申通地鐵維護保障有限公司 車輛分公司 上海 200235

1 研究背景

隨著軌道交通建設的不斷發(fā)展,軌道交通已經(jīng)成為城市環(huán)境噪聲污染的主要污染源之一。車內(nèi)噪聲是影響乘客乘車舒適性的重要因素,容易使乘客疲勞、注意力減退、頭痛、神經(jīng)緊張,對身體健康產(chǎn)生慢性危害,影響人們的正常生活、學習和工作[1]。

軌道交通的噪聲一般可以分為六大類:滾動噪聲、沖擊噪聲、曲線高頻噪聲、設備噪聲、橋梁噪聲和氣動噪聲。滾動噪聲是由于車輪與軌道表面不平引起的。沖擊噪聲是車輪在鋼軌上跳躍,以較大的能量沖擊軌道而產(chǎn)生的。曲線高頻噪聲是車輛經(jīng)過曲線軌道時產(chǎn)生的。設備噪聲是車輛上各種電器、動力機械等設備產(chǎn)生的。橋梁噪聲是列車與橋梁共同作用,通過橋梁發(fā)射出去的噪聲。氣動噪聲是車輛與空氣相互作用產(chǎn)生的。滾動噪聲、沖擊噪聲、橋梁噪聲是由于結(jié)構振動而產(chǎn)生的噪聲,通常屬于低頻噪聲，頻率為0～200 Hz。曲線高頻噪聲、設備噪聲、氣動噪聲則通常屬于高頻噪聲，頻率為200～20 000 Hz。

有限元法作為一種離散化分析計算方法,最初多應用于不包含結(jié)構與流體的耦合問題結(jié)構分析,計算適用頻率相對較低。Nefske等[2]基于有限元法對汽車車內(nèi)噪聲分布相框進行了預測,分析車內(nèi)聲腔模態(tài)及對發(fā)動機激勵的響應。Lucas等[3-4]基于有限元法進行了高頻氣動噪聲的預測,雖然結(jié)果并不理想,但是得到結(jié)論：隨著頻帶內(nèi)模態(tài)數(shù)目急劇增多,現(xiàn)有聲學有限元技術將不能準確識別出模態(tài)參數(shù),這是有限元法對高頻噪聲失效的重要原因。隨著航空航天技術的發(fā)展,高速飛行器的聲振問題亟待解決,統(tǒng)計能量分析法應運而生。張強[5]應用統(tǒng)計能量分析法,采用附加隔聲量方式,對高速列車司機室和觀光區(qū)車內(nèi)噪聲進行了預測。逯廣大等[6]建立了轎車統(tǒng)計能量分析模型,進行車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析和車內(nèi)噪聲仿真計算,在100～500 Hz頻率內(nèi),仿真值與實測值誤差在3 dB(A)以內(nèi)。

筆者針對地鐵車輛的車內(nèi)噪聲問題開展仿真分析和試驗研究,采用有限元法和統(tǒng)計能量分析法相結(jié)合，對上海某地鐵車輛進行高頻段和低頻段聯(lián)合仿真,分析高頻噪聲源和低頻結(jié)構振動噪聲,按照ISO 3381—2005標準對該地鐵進行噪聲測試,通過試驗驗證仿真模型的可靠性。在研究中，筆者基于高頻低頻聯(lián)合仿真原理,進行低頻和高頻聲學建模,制訂試驗方案，并開展線路噪聲測試,應用MATLAB軟件進行數(shù)據(jù)處理；進行仿真結(jié)果和試驗結(jié)果的比較,確認數(shù)據(jù)具有很高的吻合性,驗證了仿真模型的正確性。

2 高頻低頻聯(lián)合仿真

目前,國內(nèi)外關于低頻噪聲的研究主要采用兩種方法:有限元法和邊界元法。傳統(tǒng)車輛結(jié)構動力學數(shù)值預測模型主要采用有限元法,由于結(jié)構模型的精度在十階至二十階模態(tài)以后變得非常低,因此有限元法在軌道車輛噪聲分析方面的局限性，使應用頻段被限制在200 Hz以下。邊界元法可以克服有限元法的一些不足。在邊界元法中,亥姆霍茲方程被轉(zhuǎn)換為積分方程。由于積分方程中的未知量分布在聲場的邊界表面,因此只有邊界結(jié)構才需要被劃分為單元,這樣可以只建立邊界表面二維模型,計算時間大大縮短,但其應用范圍也被限制在400 Hz以下的低頻段[7]。

統(tǒng)計能量分析法是研究高頻噪聲的一種有效方法,從統(tǒng)計的意義出發(fā),運用能量的觀點來解決復雜系統(tǒng)寬帶高頻動力學問題[8-9]。統(tǒng)計能量分析法預測噪聲的過程為，將整個系統(tǒng)分解為簡單的子系統(tǒng)，每個子系統(tǒng)代表一組模態(tài)，每個子系統(tǒng)耗散和傳遞能量，應用能量守恒原理于每個子系統(tǒng)及整個系統(tǒng)。

n個獨立聲源作用于某一點,產(chǎn)生噪聲的疊加:

(1)

式中:Lpn為聲源n在p點的噪聲聲壓級。

筆者通過有限元法計算某地鐵車輛0～200 Hz頻段內(nèi)1/3倍頻程的噪聲聲壓級,即中心頻率為16 Hz、20 Hz、25 Hz、31.5 Hz、40 Hz、50 Hz、63 Hz、80 Hz、100 Hz、125 Hz、160 Hz頻段的聲壓級。再通過統(tǒng)計能量分析法計算200～8 000 Hz頻段內(nèi)1/3倍頻程的噪聲聲壓級,即中心頻率為200 Hz、250 Hz、315 Hz、400 Hz、500 Hz、630 Hz、800 Hz、1 000 Hz、1 250 Hz、1 600 Hz、2 000 Hz、2 500 Hz、3 150 Hz、4 000 Hz、5 000 Hz、6 300 Hz、8 000 Hz頻段的聲壓級?？紤]到不同頻段內(nèi)聲的疊加即為不同單頻段獨立聲源的疊加,于是通過式(1)進行疊加,得到0～8 000 Hz全頻段內(nèi)的噪聲。

3 聲學建模

3.1 低頻有限元模型

低頻噪聲主要來源于結(jié)構振動,采用測試得到的振動加速度作為激勵進行有限元分析。對某地鐵車輛進行有限元建模,該地鐵車輛尺寸參數(shù)見表1。

地鐵車輛采用七節(jié)編組,其中Tc1、Tc6為帶司機室的拖車,Mp2、Mp3、Mp5、Mp6為帶受電弓的動車,M4為不帶受電弓的動車。根據(jù)ISO 3381—2005標準,測點位置如圖1、圖2所示,分別在列車的一位轉(zhuǎn)向架中心、列車中心和二位轉(zhuǎn)向架中心，高度分別為1.2 m和1.6 m。

表1 地鐵列車尺寸參數(shù) mm

▲圖1 Tc車測點分布▲圖2 Mp車測點分布

車體結(jié)構由大量中空型材、加筋板等組成,同時還存在許多加強筋、倒角、圓角及安裝孔洞等細小結(jié)構特征。若對此類細小結(jié)構特征均進行建模,單元質(zhì)量往往得不到保證,同時也會導致模型過大。為了避免抽取中面及后期對中面模型進行修補的煩瑣工作,在建模時忽略車體型材的實際厚度,僅以車體中空型材和內(nèi)飾層結(jié)構的輪廓進行曲面建模,并進行適當簡化。同時建立大量幾何切分面,并對模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸為40 mm,如圖3、圖4所示。車體材料為鋁型材,密度為2 700 kg/m3,抗拉強度為255 MPa,屈服強度為235 MPa,彈性模量為70 GPa,泊松比為0.33,剪切模量為23.1 GPa。

▲圖3 Tc車有限元模型▲圖4 Mp車有限元模型

將試驗中測得的加速度數(shù)據(jù)作為激勵,加載于轉(zhuǎn)向架二系彈簧處,進行頻率響應分析,得出頻率響應結(jié)果。

建立車內(nèi)空氣有限元體單元模型，將車體頻率響應數(shù)據(jù)、車內(nèi)空氣有限元網(wǎng)格及車體網(wǎng)格導入LMS virtual.lab進行分析計算，計算結(jié)果見表2。

表2 低頻噪聲有限元計算結(jié)果

3.2 高頻統(tǒng)計能量分析模型

應用Hypermesh軟件對整車模型進行合理的前處理,然后將其導入VAone仿真軟件。根據(jù)統(tǒng)計能量分析模型的基本假設和建模原則,同時考慮車輛的對稱性及仿真的計算量,建立統(tǒng)計能量分析模型,如圖5所示。在建立整車統(tǒng)計能量分析模型的過程中,需要進行合理的子系統(tǒng)劃分。在軟件中建立整車模型時,利用模態(tài)相似群法對整車模型進行簡化。整車車體結(jié)構用平板和單曲面板子系統(tǒng)進行模擬,車體鋁型材采用等效隔聲處理方式,包括頂板、側(cè)墻及地板。車內(nèi)外聲場環(huán)境利用三維聲腔子系統(tǒng)進行模擬,同時外部聲腔子系統(tǒng)連接半無限流體,模擬無反射的外部聲場環(huán)境。

噪聲主要來源有司機室空調(diào)、客室空調(diào)、空氣壓縮機、制動電阻、電機、齒輪箱，加載方式均為利用理想噪聲源加載在車體底部和車體頂部相應位置的聲腔上。

▲圖5 整車統(tǒng)計能量分析模型

高頻噪聲統(tǒng)計能量分析模型計算結(jié)果見表3。

表3 高頻噪聲統(tǒng)計能量分析模型計算結(jié)果

80 km/h運行工況和靜止工況下高頻噪聲輸入時整車輛噪聲分布云圖分別如圖6、圖7所示。

▲圖6 80 km/h 工況下整車噪聲分布云圖▲圖7 靜止工況下整車噪聲分布云圖

4 噪聲測量試驗

4.1 試驗方案

試驗按照ISO 3381—2005標準進行。為了保證結(jié)果精確,試驗時車輛周圍無影響車內(nèi)噪聲測試的聲源,傳聲器位置平均風速低于5 m/s。同時,應保證車內(nèi)噪聲為僅由車輛輻射并通過軌道反射的聲響,而不是由軌道之外的建筑物、墻面或類似大型物體產(chǎn)生的反射聲。緊靠軌道處不應有附加的吸聲覆蓋物或雪[10-11]。

試驗在試車線上進行,試驗工況分為靜止工況和80 km/h常速運行工況。靜止工況下，所有輔助設備正常工作。每個工況進行三組試驗,結(jié)果取三組試驗的平均值。為了控制背景噪聲的影響,試驗前應對背景噪聲進行測量,如果試驗時所測噪聲與背景噪聲差值小于10 dB,那么應按照標準規(guī)定進行修正。

噪聲測量試驗現(xiàn)場如圖8所示。在測點位置布置電容傳聲器,靈敏度為50 mV/Pa,動態(tài)范圍為20～142 dB,頻率范圍為10～20 000 Hz,使用風罩減小風對傳聲器的影響。設置直流供電模塊、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和控制計算機。試驗中設定數(shù)據(jù)采樣頻率為20 kHz，靜止工況下采樣間隔時間為20 s,80 km/h運行工況下采樣間隔時間為10 s。

▲圖8 噪聲測量試驗現(xiàn)場

4.2 數(shù)據(jù)處理

按照ISO 3381—2005標準,地鐵列車車內(nèi)噪聲等級應達到兩個要求。

(1) 列車停止在自由聲場內(nèi),所有輔助設備均正常工作時,客室內(nèi)中心距地板面1.2 m、1.6 m高處,A加權連續(xù)噪聲聲壓級小于69 dB(A),司機室內(nèi)A加權連續(xù)噪聲聲壓級小于65 dB(A)。

(2) 當列車以76 km/h～84 km/h的穩(wěn)定速度在自由聲場中運行時,客室內(nèi)中心距地板面1.2 m、1.6 m高處,A加權連續(xù)噪聲聲壓級不大于74 dB(A),司機室內(nèi)A加權連續(xù)噪聲聲壓級不大于72 dB(A)。

A加權連續(xù)噪聲聲壓級LA為:

(2)

式中：T為采樣間隔時間；pA(t)為A加權的瞬時聲壓值；p0=20 μPa。

使用A加權是因為人耳對聲響的感覺會隨頻率及壓聲的變化而變化,為使被測的聲壓級與人耳的響度相對應,需要使用加權曲線在頻率域施以加權。

應用MATLAB軟件編寫數(shù)據(jù)處理程序,對數(shù)據(jù)進行處理。

4.3 試驗結(jié)果

線路區(qū)間內(nèi)測點13背景噪聲、靜止工況和80 km/h運行工況下所采集的電壓波形依次如圖9、圖10、圖11所示。

▲圖9 測點13車內(nèi)背景噪聲電壓波形▲圖10 測點13靜止工況下車內(nèi)噪聲電壓波形▲圖11 測點13 80 km/h工況下車內(nèi)噪聲電壓波形

5 仿真與試驗結(jié)果對比

根據(jù)式(1)進行噪聲疊加,對仿真與試驗進行對比，見表4。

表4 仿真與試驗結(jié)果對比

80 km/h運行工況和靜止工況整車噪聲仿真與試驗結(jié)果對比分別如圖12、圖13所示。通過圖12、圖13可以發(fā)現(xiàn),試驗與仿真測點結(jié)果吻合性較好。80 km/h運行工況下,Tc車內(nèi)測點1～測點8誤差非常小,平均誤差為 1.01 dB；Mp車內(nèi)測點9～測點14誤差相對較大,平均絕對值誤差為3.73 dB,但是曲線的趨勢保持了一致。靜止工況下,仿真數(shù)據(jù)相比試驗數(shù)據(jù)偏大,平均絕對值誤差為2.13 dB,曲線的趨勢基本保持一致。可見,通過有限元法和統(tǒng)計能量分析方法進行聯(lián)合仿真是合理正確的,所建立的聲學模型有較高的可靠性。

▲圖12 80 km/h工況整車噪聲仿真與試驗對比▲圖13 靜止工況整車噪聲仿真與試驗對比

無論是仿真結(jié)果還是試驗結(jié)果,總聲壓級都未超過ISO 3381—2005標準規(guī)定的要求,但是在某些測點已非常接近標準限值。如何通過隔聲、吸聲等方法進一步減小噪聲,使乘客的乘坐體驗更加舒適,仍然是亟待解決的問題。

6 結(jié)束語

筆者通過有限元法和統(tǒng)計能量分析法聯(lián)合仿真,分別建立低頻有限元計算模型和高頻模型,通過噪聲疊加公式進行高頻和低頻疊加,得到地鐵車輛全頻帶車內(nèi)噪聲仿真結(jié)果。通過試驗對比，確認這一方法具有較高的可靠性與精確度,為后續(xù)創(chuàng)建更為精確的仿真模型提供了技術基礎。在實車生產(chǎn)前進行車內(nèi)聲振環(huán)境的仿真預測,可以幫助設計者有針對性地進行車體結(jié)構改進和材料選取,從而降低生產(chǎn)成本,縮短研發(fā)周期,減少人力和物力的浪費。