地鐵列車車內低頻結構噪聲仿真

劉國漪 孫文靜 周勁松

摘要：

建立某地鐵列車車體結構和車內聲腔有限元模型，進行聲固耦合模態分析，得到車體結構和車內聲腔的模態特征。將車體動力學模型計算得到的車體振動激勵施加于聲固耦合模型中，分析地鐵列車車內低頻噪聲和車身板件聲壓貢獻量，得到對觀察點聲壓貢獻較大的板件，有針對性地提出車體結構改善方案，降低觀察點處的噪聲，為地鐵列車車內噪聲優化提供指導。

關鍵詞：

地鐵列車； 聲腔； 聲固耦合； 低頻噪聲； 板件； 貢獻量

中圖分類號： U270.16

文獻標志碼： B

Simulation of low frequency structure noise in metro train

LIU Guoyi， SUN Wenjing， ZHOU Jinsong

（Institute of Rail Transit， Tongji University， Shanghai 201804， China）

Abstract：

The finite element models of the body structure and interior acoustic cavities of a metro train are built. The modal analysis of acousticstructure coupling is carried out， and the modal characteristics of the body structure and interior acoustic cavities are obtained. The vehicle body vibration excitation obtained by the vehicle body dynamic model calculation is applied to the acousticstructure coupling model. The interior low frequency noise of metro vehicle and the sound pressure contribution of panels are analyzed. The plates that contribute greatly to the sound pressure of the observation point are found. The pointed reference to improve the vehicle body structure is proposed. The noise at the observation point is reduced. The results can provide a feasible scheme for the optimization of the interior noise of the metro vehicle.

Key words：

metro train； acoustic cavity； acousticstructure coupling； low frequency noise； panel； contribution

0 引 言

隨著地鐵列車運行速度不斷提高，車內噪聲不斷變大，乘客乘車舒適度大大降低，還會造成噪聲污染。列車運行時的車內噪聲主要由4部分組成：車體結構振動產生的結構噪聲；輪軌之間相互作用產生的輪軌噪聲；牽引系統產生的牽引噪聲；列車運行時表面渦流壓力波擊打列車引起的壁板噪聲。各種噪聲在車內經過車體多次反射形成混響聲。[1]地鐵列車的運行速度一般在200 km/h以下，因此對于車內噪聲而言，中、低頻的噪聲占據主要地位。[2]

結構噪聲主要由車體本身的結構振動產生，其來源主要是輪軌激勵以及車下設備在工作時產生的振動激勵。這些激勵通過車體的連接節點引起車體的振動，進而產生結構噪聲。研究結構噪聲對降低列車車內噪聲有重要意義。張碩等[3]指出乘客的煩惱度與地鐵列車低頻噪聲密切相關；左言言等[4]對地鐵車內低頻結構噪聲進行預測，但未具體提出改進措施的研究方案。

本文針對某地鐵列車建立動力學仿真模型，計算施加在車體結構上的振動激勵，建立聲固耦合的車體有限元模型，分析其特性并提出降低噪聲的相應建議，為優化地鐵列車車內噪聲提供參考。

1 地鐵列車動力學模型

地鐵列車動力學模型分為構架、輪對和車體3個部分。轉向架一系懸掛由鋼制彈簧、液壓式減震器和轉臂式軸箱組成。轉向架二系懸掛由空氣彈簧和橡膠堆組成。將車體物理模型分解為多體動力學仿真的基本要素：剛/柔體、鉸、約束和力元。將輪對和軸箱視為剛體，車體之間的鉸接關系用彈簧模擬，忽略彈性懸掛的質量。建立多體動力學仿真單元的關系，參照車輛參數，運用動力學仿真軟件SIMPACK建立整車動力學仿真模型，見圖1。按列車最高速度120 km/h計算，選擇美國五級線路譜為軌道激勵，在4個空氣彈簧與車體接觸的位置輸出x、y和z等3個方向的激勵載荷譜。

2 聲固耦合的車體有限元模型

2.1 車體結構有限元模型

以某地鐵列車為例，利用HyperMesh建立有限元模型。車體主要由車頂、端墻、側墻和底架等構成。整體車身結構選用四邊形殼單元，網格共823 532個，節點共691 002個。吊掛設備，如空調、主變壓器、低壓箱等簡化處理。使用一維單元MASS模擬設備質心，使用一維單元RBE2連接設備與車體吊掛處。其余附件和裝飾質量以均布形式加入有限元車體模型相應的位置。車體結構有限元模型見圖2。

2.2 車體結構模態計算

分析車體結構模態有助于把握車內噪聲的產生機理，可為診斷聲源和控制車內噪聲提供依據。對車體結構和車內聲腔進行模態分析，以獲得車體和聲腔的共振頻率，為車輛聲學設計時避免共振提供研究基礎。同時，分析車體結構模態也可驗證車體有限元模型的準確性。采用Block Lanczos法提取模態，計算前60階模態。具有代表性的低階模態振型見圖3。

第1階自由模態頻率為1階垂向彎曲振型，頻率為6.69 Hz。因為整備狀態下車體質量較大，所以一般要求第1階自由模態在10 Hz以下，該計算結果比較準確，說明有限元模型可靠。第3階模態振型為1階菱形振型，頻率為7.83 Hz；第6階模態振型為2階垂彎振型，頻率為11.77 Hz；第7階模態為呼吸振型，頻率為12.65 Hz。低頻模態一般為整體模態；從28階（30.80 Hz）起為高頻模態，會呈現局部特性，主要集中在車頂的空調吊掛處和端墻處，可適當增加車頂空調吊掛處的剛度。

2.3 聲腔有限元模型和模態分析

聲學模態頻率是聲腔內部聲音的共鳴頻率。在各階模態頻率附近，車廂室內的空腔會產生聲學共鳴，造成聲壓級增加。[5]在已有的車體結構有限元模型基礎上，使用六面體實體網格生成車內聲腔的有限元模型，見圖4。在模型中通過“ACMODL”卡片設定相關參數和選項，將車體結構模型和聲腔模型的重合節點耦合，實現整體模型的聲固耦合。設定空氣密度為1.225 kg/m3，聲速為340 m/s，計算0～160 Hz頻率范圍內的模態。部分聲腔模態振型見圖5。

聲腔的模態以聲壓級為表征值。在圖5中，聲腔模態一般呈現橫向、縱向和垂向條紋狀。不考慮剛體模態第2階模態頻率為7.796 Hz，第3階模態頻率為15.612 Hz。在車體結構某階模態的頻率與聲腔模態的某階頻率相近時，車體就會產生與聲腔的共振響應，此時會造成乘客聽覺的強烈不適，影響乘坐的舒適性。車內聲腔部分模態頻率見表1。

3 車內聲學響應分析

依據GB/T 3449—2011《聲學 軌道車輛內部噪聲測量》[6]和NF F01381—2011《鐵路應用設施 聲學 有軌車輛內部噪聲測量》[7]選取觀察點。在離地板上方1.6 m處，沿車體縱軸選取5個觀察點，見圖6。

車身結構板件振動可引起車內噪聲的頻率一般在160 Hz以下。[8]在車體與空氣彈簧相接觸位置的x、y和z等3個方向施加單位激勵力，采用模態疊加法計算振動頻率160 Hz以下車體和聲腔的響應。一般選擇提取模態的頻率為響應頻率的2.0～2.5倍，因此設置提取模態的頻率為0～400 Hz。各觀察點的頻率響應A計權聲壓級頻譜見圖7。

由圖7可知，振動頻率在10 Hz以上時，隨著頻率的增大，車內1～5號觀察點的聲壓級迅速升高。由于車體的對稱性，1號與5號觀察點聲壓級曲線相似度較高，2號與4號觀察點的聲壓級曲線相似。振動頻率在20～160 Hz范圍內，各個觀察點有多個明顯的共振頻率，在這些頻率下車身板件與車內聲腔發生強烈共振，導致聲壓級增大，其中：1、3、5號觀察點都在47.0 Hz產生共振，并且達到最大的聲壓級，分別為78.52、80.78和76.91 dB（A）；2、4號觀察點在152.0 Hz頻率時的聲壓級分別為69.53和74.85 dB（A）。除此之外，頻率為32.0、87.5和134.0 Hz時，5個觀察點都出現不同程度的共振現象。在某些頻率下，不同觀察點的響應振動特性不同，如在55.0 Hz處，1、2、4、5號點的聲壓級都在60.00 dB（A）以上，而3號點的聲壓級只有41.68 dB（A）。1～5號觀察點的A計權總聲壓級分別為80.68、75.45、82.09、76.98和79.73 dB（A）。由此可見，車內中部3號觀察點的頻響峰值較多，47.0、129.0和152.0 Hz處共振現象明顯，導致噪聲較大。

4 板件聲學貢獻量分析

在低頻噪聲中主要考慮車體的結構振動，因此車身板件的振動影響列車車內低頻噪聲。降低車內噪聲可從改變結構板件方面進行優化。對板件進行聲學貢獻度分析，以確定對噪聲貢獻較大的板件進行結構優化，控制不良板件的振動。[910]車體主要分為側墻、車頂、地板和端墻4個板塊。由于車體的對稱性，側墻以縱向平面為中心面對稱選取若干板件，端墻以橫向平面為對稱面選取板件，板件劃分見圖7。車體中部3號觀察點的聲壓級較高，因此針對共振明顯的頻率，利用Radioss對車體板件進行聲學貢獻量分析。

47.0、129.0和152.0 Hz處各個板件對車體中部響應點的聲壓貢獻量見圖8。在47.0 Hz頻率下，板件2、3和10對響應點聲壓有較大的正貢獻量，這些板件的振動大小與響應點的聲壓為正相關；板件6和7對該響應點的聲學貢獻量則為負值，說明當這些板件的振動加大時，可降低響應點處的聲壓。在129.0 Hz頻率下，板件2和13的聲壓正貢獻量

較大，板件5和7的聲壓負貢獻度較大。在152.0 Hz頻率下，聲壓正貢獻量較大的板件為板件2和12，聲壓負貢獻量較大的板件為板件1和11。總之，板件2振動對3號觀察點的影響較大，而板件7的聲壓負貢獻程度較高。

根據板件聲學貢獻量分析結果，改進板件結構以改變自身剛度，抑制其振動峰值以降低噪聲。將板件2區域的厚度增加1 mm，重新計算客室內聲壓級，3號觀察點在47.0 Hz下的A計權聲壓級由80.78 dB（A）下降至77.46 dB（A），下降了3.32dB（A），總聲壓級從82.90 dB（A）下降至79.97dB（A），下降了2.93 dB（A），降噪效果明顯。由此可知，分析車體板件聲壓貢獻量，有助于優化車體聲場環境，達到降噪的目的。

5 結束語

以某地鐵列車為例，建立動力學模型以輸出輪軌對車體振動的激勵，建立聲固耦合的有限元模型以分析車體在低頻階段的結構噪聲，得到結論如下：在0～160 Hz的頻率范圍內，車體結構與車內聲腔有多個明顯的共振頻率，特別是47.0、55.0、129.0和152.0 Hz處，各個觀察點的A計權聲壓級較大；在此基礎上，以47.0 Hz頻率為例，以車體中部3號觀察點為響應輸出，進行板件聲學貢獻度分析，找出貢獻度大的板件，通過增加厚度改變板件結構，從而降低該點處的噪聲。

參考文獻：

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[6] 聲學 軌道車輛內部噪聲測量： GB/T 3449—2011[S].

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（編輯 武曉英）