70%低地板輕軌列車車內聲學計算與分析

邱曉磊 周勁松 馬敏納 李 卓

(1.同濟大學鐵道與城市軌道交通研究院，201804，上海;2.北京汽車股份有限公司汽車研究院，101300，北京//第一作者，碩士研究生)

近年來，低地板輕軌車輛以造價低廉、無需專用路段、無需站臺、上下客方便等優點受到國內專家的廣泛關注［1］。由于低地板輕軌列車并不設專用線路，可以與其他地面車輛共用道路，所以對其產生的噪聲有很高的限制要求。進行列車內噪聲因素分析，對于改善旅客的乘車環境，提升低地板輕軌車輛的市場競爭力具有重要意義。

本文針對無內裝結構的70%低地板輕軌車輛(頭車)的聲-固耦合系統［2］進行研究，運用動力學、有限元和聲學仿真軟件對車體進行噪聲和結構分析，得到需要優化的塊板件，為改善車體結構提供理論依據。

1 車體動力學分析

采用的整車車輛動力學模型如圖1所示，為3模塊編組，包含3 個轉向架(2 動1 拖)，以及車體、構架和輪對，車輛間通過鉸接連接。假設車體、構架及輪對為剛性，車體間的鉸接關系用彈簧來模擬。

圖1 車體動力學模型

通過動力學仿真，模擬出該動力學模型車輛在美國六級軌道譜上運行時［3］二系懸掛與車體連接處的作用力和車體間連接的下鉸力。可輸出12 個二系懸掛處X、Y、Z 方向作用力的時域信號、6 個下鉸處X、Y、Z 方向力的時域信號。

將所獲得的時域信號進行頻譜分析，截止頻率為100 Hz。下絞處縱向力的幅頻、相頻曲線如圖2、圖3所示。

圖2 下鉸處縱向力幅頻圖

圖3 下鉸處縱向力相頻圖

2 車體結構模態及頻率響應分析

2.1 車體有限元模型［4］

無內裝70%低地板輕軌列車由車頭、側墻、端墻、車頂高地板、低地板等部分組成。在車身模型的二系懸掛連接處建立彈簧單元，剛度為一系和二系懸掛的串并聯總剛度。根據車身實際約束和加載情況，將動力學分析所得的各作用力的頻域幅值和相位作為激勵，加載至相應位置。車體有限元模型及邊界條件如圖4所示。圖中淺色三角形代表模型約束位置，深色三角形代表載荷加載位置。

圖4 車體有限元模型及邊界條件示意圖

在車體有限元模型基礎上，對車窗及車門用玻璃材料進行封堵，使車體內室封閉。運用此模型可模擬出車體在運行時的頻率響應。封堵后的模型節點數為281 863，單元數為319 888。頻率響應有限元模型如圖5所示。

圖5 頻率響應有限元模型

2.2 結構模態分析

本文采用Lanczos 模態算法［5］對模態振型進行質量歸一［6］。鑒于結構模態計算時高階模態密集，表1 僅列出可能與聲學模態產生耦合振動的模態頻率值，其對應的模態振型如圖6～圖9所示。

表1 部分模態頻率

圖6 第12 階模態

圖7 第38 階模態

2.3 頻率響應分析

采用封堵后的有限元模型進行相應的約束和加載，對整車進行頻率響應計算，輸出節點位移。此步所得的車體振動信息可作為聲學邊界元激勵，進行下一步的聲學仿真。圖10～圖13 為部分頻率響應下的位移云圖。

圖8 第47 階模態

圖9 第190 階模態

圖10 20.05 Hz 頻率響應的位移云圖

圖11 32.05 Hz 頻率響應的位移云圖

圖12 36.05 Hz 頻率響應的位移云圖

圖13 72.05 Hz 頻率響應的位移云圖

3 車內噪聲分析

3.1 聲學模型建模

基于車體有限元模型，提取車體內表面網格，對未封閉處進行密閉，形成車體內室密閉空腔。針對該車體內室空腔網格形成的內室空間，采用實體單元進行網格劃分，形成聲學有限元網格。最后生成的車輛聲學有限元模型包含315 635 個節點，298 334個單元，如圖14所示。

圖14 聲學內室空腔有限元模型

3.2 聲學模態分析

利用聲學內室空腔有限元模型進行聲學模態分析［7］，模型邊界不添加任何吸聲或隔聲材料。聲學模態頻率如表2所示。

表2 聲學模態頻率表

截取引起車體結構振動的頻率與聲學模態產生耦合，并且在車內形成穩定的聲壓分布、放大噪聲、產生低頻轟鳴感的頻率值。圖15～圖17 為相應頻率值下聲學模態的聲壓云圖。

圖15 第2 階聲學模態的聲壓云圖

圖16 第3 階和第4 階聲學模態的聲壓云圖

圖17 第8 階和第13 階聲學模態的聲壓云圖

3.3 車內噪聲分析邊界條件及場點布置

將2.3 節所得到的車體板件頻率響應位移作為聲學激勵，不考慮輪軌噪聲和氣動噪聲，車體內室空腔邊界不做任何吸聲處理。

因車體為對稱結構，根據ISO 3381《各種有軌車輛噪聲測量》和ISO 3095《鐵道車輛噪聲測量》標準，在車體的地板上方設置5 個離散的場點。各場點距離其地板高度為1.6 m，沿X 軸從負方向到正方向依次為 1、2、3、4、5號場點。表 3 為 ISO 標準場點編號及名稱。圖18 為ISO 標準場點的位置圖。

3.4 車內ISO標準場點噪聲結果分析

本次計算的車內噪聲由車體壁板振動激發，所以在車體內室空腔邊界處噪聲較大。ISO 標準場點位于車體內室橫斷面中心處，相對噪聲較小。各ISO 標準場點的總聲壓級列表見表4。5 個場點聲壓對比如圖19所示。

圖18 ISO 標準場點的位置圖

表4 各場點總聲壓級列表

圖19 5 場點聲壓對比圖

綜合分析5 個ISO 場點的聲壓分布特點發現，場點聲壓較大峰值出現在 20.05 Hz、36.05 Hz、54.05 Hz、72.05 Hz、88.05 Hz。提取這 5 個頻率作為板件貢獻量計算的分析頻率。由圖2、表2 和圖19 可知，激勵力和車體聲學振動在36 Hz 左右發生了耦合。

4 車體板件貢獻量分析

4.1 車體板件分組

根據車體的各個功能部件，合并貢獻量不明顯的板件，車體板件大致可分為車頂、側墻、端墻、低地板及高地板五類。表5 為板件編號與板件名列表。圖20 為各組板件所在的位置，括號內為左側對應板件位置。

4.2 車輛板件貢獻量分析結果

車體呈長筒形，各板件振動所激發的噪聲經過車體壁板的反射、折射，聲壓的幅值、方向及相位都有所不同。車體任意點的聲壓為所有板件輻射噪聲的總和，這就造成有些板件輻射的噪聲在該點貢獻量為正，有些板件輻射的噪聲在該點貢獻量為負。在對車體的板件進行設計和優化時，必須針對貢獻量為正的板件進行優化才能達到效果。如果針對貢獻量較低的板件進行優化，反而可能增大噪聲。基于以上原理分析板件在各峰值頻率的貢獻量，計算結果如圖21～25所示。

表5 板件分組列表

圖20 板件所在位置示意圖

圖21 20.05 Hz 時各場點板件貢獻量柱狀圖

圖22 36.05 Hz 時各場點板件貢獻量柱狀圖

圖23 54.05 Hz 時各場點板件貢獻量柱狀圖

圖24 72.05 Hz 時各場點板件貢獻量柱狀圖

圖25 88.05 Hz 時各場點板件貢獻量柱狀圖

綜合考慮各個頻率下板件的貢獻量正負值可以得出，1號板件在高聲壓頻率下正貢獻量相對較大，負貢獻量綜合最小。因此，可將車頂作為目標板件進行減振降噪優化。

5 結論

(1)根據車內ISO 標準場點噪聲分析結果，可獲得與聲學模態產生耦合振動的模態頻率值(見表1)。在設計車體下吊時，應使激勵源遠離這些車體結構模態頻率，避免車體發生共振。

(2)車內某點聲壓在頻域上分布極不均勻，普遍存在幾個較大的峰值。該點的總聲壓級由這幾個聲壓峰值決定。對車內噪聲進行優化時可將聲壓峰值處的頻率作為目標頻率。

(3)為防止車體聲腔發生共振，應使車體激勵源遠離車體聲學模態頻率。

(4)通過對比車體板件貢獻量可知，需對車頂進行進一步的減振降噪優化。此為廠方進行結構優化和噪聲控制提供了理論依據。

本文基于特定頻率處板件聲場貢獻量、結構模態、聲學模態計算結果對車體下吊設備頻率的影響所提出的建議可供廠方參考，在今后試驗中可以進一步得到驗證并修正。

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