隧道內地鐵列車車內噪聲預測分析

馮青松，周 豪，陳艷明，張 凌，羅信偉

(1.華東交通大學 鐵路環境振動與噪聲教育部工程研究中心，南昌 330013；2.廣州地鐵設計研究院股份有限公司，廣州 510000)

隨著城市軌道交通的迅速發展，地鐵系統以其快捷、高準點率、載客量大、污染輕、安全性好等諸多優勢，逐漸成為各大中城市公共交通的骨干。伴隨著我國軌道交通的發展，列車振動噪聲問題也成為亟待解決的問題之一，車內振動噪聲直接影響司機和乘客的乘坐舒適性，并成為衡量地鐵質量的一個重要指標[1]。目前，國內外學者對列車車內噪聲問題進行了一系列研究工作。在高速列車運行引起車內振動與噪聲的研究中，袁旻忞等[2]利用工況傳遞路徑分析(OPTA)得到了高速列車車廂中心處的主要噪聲源貢獻量；羅文俊等[3-4]采用混合FE-SEA法分析了車體的車內結構噪聲特性；劉加利等[5]基于SEA理論計算了脈動壓力激勵下車內高頻氣動噪聲，并提出了有針對性的降噪優化方案；柳明等[6]研究了我國某型高速列車在明線和隧道運行時的車內振動噪聲特性及其隨速度的變化規律；孫強等[7]通過測試研究了運行環境溫度對車內噪聲的影響。Dai等[8]提出一種改進的統計振動與聲能量流的方法來預測車內噪聲，并結合試驗驗證了該方法的準確性和有效性。Zhang等[9]通過試驗分析了高速列車的車內外聲源分布情況。而在地下列車運行引起車內振動與噪聲的研究中，耿烽等[10]利用聲傳遞向量技術對地鐵A型鋁合金車輛進行了噪聲源分析和噪聲響度評價；劉國漪等[11]分析了地鐵列車車內低頻噪聲特性及車身板件聲壓貢獻量；薛紅艷等[12]通過試驗的方法分析了不同速度下車內不同位置噪聲分布規律。Li等[13]研究了鋼軌扣件剛度對地鐵列車車內噪聲的影響；Han等[14-15]研究發現波磨地段車內的聲壓級更大，打磨鋼軌能夠有效降低車內噪聲。Zhao等[16]通過安裝鋼軌減振器對地鐵車內噪聲進行試驗研究，發現鋼軌減振器可以降低車內噪聲8 dB。

上述學者的研究為車內噪聲的預測分析提供了理論依據。但目前對車內噪聲特性研究多以高速列車為主，針對隧道內地鐵車廂內部噪聲研究較少，且現有研究僅考慮了輪軌力作用下車內噪聲，忽略了輪軌噪聲的影響，結構聲和空氣聲對車內噪聲的作用機理研究有待完善。為此，本文以廣州軌道交通7號線列車噪聲試驗為依據，建立了隧道-車體有限元-邊界元聲學分析模型。基于地鐵B型車車軌耦合模型和現場試驗獲取車體振動激勵和輪軌噪聲激勵，研究了結構聲和空氣聲對車內噪聲的影響規律。本文研究成果可為改善地鐵車內聲學環境提供參考。

1 數值分析模型

1.1 模型概況

本文以地鐵B型車為研究對象，列車車體為鋁合金中空型材結構，由底架、側墻、端墻、頂板、地板等組成，在VA One中，建立車身結構有限元模型和車內聲腔有限元模型。隧道斷面采用廣州地鐵某線圓形隧道實際尺寸進行建模。將整車有限元模型與聲腔有限元模型耦合，采用邊界元流體將其與隧道連接，得到隧道-車體有限元-邊界元模型如圖1所示。

圖1 隧道-車體有限元-邊界元模型(隱去部分門窗)

1.2 計算參數

查閱相關工程材料手冊列出部分結構材料屬性如表1。

表1 部分結構材料屬性

1.3 列車荷載激勵提取

1.3.1 振動激勵

列車輪軌作用力經轉向架懸掛系統衰減后形成二系懸掛力，作用于車體底部引發車體相關部件振動，從而輻射結構噪聲。二系懸掛力可通過多體動力學軟件UM獲取。本文按照表2中的建模參數，建立地鐵B型車車軌耦合動力學模型，整車由1個車體、2個構架、4個輪對和8個軸箱組成。通過定義輪軌接觸幾何關系、子系統的鉸接及力元等參數的設定，將車體及軌道各部分相互連接、耦合。分別提取垂向、橫向、縱向二系懸掛力作為列車的振動激勵。車體動力學模型如圖2所示。

表2 地鐵B型車計算參數

圖2 列車多剛體動力學模型

列車運行速度設為60 km/h，線路曲線半徑為400 m，采用GJY-T-EBJ-2型軌檢小車獲取軌道實測不平順譜，軌底坡為1/40。在輪軌不平順的激勵、各剛性體和減振系統的相互作用下，得到列車的二系懸掛力時域數據，經傅里葉變換轉化為可輸入聲學軟件VA One的載荷。列車垂向二系懸掛力時域圖及頻譜圖(以前轉向架為例)如圖3、4所示。

圖3 二系懸掛力時域信號

圖4 二系懸掛力頻譜

1.3.2 輪軌噪聲激勵

列車車輪和鋼軌之間相互作用產生振動向外輻射噪聲，主要通過空氣傳播和結構傳播兩種途徑傳遞至車內[17-18]，是地鐵列車車內噪聲的主要聲源之一。本文通過現場試驗獲取輪軌噪聲激勵。為保證車內噪聲數據準確性，試驗在當天地鐵停運后進行，列車為地鐵B型車，平均運行速度60 km/h，單線行車。采用丹麥GRAS聲傳感器和德國Head公司DATaRec 4 DIC24數據采集儀進行輪軌噪聲數據采集，并用ArtemiS軟件對多組數據進行統計分析。圖5、圖6分別為列車轉向架區域的噪聲時域和頻譜圖。

圖5 實測輪軌噪聲時域圖

圖6 實測輪軌噪聲1/3倍頻程圖

2 試驗與列車聲學模型驗證

2.1 試驗概況

為驗證車體聲學模型的準確性，選擇廣州地鐵7號線進行試驗。廣州地鐵7號線一期線路全長17.41 km，全部為地下線，列車采用6節編組B型列車。依據GB/T 3499—2011《聲學軌道車輛內部噪聲測量》[19]和GB/T 14892—2006《城市軌道交通列車噪聲限值和測量方法》[20]，分別在前轉向架上方、客室中間、后轉向架上方布置噪聲測試傳感器，通過美國NI數據采集儀和Gras傳聲器對每個測點數據進行采集。測試采用行車期間數據不間斷采集，采樣頻率為25 000 Hz。若相同測量條件下該組讀數之最大差值超過3 dB，則重新進行測量。取20組測量數據的算術平均值作為實驗結果。圖7為車體縱向剖面圖及相應的測點布置情況，噪聲測點均在地板上方1.2 m(坐姿位置)處，測點編號從左至又依次為P1、P2、P3。圖8為現場實測照片。

圖7 噪聲測點布置

圖8 現場測試圖

2.2 列車聲學模型驗證

將二系懸掛力、輪軌噪聲作為車體聲學模型輸入激勵并計算列車內噪聲，如圖9所示為地鐵列車聲學模型外部激勵加載示意圖，二系懸掛力激勵施加在車體與二系懸掛(共四個)的連接處，輪軌聲激勵施加在車體模型底部。在VA One中，設置與車內噪聲測試試驗相同位置的車內聲學傳感器，如圖10所示，聲學傳感器均設在地板上方1.2 m(坐姿位置)處，分別以A1、A2、A3表示。

圖9 聲學模型載荷激勵

圖10 車內聲學傳感器設置

計算得到車內A1、A2、A3點處的聲壓級。采用各測點20組列車不同時段相同運行工況的1/3倍頻程分析多組數據在不同頻段的統計規律，進而得到3個測點的各頻段噪聲統計特性，基于這20組數據做出1/3倍頻程頻譜均值曲線。將仿真值與20組試驗值(圖11中表示為虛線)以及均值進行對比，如圖11所示。

(a)A1點

從圖11可以看出，總體上車內噪聲仿真與試驗聲壓級值基本一致，主要頻段出現在200～1 600 Hz。在分析頻段200 Hz以下，仿真曲線在試驗曲線上下方波動，這主要與仿真時車體板塊結構的簡化有關，且實際中列車車體存在縫隙，在數值模型中較難實現，以及未考慮列車車內設備噪聲的影響，導致誤差進一步增大，使仿真結果出現波動，但是在200 Hz以上頻段，數值計算與試驗的誤差基本上小于3 dB，符合工程精度的要求，且車內各測點的仿真與試驗聲壓級總值誤差均小于3 dB。綜上所述，該聲學模型能夠較為準確地對地鐵列車車內噪聲進行預測。

3 車內結構聲與空氣聲影響特性分析

地鐵列車車內結構聲主要來自轉向架及附屬設備的振動激發車體部件振動，向車內輻射產生的噪聲；空氣聲則透過車體壁板、門窗，以及通過門縫等縫隙傳播至車內，本文建立的車輛模型是密閉無縫的，輪軌聲激勵作用于車體底部時主要通過板件透射的方式向車內傳遞空氣聲。

3.1 工況設置

為了研究結構聲和空氣聲對車內噪聲的影響，設置了以下四種工況：

工況1：結構聲荷載單獨作用車體時車內噪聲，即在車體底部施加振動激勵；

工況2：空氣聲荷載單獨作用車體時車內噪聲，即在車體底部施加輪軌聲激勵；

工況3：結構聲和空氣聲荷載同時作用車體時車內噪聲，即在車體底部施加振動激勵和輪軌聲激勵；

工況4：20組實測車內噪聲數據平均值。

3.2 數值計算結果分析

根據文獻[19-20]選取車體內3點為觀察點，如圖10中觀察點A1～A3。表3給出了不同工況下的車內各觀察點的總聲壓級。圖12為不同工況下各觀察點的三分之一倍頻程曲線。

表3 車內各觀察點總聲壓級

(a)A1點

由表3可知：

(1)僅在振動激勵作用下，車內各標準點結構噪聲總聲壓級相差較小，最大差值低于1 dB(A)，轉向架上方結構噪聲比車體中心結構噪聲高約0.5 dB(A)，主要是因為振動激勵主要是由轉向架傳向車體，振動激勵越大，車內噪聲越大。因此可考慮對車底轉向架處受載部位進行減振以降低轉向架上方噪聲。

(2)在振動激勵和輪軌聲激勵2種荷載共同作用下，車內噪聲聲壓級明顯大于振動激勵單獨作用下的車內結構噪聲，差值約為4 dB(A)。考慮2種激勵共同作用和只考慮振動激勵時，計算得到的車內聲壓級與實測結果最大誤差分別為2.17 dB(A)和6.08 dB(A)，前者可降低誤差約4.61%。說明輪軌聲激勵對車內噪聲的貢獻量并不可忽略，在列車車內噪聲預測中作為聲激勵應被充分重視。

(3)車速60 km/h下，結構聲荷載下車內中心處聲壓級為78.2 dB(A)，比空氣聲荷載作用下車內中心處聲壓級高約21 dB(A)。說明地鐵列車在低速運行狀態下，結構聲是車內總聲壓的主要成分。

從圖12可以得出：

(1)在不同荷載激勵工況下，車內各標準點的1/3倍頻程聲壓級圖變化趨勢基本一致，均呈寬頻帶分布，噪聲A聲級呈現先上升后下降的趨勢，能量主要集中在200～1 600 Hz頻段，轉向架和車體中心上方1.2 m處噪聲的A聲級都在630 Hz左右出現明顯峰值，對應峰值分別為84.08 dB(A)、81.73 dB(A)、82.76 dB(A)。

(2)在20～200 Hz頻段內，列車在振動激勵下的A聲級和2種激勵共同作用下的A聲級基本重合，最大差值為0.95 dB(A)，這是因為輪軌噪聲的能量主要集中在200 Hz以上(如圖5)，說明輪軌聲激勵對車內低頻噪聲作用并不明顯。因此，降低車內低頻噪聲可優先選擇控制車體結構振動，如降低輪軌沖擊力、車體敷設阻尼材料等。

(3)僅在輪軌聲激勵下，車內噪聲呈寬頻分布，無明顯峰值；僅在振動激勵下，車內噪聲A聲級隨著頻率升高呈現先增大再減小趨勢，在500 Hz達到最大值為75.9 dB(A)，噪聲能量主要集中在200～800 Hz；500～5 000 Hz頻段內，車內A聲級大幅衰減，和2種激勵共同作用下車內A聲級差值逐漸增大，說明此時車內噪聲主要由空氣聲主導。因此，在進行車內高頻噪聲控制時，可以考慮對輪軌噪聲進行優化，如采用阻尼鋼軌等措施。

(4)在列車車內噪聲研究中，對比單一振動激勵，同時考慮輪軌聲激勵時，車內噪聲A聲級更接近實測結果，在列車車內噪聲預測和車內噪聲聲源控制中應得到充分重視。

4 結 論

本文建立了隧道-車體有限元-邊界元聲學分析模型，分析了地鐵列車車內噪聲特性，通過地鐵車內噪聲試驗對分析模型進行驗證，并研究了結構聲和空氣聲對車內噪聲的影響規律。總結如下：

(1)本文所建立模型考慮了振動激勵和輪軌噪聲激勵，計算結果與實測結果吻合較好，該模型能夠快速準確地預測地鐵列車車內噪聲。

(2)車內各標準點噪聲A聲級呈現先上升后下降的趨勢，在630 Hz存在明顯峰值，能量主要集中在200～1 600 Hz頻段內。車體轉向架上方A聲級比中心上方大1.02～2.35 dB(A)，因此可考慮對車底轉向架處受載部位進行減振以降低轉向架上方噪聲。

(3)僅在振動激勵作用下，車內各標準點結構噪聲總聲壓級相差較小；振動激勵和輪軌聲激勵共同作用下車內A聲級更接近實測結果，輪軌噪聲在列車車內噪聲預測和車內噪聲聲源控制中應得到充分重視。

(4)結構聲對車內噪聲的主要影響頻段在20～200 Hz，空氣聲對車內噪聲的主要影響頻段在200～5 000 Hz，其中500～5 000 Hz頻段最為顯著。因此在降低車內低頻噪聲時可優先選擇控制車體結構振動(如降低輪軌沖擊力、車體敷設阻尼材料等)；在進行車內高頻噪聲控制時，可以考慮對輪軌噪聲進行優化(如采取阻尼鋼軌等措施)。