隧道內(nèi)地鐵列車車內(nèi)噪聲預(yù)測分析

馮青松，周 豪，陳艷明，張 凌，羅信偉

(1.華東交通大學(xué) 鐵路環(huán)境振動與噪聲教育部工程研究中心，南昌 330013；2.廣州地鐵設(shè)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(fā)展，地鐵系統(tǒng)以其快捷、高準(zhǔn)點(diǎn)率、載客量大、污染輕、安全性好等諸多優(yōu)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(fā)展，列車振動噪聲問題也成為亟待解決的問題之一，車內(nèi)振動噪聲直接影響司機(jī)和乘客的乘坐舒適性，并成為衡量地鐵質(zhì)量的一個重要指標(biāo)[1]。目前，國內(nèi)外學(xué)者對列車車內(nèi)噪聲問題進(jìn)行了一系列研究工作。在高速列車運(yùn)行引起車內(nèi)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(xiàn)量；羅文俊等[3-4]采用混合FE-SEA法分析了車體的車內(nèi)結(jié)構(gòu)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(nèi)高頻氣動噪聲，并提出了有針對性的降噪優(yōu)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(yùn)行時的車內(nèi)振動噪聲特性及其隨速度的變化規(guī)律；孫強(qiáng)等[7]通過測試研究了運(yùn)行環(huán)境溫度對車內(nèi)噪聲的影響。Dai等[8]提出一種改進(jìn)的統(tǒng)計振動與聲能量流的方法來預(yù)測車內(nèi)噪聲，并結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證了該方法的準(zhǔn)確性和有效性。Zhang等[9]通過試驗(yàn)分析了高速列車的車內(nèi)外聲源分布情況。而在地下列車運(yùn)行引起車內(nèi)振動與噪聲的研究中，耿烽等[10]利用聲傳遞向量技術(shù)對地鐵A型鋁合金車輛進(jìn)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(nèi)低頻噪聲特性及車身板件聲壓貢獻(xiàn)量；薛紅艷等[12]通過試驗(yàn)的方法分析了不同速度下車內(nèi)不同位置噪聲分布規(guī)律。Li等[13]研究了鋼軌扣件剛度對地鐵列車車內(nèi)噪聲的影響；Han等[14-15]研究發(fā)現(xiàn)波磨地段車內(nèi)的聲壓級更大，打磨鋼軌能夠有效降低車內(nèi)噪聲。Zhao等[16]通過安裝鋼軌減振器對地鐵車內(nèi)噪聲進(jìn)行試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)鋼軌減振器可以降低車內(nèi)噪聲8 dB。

上述學(xué)者的研究為車內(nèi)噪聲的預(yù)測分析提供了理論依據(jù)。但目前對車內(nèi)噪聲特性研究多以高速列車為主，針對隧道內(nèi)地鐵車廂內(nèi)部噪聲研究較少，且現(xiàn)有研究僅考慮了輪軌力作用下車內(nèi)噪聲，忽略了輪軌噪聲的影響，結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對車內(nèi)噪聲的作用機(jī)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(yàn)為依據(jù)，建立了隧道-車體有限元-邊界元聲學(xué)分析模型。基于地鐵B型車車軌耦合模型和現(xiàn)場試驗(yàn)獲取車體振動激勵和輪軌噪聲激勵，研究了結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對車內(nèi)噪聲的影響規(guī)律。本文研究成果可為改善地鐵車內(nèi)聲學(xué)環(huán)境提供參考。

1 數(shù)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(jié)構(gòu)，由底架、側(cè)墻、端墻、頂板、地板等組成，在VA One中，建立車身結(jié)構(gòu)有限元模型和車內(nèi)聲腔有限元模型。隧道斷面采用廣州地鐵某線圓形隧道實(shí)際尺寸進(jìn)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(shù)

查閱相關(guān)工程材料手冊列出部分結(jié)構(gòu)材料屬性如表1。

表1 部分結(jié)構(gòu)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(jīng)轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)衰減后形成二系懸掛力，作用于車體底部引發(fā)車體相關(guān)部件振動，從而輻射結(jié)構(gòu)噪聲。二系懸掛力可通過多體動力學(xué)軟件UM獲取。本文按照表2中的建模參數(shù)，建立地鐵B型車車軌耦合動力學(xué)模型，整車由1個車體、2個構(gòu)架、4個輪對和8個軸箱組成。通過定義輪軌接觸幾何關(guān)系、子系統(tǒng)的鉸接及力元等參數(shù)的設(shè)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(xué)模型如圖2所示。

表2 地鐵B型車計算參數(shù)

圖2 列車多剛體動力學(xué)模型

列車運(yùn)行速度設(shè)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(shí)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(tǒng)的相互作用下，得到列車的二系懸掛力時域數(shù)據(jù)，經(jīng)傅里葉變換轉(zhuǎn)化為可輸入聲學(xué)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(zhuǎn)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(chǎn)生振動向外輻射噪聲，主要通過空氣傳播和結(jié)構(gòu)傳播兩種途徑傳遞至車內(nèi)[17-18]，是地鐵列車車內(nèi)噪聲的主要聲源之一。本文通過現(xiàn)場試驗(yàn)獲取輪軌噪聲激勵。為保證車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)準(zhǔn)確性，試驗(yàn)在當(dāng)天地鐵停運(yùn)后進(jìn)行，列車為地鐵B型車，平均運(yùn)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(shù)據(jù)采集儀進(jìn)行輪軌噪聲數(shù)據(jù)采集，并用ArtemiS軟件對多組數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計分析。圖5、圖6分別為列車轉(zhuǎn)向架區(qū)域的噪聲時域和頻譜圖。

圖5 實(shí)測輪軌噪聲時域圖

圖6 實(shí)測輪軌噪聲1/3倍頻程圖

2 試驗(yàn)與列車聲學(xué)模型驗(yàn)證

2.1 試驗(yàn)概況

為驗(yàn)證車體聲學(xué)模型的準(zhǔn)確性，選擇廣州地鐵7號線進(jìn)行試驗(yàn)。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(jié)編組B型列車。依據(jù)GB/T 3499—2011《聲學(xué)軌道車輛內(nèi)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(zhuǎn)向架上方、客室中間、后轉(zhuǎn)向架上方布置噪聲測試傳感器，通過美國NI數(shù)據(jù)采集儀和Gras傳聲器對每個測點(diǎn)數(shù)據(jù)進(jìn)行采集。測試采用行車期間數(shù)據(jù)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(shù)之最大差值超過3 dB，則重新進(jìn)行測量。取20組測量數(shù)據(jù)的算術(shù)平均值作為實(shí)驗(yàn)結(jié)果。圖7為車體縱向剖面圖及相應(yīng)的測點(diǎn)布置情況，噪聲測點(diǎn)均在地板上方1.2 m(坐姿位置)處，測點(diǎn)編號從左至又依次為P1、P2、P3。圖8為現(xiàn)場實(shí)測照片。

圖7 噪聲測點(diǎn)布置

圖8 現(xiàn)場測試圖

2.2 列車聲學(xué)模型驗(yàn)證

將二系懸掛力、輪軌噪聲作為車體聲學(xué)模型輸入激勵并計算列車內(nèi)噪聲，如圖9所示為地鐵列車聲學(xué)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(shè)置與車內(nèi)噪聲測試試驗(yàn)相同位置的車內(nèi)聲學(xué)傳感器，如圖10所示，聲學(xué)傳感器均設(shè)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(xué)模型載荷激勵

圖10 車內(nèi)聲學(xué)傳感器設(shè)置

計算得到車內(nèi)A1、A2、A3點(diǎn)處的聲壓級。采用各測點(diǎn)20組列車不同時段相同運(yùn)行工況的1/3倍頻程分析多組數(shù)據(jù)在不同頻段的統(tǒng)計規(guī)律，進(jìn)而得到3個測點(diǎn)的各頻段噪聲統(tǒng)計特性，基于這20組數(shù)據(jù)做出1/3倍頻程頻譜均值曲線。將仿真值與20組試驗(yàn)值(圖11中表示為虛線)以及均值進(jìn)行對比，如圖11所示。

(a)A1點(diǎn)

從圖11可以看出，總體上車內(nèi)噪聲仿真與試驗(yàn)聲壓級值基本一致，主要頻段出現(xiàn)在200～1 600 Hz。在分析頻段200 Hz以下，仿真曲線在試驗(yàn)曲線上下方波動，這主要與仿真時車體板塊結(jié)構(gòu)的簡化有關(guān)，且實(shí)際中列車車體存在縫隙，在數(shù)值模型中較難實(shí)現(xiàn)，以及未考慮列車車內(nèi)設(shè)備噪聲的影響，導(dǎo)致誤差進(jìn)一步增大，使仿真結(jié)果出現(xiàn)波動，但是在200 Hz以上頻段，數(shù)值計算與試驗(yàn)的誤差基本上小于3 dB，符合工程精度的要求，且車內(nèi)各測點(diǎn)的仿真與試驗(yàn)聲壓級總值誤差均小于3 dB。綜上所述，該聲學(xué)模型能夠較為準(zhǔn)確地對地鐵列車車內(nèi)噪聲進(jìn)行預(yù)測。

3 車內(nèi)結(jié)構(gòu)聲與空氣聲影響特性分析

地鐵列車車內(nèi)結(jié)構(gòu)聲主要來自轉(zhuǎn)向架及附屬設(shè)備的振動激發(fā)車體部件振動，向車內(nèi)輻射產(chǎn)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(nèi)，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(nèi)傳遞空氣聲。

3.1 工況設(shè)置

為了研究結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對車內(nèi)噪聲的影響，設(shè)置了以下四種工況：

工況1：結(jié)構(gòu)聲荷載單獨(dú)作用車體時車內(nèi)噪聲，即在車體底部施加振動激勵；

工況2：空氣聲荷載單獨(dú)作用車體時車內(nèi)噪聲，即在車體底部施加輪軌聲激勵；

工況3：結(jié)構(gòu)聲和空氣聲荷載同時作用車體時車內(nèi)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(shí)測車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)平均值。

3.2 數(shù)值計算結(jié)果分析

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

表3 車內(nèi)各觀察點(diǎn)總聲壓級

(a)A1點(diǎn)

由表3可知：

(1)僅在振動激勵作用下，車內(nèi)各標(biāo)準(zhǔn)點(diǎn)結(jié)構(gòu)噪聲總聲壓級相差較小，最大差值低于1 dB(A)，轉(zhuǎn)向架上方結(jié)構(gòu)噪聲比車體中心結(jié)構(gòu)噪聲高約0.5 dB(A)，主要是因?yàn)檎駝蛹钪饕怯赊D(zhuǎn)向架傳向車體，振動激勵越大，車內(nèi)噪聲越大。因此可考慮對車底轉(zhuǎn)向架處受載部位進(jìn)行減振以降低轉(zhuǎn)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(nèi)噪聲聲壓級明顯大于振動激勵單獨(dú)作用下的車內(nèi)結(jié)構(gòu)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(nèi)聲壓級與實(shí)測結(jié)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(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量并不可忽略，在列車車內(nèi)噪聲預(yù)測中作為聲激勵應(yīng)被充分重視。

(3)車速60 km/h下，結(jié)構(gòu)聲荷載下車內(nèi)中心處聲壓級為78.2 dB(A)，比空氣聲荷載作用下車內(nèi)中心處聲壓級高約21 dB(A)。說明地鐵列車在低速運(yùn)行狀態(tài)下，結(jié)構(gòu)聲是車內(nèi)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(nèi)各標(biāo)準(zhǔn)點(diǎn)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(xiàn)先上升后下降的趨勢，能量主要集中在200～1 600 Hz頻段，轉(zhuǎn)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(xiàn)明顯峰值，對應(yīng)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(nèi)，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?yàn)檩嗆壴肼暤哪芰恐饕性?00 Hz以上(如圖5)，說明輪軌聲激勵對車內(nèi)低頻噪聲作用并不明顯。因此，降低車內(nèi)低頻噪聲可優(yōu)先選擇控制車體結(jié)構(gòu)振動，如降低輪軌沖擊力、車體敷設(shè)阻尼材料等。

(3)僅在輪軌聲激勵下，車內(nèi)噪聲呈寬頻分布，無明顯峰值；僅在振動激勵下，車內(nèi)噪聲A聲級隨著頻率升高呈現(xiàn)先增大再減小趨勢，在500 Hz達(dá)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(nèi)，車內(nèi)A聲級大幅衰減，和2種激勵共同作用下車內(nèi)A聲級差值逐漸增大，說明此時車內(nèi)噪聲主要由空氣聲主導(dǎo)。因此，在進(jìn)行車內(nèi)高頻噪聲控制時，可以考慮對輪軌噪聲進(jìn)行優(yōu)化，如采用阻尼鋼軌等措施。

(4)在列車車內(nèi)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(nèi)噪聲A聲級更接近實(shí)測結(jié)果，在列車車內(nèi)噪聲預(yù)測和車內(nèi)噪聲聲源控制中應(yīng)得到充分重視。

4 結(jié) 論

本文建立了隧道-車體有限元-邊界元聲學(xué)分析模型，分析了地鐵列車車內(nèi)噪聲特性，通過地鐵車內(nèi)噪聲試驗(yàn)對分析模型進(jìn)行驗(yàn)證，并研究了結(jié)構(gòu)聲和空氣聲對車內(nèi)噪聲的影響規(guī)律。總結(jié)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(jié)果與實(shí)測結(jié)果吻合較好，該模型能夠快速準(zhǔn)確地預(yù)測地鐵列車車內(nèi)噪聲。

(2)車內(nèi)各標(biāo)準(zhǔn)點(diǎn)噪聲A聲級呈現(xiàn)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(nèi)。車體轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向架處受載部位進(jìn)行減振以降低轉(zhuǎn)向架上方噪聲。

(3)僅在振動激勵作用下，車內(nèi)各標(biāo)準(zhǔn)點(diǎn)結(jié)構(gòu)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(nèi)A聲級更接近實(shí)測結(jié)果，輪軌噪聲在列車車內(nèi)噪聲預(yù)測和車內(nèi)噪聲聲源控制中應(yīng)得到充分重視。

(4)結(jié)構(gòu)聲對車內(nèi)噪聲的主要影響頻段在20～200 Hz，空氣聲對車內(nèi)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(nèi)低頻噪聲時可優(yōu)先選擇控制車體結(jié)構(gòu)振動(如降低輪軌沖擊力、車體敷設(shè)阻尼材料等)；在進(jìn)行車內(nèi)高頻噪聲控制時，可以考慮對輪軌噪聲進(jìn)行優(yōu)化(如采取阻尼鋼軌等措施)。