲源加載在輪軌接觸點位置，車體邊界的阻抗參考文獻[18]取1.71×107kg/(m2·s)，仿真預測模型如圖2所示。

圖2 車體表面聲學響應(yīng)仿真預測模型Fig.2 Simulation model of car body surface acoustic response

在設(shè)置場點時將車體表面垂向上分為3 個區(qū)域，即側(cè)墻下部場點、側(cè)墻中部場點和側(cè)墻上部場點，車底和車體表面縱向上分為12 個區(qū)域，共計48個計算場點。在此基礎(chǔ)上計算了列車以140 km/h運行時的車體表面聲壓級，圖3所示為市域列車未安裝裙板時車體表面各場點聲壓級仿真結(jié)果。

圖3 未安裝裙板車體表面場點聲壓級仿真結(jié)果Fig.3 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface without skirt

由圖3可見：市域列車以140 km/h運行且未安裝裙板時，列車車底區(qū)域場點聲壓級總值保持在109～116 dB，側(cè)墻區(qū)域場點聲壓級總值保持在88～98 dB。車底區(qū)域場點聲壓級在縱向上呈現(xiàn)兩端轉(zhuǎn)向架區(qū)域高、中間低的趨勢，側(cè)墻上部、側(cè)墻中部和側(cè)墻下部區(qū)域場點聲壓級在縱向上差異較小。

為了探究裙板安裝位置和裙板高度分別對于列車車內(nèi)噪聲的影響，設(shè)計如圖4所示的4種裙板模型。裙板為鋁制加筋結(jié)構(gòu)，其聲阻抗為17.1×106kg/(m2·s)。

圖4 裙板安裝位置及尺寸示意圖Fig.4 Diagram of skirt installation position and size

圖5所示為市域列車安裝裙板時車體表面各場點聲壓級仿真結(jié)果。由圖5 可見：市域列車以140 km/h運行且轉(zhuǎn)向架位置安裝裙板時，列車車底區(qū)域場點聲壓級總值保持在110～118 dB，側(cè)墻區(qū)域場點聲壓級總值保持在87～98 dB。轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝裙板時，列車車底區(qū)域場點聲壓級總值保持在113～117 dB，側(cè)墻區(qū)域場點聲壓級總值保持在85～96 dB。

圖5 安裝裙板車體表面場點聲壓級仿真結(jié)果Fig.5 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface with skirt

2 市域列車裙板對車內(nèi)噪聲影響

2.1 統(tǒng)計能量分析法

統(tǒng)計能量分析的基本思想是使用功率流平衡方程描述各個子系統(tǒng)之間的耦合關(guān)系。對于包含N個子系統(tǒng)的復雜動力學系統(tǒng)，其功率流平衡方程為

式中：E為子系統(tǒng)能量矩陣；P為系統(tǒng)功率輸入矩陣；L為包含內(nèi)損耗因子和耦合損耗因子的系統(tǒng)能量損耗矩陣，分別為

式中：ηik為第i個子系統(tǒng)的阻尼損耗因子；ηij為2個子系統(tǒng)之間的耦合損耗因子。

SEA的互易性原理為

式中：ni和nj分別為子系統(tǒng)i和j的模態(tài)密度。

因此，使用SEA 方法對復雜結(jié)構(gòu)進行振動噪聲預測分析的關(guān)鍵參數(shù)即為模態(tài)密度、阻尼損耗因子、耦合損耗因子和功率輸入[19]。

2.2 子系統(tǒng)的功率輸入

為了解市域列車空調(diào)設(shè)備區(qū)域和車身表面區(qū)域的噪聲特性，為市域列車車內(nèi)噪聲預測模型提供聲源載荷激勵，在列車的相關(guān)位置布置麥克風，測試其噪聲特性并進行統(tǒng)計。圖6所示為空氣聲源激勵輸入數(shù)據(jù)。

圖6 空氣聲源激勵輸入數(shù)據(jù)Fig.6 Air source excitation input data

在車內(nèi)地板、側(cè)墻和頂板位置布置加速度計，測試車輛的振動特性并進行統(tǒng)計，獲得了車體部件結(jié)構(gòu)振源激勵測試結(jié)果，如圖7所示。

圖7 車體部件結(jié)構(gòu)振源激勵測試結(jié)果Fig.7 Test results of vibration source excitation of car components

2.3 車內(nèi)噪聲預測結(jié)果與驗證

車輛內(nèi)噪聲預測SEA模型如圖8所示。根據(jù)統(tǒng)計能量分析方法對結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的劃分要求，將車體的地板、側(cè)墻、車門和頂板等板件結(jié)構(gòu)采用平板子系統(tǒng)和單曲率板子系統(tǒng)模擬，沿車體縱向上劃分為12 個區(qū)段?？諝饴曉醇畹妮斎胄问礁鶕?jù)車體不同位置的聲源特征進行加載，使用了擴散聲場激勵；激勵輸入的數(shù)據(jù)包括底部聲學響應(yīng)激勵、表面氣動噪聲和空調(diào)噪聲，結(jié)構(gòu)振動激勵輸入的數(shù)據(jù)包括地板振動、側(cè)墻振動和頂板振動。

圖8 市域列車車內(nèi)噪聲SEA模型Fig.8 SEA model of suburban train interior noise

列車以140 km/h 運行時，車輛的客室端部車內(nèi)噪聲預測結(jié)果和試驗結(jié)果對比如圖9所示。

圖9 車內(nèi)噪聲預測結(jié)果和試驗結(jié)果對比Fig.9 Comparisons of prediction and experiment results of train interior noise

由圖9可見：車內(nèi)噪聲主要聲能量集中在200～1 000 Hz頻帶內(nèi)，總聲壓級誤差約為1 dB，各頻帶預測結(jié)果與試驗結(jié)果的絕對誤差基本滿足精度要求。在低頻區(qū)域的差異主要是因為低頻噪聲以結(jié)構(gòu)振動為主，車體實際復雜結(jié)構(gòu)特別是連接件在建模中很難考慮。對于高頻區(qū)域，噪聲以隔聲路徑為主。雖然測試了隔聲性能，但實際車輛還存在門窗的縫隙，模型中未考慮聲泄漏，所以高頻段聲壓級預測結(jié)果比試驗值略低。

2.4 車內(nèi)噪聲影響因素分析

2.4.1 裙板位置

為了探究裙板安裝位置對于市域列車車內(nèi)噪聲的影響，設(shè)計了如圖4所示的2種裙板模型，分別在轉(zhuǎn)向架位置安裝半遮擋裙板和轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝半遮擋裙板。圖10 所示為裙板位置對車內(nèi)噪聲的影響。

圖10 裙板位置對車內(nèi)噪聲的影響Fig.10 Influence of skirt position on interior noise

由圖10可見：車內(nèi)噪聲整體呈現(xiàn)客室兩端大、中間小的空間分布特征。在車輛未安裝裙板時，車內(nèi)噪聲保持在69.1～72.3 dB，車內(nèi)噪聲在空間上的最大差值為3.2 dB。轉(zhuǎn)向架位置安裝半遮擋裙板時，車內(nèi)噪聲保持在69.1～73.0 dB，車內(nèi)噪聲在空間上的最大差值為3.9 dB。與未安裝裙板相比，各聲腔聲壓級增大0～0.7 dB 之間，其中客室后端11號聲腔和12 號聲腔的聲壓級增加量最大，分別為0.5 dB和0.7 dB，客室中部聲腔聲壓級基本沒有變化。當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝半遮擋裙板時，車內(nèi)噪聲保持在69.7～73.9 dB，車內(nèi)噪聲在空間上的最大差值為4.2 dB，并且較未安裝裙板時，各聲腔聲壓級增大0.6～1.7 dB，其中客室前端1 號聲腔聲壓級增加量最大，為1.7 dB，其次為客室后端12號聲腔，增幅為1.4 dB。

不同裙板安裝位置與未安裝裙板時車內(nèi)噪聲頻譜走勢基本一致，僅在315～500 Hz 頻段有所差異，轉(zhuǎn)向架位置安裝半遮擋裙板和轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝半遮擋裙板分別增加了客室端部噪聲0.6 dB和1.0 dB。

2.4.2 裙板高度

為了探究裙板高度對于市域列車車內(nèi)噪聲的影響，設(shè)計了全遮擋與1/2 高半遮擋2 種尺寸類型裙板(見圖4)，研究2 種裙板高度對于列車車內(nèi)噪聲的影響。圖11 所示為裙板高度對車內(nèi)噪聲的影響。

圖11 裙板高度對車內(nèi)噪聲的影響Fig.11 Influence of skirt size on interior noise

由圖11(a)可見：車內(nèi)噪聲整體仍然呈現(xiàn)客室兩端大、中間小的空間分布特征。當市域列車轉(zhuǎn)向架位置安裝全遮擋裙板時，車內(nèi)噪聲保持在69.5～74.2 dB，車內(nèi)噪聲在空間上的最大差值為4.7 dB。與未安裝裙板相比，客室最前端1 號聲腔和客室最后端12 號聲腔的聲壓級增加量最大，分別為1.9 dB和2.0 dB。這是由于轉(zhuǎn)向架裙板主要阻擋轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲直接向外傳播，使轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲在車底與裙板直接發(fā)生多重反射，從而通過結(jié)構(gòu)路徑傳遞至轉(zhuǎn)向架裙板上方的客室前方和客室后方。而列車車底中間區(qū)域由于未安裝裙板，因此客室中部位置車內(nèi)噪聲的變化較小。轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板時，車內(nèi)噪聲保持在70.8～75.5 dB，車內(nèi)噪聲在空間上的最大差值為4.7 dB。與未安裝裙板相比，客室最前端1號聲腔和客室最后端12 號聲腔的聲壓級增加量最大，均為3.3 dB；客室中部6 號聲腔和7 號聲腔的聲壓級增加量最小，均為1.7 dB。

由圖11(b)可見：車內(nèi)噪聲頻譜走勢基本一致，在315～1 250 Hz頻段有所差異，并且均是在315 Hz處達到峰值，轉(zhuǎn)向架位置安裝全遮擋裙板和轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板分別使客室端部噪聲增加1.5 dB 和2.9 dB，對車內(nèi)噪聲影響明顯。

3 車內(nèi)噪聲控制措施

通過第2節(jié)的計算可知，當市域列車車輛轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板時，客室端部噪聲增加了2.9 dB，對車內(nèi)噪聲影響最為明顯。因此，在市域列車車輛轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板，通過提高車體關(guān)鍵部件隔聲性能及裙板吸聲處理，對車內(nèi)噪聲進行降噪效果評估。

針對市域列車噪聲的主要頻段，選取了降噪效果較好的聚酯纖維棉吸聲材，在聲學實驗室中，采用混響吸聲法測試了其厚度為25 mm 時的吸聲系數(shù)曲線，如表1所示。

表1 材料吸聲系數(shù)Table 1 Sound absorption coefficient of material

為了探究轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板吸聲材料鋪設(shè)方式對車內(nèi)噪聲降噪性能的影響，設(shè)置如圖12所示的7種工況裙板鋪設(shè)的示意圖，灰色部分代表鋪設(shè)吸聲材料。研究轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板時，不同吸聲材料鋪設(shè)方式對車內(nèi)噪聲的影響。各場點在不同吸聲材料鋪設(shè)方式下的聲壓級總值如圖13所示。

圖12 裙板吸聲材料鋪設(shè)示意圖Fig.12 Sketch diagram of laying of skirt sound-absorbing material

由圖13 可見：當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板全鋪設(shè)吸聲材料后，降噪效果最為明顯，客室前、客室中和客室后較未安裝裙板時降低1.4 dB；僅轉(zhuǎn)向架裙板(工況4)、轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板僅上半部、下半部(分別為工況5 和6)鋪設(shè)吸聲材料后的降噪效果相當，客室前、客室中和客室后較未安裝裙板時降低0.8 dB左右；僅轉(zhuǎn)向架裙板上半部、下半部(分別為工況2 和3)鋪設(shè)吸聲材料后的降噪效果不明顯。由此可見，即使裙板全鋪設(shè)吸聲材料，也未能完全消除安裝裙板給車內(nèi)噪聲帶來的影響。

圖13 不同鋪設(shè)方式下各位置聲壓級Fig.13 Sound pressure level at each position with different laying methods

圖14 所示為當市域列車車輛未安裝裙板后且以140 km/h 運行時，客室端部噪聲與車體關(guān)鍵部件隔聲量之間的關(guān)系，圖中各部件隔聲量增量指的是在部件實際測量隔聲量的基礎(chǔ)上，各部件所增加的隔聲量。增量0 dB 表示模型中輸入的是各部件實際測量隔聲量。

圖14 車體部件隔聲量對車內(nèi)噪聲的影響Fig.14 Influence of sound insulation of car body components on interior noise

由圖14 可見：車門隔聲對車內(nèi)噪聲靈敏度最大，其次是地板和車窗。當車門隔聲提高10 dB，車內(nèi)噪聲降低1.1 dB；當?shù)匕甯袈曁岣?0 dB，車內(nèi)噪聲降低0.6 dB。這是由于相較于其他車體關(guān)鍵部件，車門部件的計權(quán)隔聲量最低，車下轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲以及車身表面噪聲更容易從車門傳遞進入車內(nèi)。為了消除車下安裝裙板結(jié)構(gòu)對市域列車車內(nèi)噪聲的影響，計算分析提高車體關(guān)鍵部件隔聲量對車內(nèi)噪聲的降噪效果。圖15 所示為市域列車車輛轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝全遮擋裙板時，車內(nèi)客室端部噪聲與車體關(guān)鍵部件隔聲量靈敏度的影響。

由圖15可見：當?shù)匕甯袈曁岣?0 dB之后，車內(nèi)噪聲降低0.9 dB；當車門隔聲提高10 dB 之后，車內(nèi)噪聲降低0.8 dB，兩者差異較小。當?shù)匕搴蛙囬T隔聲同時增加10 dB 之后，車內(nèi)噪聲降低1.9 dB，但還是未能消除安裝裙板給車內(nèi)噪聲帶來的影響。

圖15 車體關(guān)鍵部件隔聲量對車內(nèi)噪聲的影響Fig.15 Influence of sound insulation of car body key components on interior noise

為了進一步降低安裝裙板后的車內(nèi)噪聲，在提高車體關(guān)鍵部件隔聲的同時，對裙板進行吸聲處理。由3.1節(jié)可知，對轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板進行吸聲處理時，全鋪設(shè)吸聲材料的降噪效果最為明顯。圖16 所示為裙板全鋪設(shè)吸聲材料時，客室端部噪聲與車體主要部件隔聲量靈敏度的影響、由圖16 可見：當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板全鋪設(shè)吸聲材料后，將地板和車門的隔聲量同時提高7 dB，可以消除安裝裙板對車內(nèi)噪聲的影響。

圖16 提高隔聲量及裙板吸聲處理對車內(nèi)噪聲的影響Fig.16 Effect of improving sound insulation and sound absorption treatment of skirt on interior noise

4 結(jié)論

1) 當市域列車以140 km/h 運行，僅在轉(zhuǎn)向架位置安裝裙板時，裙板高度對車內(nèi)噪聲的影響約為1.0 dB；而當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝裙板時，由半遮擋改為全遮擋最高可使車內(nèi)噪聲增大1.9 dB。

2)當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板全鋪設(shè)吸聲材料后，可降低客室內(nèi)噪聲水平1.4 dB；僅轉(zhuǎn)向架裙板、轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備裙板僅上/下半部鋪設(shè)吸聲材料后的降噪效果相當，均為0.8 dB左右，其余鋪設(shè)方式降噪效果不明顯。

3)市域列車車門隔聲對車內(nèi)噪聲靈敏度最大，其次是地板和車窗。當轉(zhuǎn)向架及輔助設(shè)備位置安裝裙板時，地板和車門隔聲同時增加7 dB，且裙板全鋪設(shè)吸聲材料，可以消除安裝全遮擋裙板對車內(nèi)噪聲的影響。