動車組車體鋁型材隔聲性能分析

熊劍春，賈尚帥

(中車唐山機車車輛有限公司 產品研發中心，河北 唐山 063035)

0 引言

隨著動車組運行速度的提高，噪聲干擾問題凸顯，尤其是車內噪聲對旅客的乘坐舒適性產生較大的影響[1],動車組的低噪聲設計首先要完成聲學總體指標的制定和驗證[2]，其中車體大部件鋁型材既是主要承載結構，同時也是車體隔聲的關鍵組成[3- 4].車體鋁型材的研究主要集中在隔聲量的仿真和試驗[5- 6]，文獻[7]通過結構分析、振動分析和聲學特性分析，對鋁型材的減振降噪進行評估和優化.

本文針對動車組車體大部件鋁型材結構，使用混合FE-SEA方法、SEA方法，分頻段建立隔聲仿真模型，進行隔聲預測分析，并和試驗結果進行對比驗證.使用驗證后的鋁型材隔聲仿真模型，對其隔聲量的影響參數進行對比，分析面板、筋板的厚度、筋板型式、整體高度對其隔聲性能的影響.

1 隔聲系統統計能量分析基本理論

1.1 統計能量分析理論

統計能量法是基于能量的觀點來求解振動系統的聲輻射問題，將研究對象分為若干個子系統，通過各個子系統之間的能量耦合作用，建立能量平衡方程，然后求解各個子系統的平均振動或噪聲水平.圖1表示了具有兩個子系統的能量傳遞關系，子系統1、子系統2的輸入能量可以表示為

P1=Pdiss1+P12

(1)

P2=Pdiss2+P21

(2)

式中,P1、P2為子系統1，2的輸入功率；Pdiss1和Pdiss2為子系統1,2的損耗功率；P12為子系統1到子系統2的傳遞功率；P21為子系統2到子系統1的傳遞功率.其中，E1和E2分別為子系統1、子系統2中儲存的能量；η1和η2為阻尼損失因子.且

P12=-P21=ωη12E1-ωη21E2

(3)

圖1 統計能量兩個子系統能量遞關系

如果系統中存在m個子系統，那么就會產生m個能量平衡方程，其矩陣形式如下

(4)

其中，ω表示分析帶寬內的中心頻率；ηij表示能量從子系統i傳遞到子系統j時的耦合損耗因子；ni表示子系統i的模態密度；Ei表示子系統i的能量；Pi表示子系統i時間平均上的輸入能量.

式(4)可以簡化為:

ω[L][E]=[P]

(5)

其中，[P]為輸入能量向量；[L]為關于內損耗因子、耦合損耗因子的矩陣；[E]為子系統的能量向量.

1.2 有限元-統計能量混合分析理論

結構動力有限元方程可以表示為[8- 9]

Dq1=f

(6)

式中,D=-ω2M+iωC+K為結構動力剛度矩陣;M、C、K分別為系統質量、阻尼和剛度矩陣;ω為激勵頻率;q1為廣義位移向量;f為廣義載荷.

如果系統中除了用有限單元方程式(6)表示的確定系統外，還存在基于統計分析的不確定性子系統，不確定子系統運動方程可以表示為

(7)

(8)

1.3 隔聲計算

結構系統在入射聲波的作用下產生振動，并將聲波傳遞到結構另一側，則系統的隔聲傳遞損失表示為

(9)

其中,EI和ER分別為入射聲室的聲能量和輻射側聲室的聲能量，本文在高頻段用統計能量法計算得到，中低頻段用有限元統計能量混合法計算得到.

2 鋁型材有限單元及統計能量分析模型

2.1 鋁型材結構截面

動車組車體典型鋁型材結構截面如圖2所示，鋁型材結構包括上板、下板及中間筋板構成，上、下板及筋板中間構成三角形或者梯形的空腔，鋁型材各板件厚度及內部腔型對其隔聲性能有很大影響.

圖2 鋁型材截面

2.2 鋁型材有限單元模型

鋁型材有限單元模型如圖3所示，將鋁型材劃分為四邊形殼單元，單元尺度20 mm，共劃分單元數為23 000.

圖3 鋁型材有限單元模型

2.3 有限元統計能量混合模型

在鋁型材四周的節點上施加固定位移約束，定義材料屬性，該有限單元模型即為混合系統中的確定性子系統.在一側創建混響入射聲場，另一側創建半無限流體，分別用來模擬入射聲場和輻射聲場，則入射聲場和輻射聲場即為系統中的不確定子系統.這種基于有限單元統計能量計算鋁型材中低頻隔聲性能的混合模型如圖4所示.

圖4 有限元計能量混合模型

2.4 統計能量分析模型

在高頻段，用統計能量法進行計算，參考文獻[10]中的方法，將圖2中的鋁型材上板、筋板和下板各劃分一個子系統，在鋁型材兩側分別建立混響聲場子系統，分別用來模擬入射聲場和輻射側聲場，用于高頻段計算的統計能量分析模型如圖5所示.

圖5 統計能量分析模型

2.5 隔聲計算結果

預測的鋁型材隔聲曲線如圖6所示，圖6表明該動車組車體大部件鋁型材隔聲量預測結果為Rw=32.4 dB.隔聲曲線在中心頻率315 Hz以下的1/3倍頻帶局部較低.

圖6 統計能量分析模型

3 鋁型材隔聲試驗

3.1 隔聲量測試方法

根據ISO 140-3:1995等相關標準規定，使用混響室-混響室方法測試動車組車體大部件鋁型材的隔聲量.在發聲室使用12面無指向聲源輸出粉紅噪聲作為激勵，頻率范圍為中心頻率100～3 150 Hz的1/3倍頻帶.在發聲室和受聲室內，分別無規則布置6個麥克風，同時測得兩個混響室的平均聲壓級L1和L2.將測試結果代入式(10)，得到試件的頻率隔聲量R.

(10)

式中,S為試件表面積;T為受聲室混響時間;V為受聲室容積.

3.2 測試與計算的隔聲性能分析

測試的鋁型材隔聲曲線如圖7所示，圖7中也給出了仿真計算的隔聲曲線，圖7表明該鋁型材隔聲預測結果的頻率曲線和試驗結果吻合較好，計權隔聲量Rw值僅相差0.2 dB.因此，鋁型材的隔聲預測是有效且準確的.

圖7 測試及仿真計算的隔聲曲線

4 鋁型材隔聲影響參數分析

4.1 面板、筋板厚度變化對隔聲量的影響

圖8給出了鋁型材下板厚度變化和筋板厚度變化對其隔聲性能的影響規律.由圖可見，鋁型材的隔聲量幾乎在全頻段均隨著下板厚度的增加而提高，增加下板厚度對于提高鋁型材的隔聲具有積極作用.由圖可見，鋁型材的隔聲量在中心頻率800 Hz以下的1/3倍頻帶，基本隨著筋板厚度的增加而增加；而在800 Hz以上的1/3倍頻帶，則基本隨著筋板厚度的增加而降低.總體上，鋁型材的隔聲量隨著筋板厚度的增加略有降低趨勢.

(a) 下板厚度變化對隔聲量的影響

(b) 筋板厚度變化對隔聲量的影響

4.2 不同筋板布置形式對隔聲量的影響

鋁型材主要的筋板型式包括梯形、三角形和矩形三種，如圖9所示.由圖可見，在中心頻率250 Hz以下的1/3倍頻帶，三角形筋板、梯形筋板、矩形筋板的隔聲頻率曲線依次降低；在中心頻率250～1 000 Hz的1/3倍頻帶，三角形筋板、矩形筋板的隔聲頻率曲線明顯高于梯形筋板；在中心頻率1 000 Hz以上的1/3倍頻帶，梯形筋板的隔聲頻率曲線略高于三角形筋板和矩形筋板.

(a) 筋板形式

(b) 不同筋板形式隔聲曲線

4.3 整體厚度對隔聲的影響

鋁型材總體厚度是上板和下板之間的距離，如圖2所示，初始的鋁型材總厚度為80 mm.圖10給出了鋁型材整體厚度變化對其隔聲性能的影響，圖10表明，鋁型材的隔聲量基本上隨著高度的增加有提高趨勢，在超過300 Hz中高頻段，隔聲性能隨著鋁型材總體厚度的增加而增大.

圖10 總厚度對隔聲性能的影響

5 結論

(1)分頻段建立了動車組車體大部件鋁型材的隔聲仿真模型，在中、低頻段采用有限元統計能量混合模型，在高頻段采用統計能量分析模型，計算的鋁型材隔聲曲線與試驗結果吻合，計權隔聲量誤差小于0.2 dB，驗證了仿真模型的正確性;

(2)鋁型材隔聲量隨著面板厚度的增加而增加，增加筋板的厚度會使隔聲量略有降低;

(3)筋板布置形式在不同的頻率段對隔聲量的影響不同，在小于800 Hz的低頻段，三角形筋板的隔聲性能高于梯形筋板和矩形筋板，矩形筋板在低頻段隔聲性能最差；總體來看，三角形筋板的隔聲性能略好于梯形筋板和矩形筋板;

(4)在第一個隔聲低谷200 Hz附近，隨著鋁型材總厚度增加隔聲量有所降低，在超過300 Hz中高頻段，隔聲性能隨著鋁型材總體厚度的增加而增大，可以看出增加鋁型材總厚度有利于控制高頻噪聲.

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