高速列車商務艙內降噪方案研究

陳紅偉 吳瑞孟 賀義 陳梓君

(1 北京聲望聲電技術有限公司 北京 100029)

(2 中車長春軌道客車股份有限公司 長春 130000)

0 引言

軌道交通作為人們出行的重要方式，乘坐舒適性越來越引起人們的重視，尤其是隨著運行速度的提高，車內的噪聲問題越來越突出[1]。然而由于高速列車結構復雜，傳遞路徑多樣，應用試驗來確定所有的路徑具有較大難度。例如，軌道噪聲通過雙層地板傳遞至車內，僅地板結構就有4 條能量傳遞路徑[2]，如圖1 所示：(1) 雙層墻傳遞路徑；(2) 非共振區傳遞路徑；(3) 共振傳遞路徑；(4) 結構傳遞路徑。結合統計能量分析(Statistic energy analysis,SEA)模型可以將不同路徑的噪聲分離出來進而針對主要貢獻路徑進行聲學設計，提高工作效率。

圖1 雙層地板的能量傳遞路徑Fig.1 Energy transfer paths of double floor

某高鐵在運行過程中商務區的噪聲達到75.1 dBA，超出了設計目標，需要分析噪聲來源，進行聲學設計來對車內進行降噪。本文使用SEA法對商務區進行聲學建模，通過試驗驗證模型，進而分析噪聲傳遞路徑并針對主要噪聲路徑設計減振降噪方案，最終車內的噪聲下降至71.3 dBA，達到了艙內降噪目標。

1 SEA法介紹

SEA 法是解決復雜系統高頻動力學的一個有力工具，它通過使用子系統的動力學能量來描述系統的狀態。模型的外界輸入以能量流的形式進入系統，子系統之間的功率流動遵循一定的規律：能量由高模態能量子結構向低模態能量子結構流動[3]。

圖2 描述了兩個子系統之間的能量傳遞。構建能量平衡方程，對于子系統1、子系統2分別分析：

圖2 兩個子系統之間的能量流傳遞Fig.2 Energy transfer of two subsystems

其中，P1為輸入能量，ω為分析頻段的中心頻率，ηi為阻尼損失因子，ηij為耦合損失因子，ni為模態密度，Ei為子系統的能量。

對于多個子系統可以建立能量傳遞矩陣：

其中，[A]為阻尼矩陣，可以表示為

將艙內的聲腔子系統作為研究對象，對能量平衡方程進行求解即可得到相關子系統的能量來源及損耗。

應用SEA 法來解決高鐵噪聲問題的流程可以通過圖3 來說明。首先創建關鍵子系統，對子系統進行分析和試驗驗證；然后建立整車模型，通過試驗校核模型，進而進行問題診斷和優化方案的設計；最后進行實車的方案驗證，達到設計目標。

圖3 應用SEA 法解決高鐵噪聲問題分析流程Fig.3 Analysis process of apply SEA method solve high speed train noise problem

2 基于模型的傳遞路徑貢獻量分析

當高鐵高速運行時，車下的輪軌相互作用一方面產生結構噪聲通過轉向架傳遞至地板，引起地板的振動從而向車內輻射噪聲；另一方面輪軌產生的空氣聲通過雙層地板、側墻、車窗等部分傳遞至車內。同時高速行駛的車輛與空氣相互作用產生了湍流邊界層噪聲，這些能量通過側墻、頂板以及車窗、車門等結構傳遞至車內。

在創建整車模型之前需要對關鍵的子系統如地板、側墻、頂板、車窗、車門、風擋等部分進行聲學分析，通過試驗對標確定子系統模型準確之后再進行整車模型的創建，這里限于篇幅對子系統的建模和試驗驗證不再贅述。

2.1 SEA模型介紹

對商務區進行建模，建立的SEA 模型如圖4 所示，整個模型包含68 個結構子系統，29 個聲腔子系統。其中地板、側墻、頂板都是以實際結構為基礎建立的雙層模型，內外結構之間采用手動連接來模擬之間的結構傳遞路徑，圖4(b)為內外地板之間的手動點連接。

圖4 SEA 模型和手動結構連接Fig.4 SEA model and manual junctions between systems

在建立SEA 模型的時候需要遵循的原則如下：(1) 子系統首先需要根據材料的不同劃分為側墻、壁板、頂板，型材地板、內裝地板、內飾板，車窗，隔板、端墻等結構，統計能量的子系統要盡可能大以滿足子系統在頻帶內的模態數大于等于3 的要求(對于高速列車來講由于其板件大，在100 Hz 以上即可應用統計能量來進行計算)；(2) 子系統應該具有相同的阻尼和類似模態特征，相同結構阻尼差別較大時，需要建立成不同的子系統；(3) 相同特征的材料如果中間存在隔斷或者彈性結構影響能量傳遞則需要分別建立成不同的子系統。

結構中的阻尼損耗因子和耦合損耗因子是SEA 中兩個重要的因素，阻尼損耗因子主要是結構的內損耗因子，通常可以通過解析法和試驗法來得到。由于系統的邊界條件的復雜性，一般試驗法測試得到的阻尼損耗因子更為準確。測試阻尼損耗因子的方法有3 種：半功率法、穩態能量流法以及瞬態衰減法。其中半功率法適用于模態分離度較好的工況測試；穩態能量流法采用輸入能量和損耗能量相等從而計算損耗因子；瞬態衰減法適用于多模態的工況測試，一般采用振動能量下降60 dB 所需要的時間T60來計算損耗因子，其中損耗因子與T60的關系可以表示為η=2.2f/T60，其中f為計算頻率。本次項目中采用瞬態衰減法來進行主要結構板件的阻尼損耗因子測試，測試系統為圖5(a)所示北京聲望聲電技術有限公司自主研發的四通道阻尼損耗因子測試設備，測試方法如圖5(b)所示，測試結果如表1所示。

表1 關鍵子系統的阻尼損耗因子Table 1 Damping loss factor of crucial subsystems

圖5 阻尼損失因子測試儀器和測試場景Fig.5 Test instruments and test scene

耦合損耗因子一般采用數值分析的方法來獲得，其中聲腔與聲腔之間的阻尼損耗因子可表示為，式中c為聲速，Vi為聲腔子系統i的體積，τij為傳遞系數；結構與聲腔子系統之間的耦合損耗因子可以表示為，同時由互異關系得到聲腔到結構的阻尼損耗因子為。結構與結構之間的耦合損耗因子可以表示為

2.2 載荷的測試和輸入

模型中主要的激勵源包含輪軌的結構振動激勵、輪軌部分的聲激勵以及周邊產生的湍流激勵。

(1) 結構振動激勵采用測試激勵點導納和振動速度的形式獲得。導納是指在激勵點施加單位力作用下產生的振動速度，用公式可以表示為

在SEA模型中，通過測試激勵點振動速度通過其與導納的關系即可得到結構的能量輸入：

在本次項目中，輪軌的能量主要通過轉向架和車體連接的中心銷向上傳遞能量，因此在轉向架的接附點部分布置了加速度傳感器，分別測試了振動加速度和結構導納，測試點及結構的振動激勵能量如圖6所示。

圖6 振動測點及模型中的振動能量Fig.6 Vibration test points and vibration energy

(2) 車下輪軌噪聲在地板和地面之間來回反射，在本次項目中將輪軌的空氣噪聲等效成一個混響場。通過測試車下隨機3 個點的聲壓級，并以約束的形式施加在車下聲腔。

(3) 湍流聲與空氣聲類似但是其波長遠遠小于空氣聲，與空氣和結構的對流速度有關，一般取對流速度的0.7倍。測試湍流聲是比較復雜的，本次項目中采用軟件Cockburn 和Robertson 提出的經驗模型來計算湍流聲載荷，即

其中，q為動態壓力載荷，，M為馬赫數，f0為中心頻率。模型的湍流聲能量以湍流邊界層(Turbulent boundary layer,TBL)的形式施加在車體表面(如圖4所示)。

2.3 車內平均吸聲系數

商務艙內的聲壓級由輸入能量和損耗能量共同決定，當能量平衡時，輸入能量等于損耗能量[4]。此時，其中η為總損耗因子，p為聲壓，ρ0為空氣密度，c為聲速，V為商務艙聲腔的體積。因此確定了輸入能量和損耗能量即可求得聲壓響應p。一般采用平均吸聲系數來模擬聲腔的聲損耗，平均吸聲系數可由混響時間測試法得到[5]。平均吸聲系數測試試驗如圖7所示。

圖7 商務艙混響時間的測試Fig.7 Reverberation time test

為了保證模型的準確性，在車下采用球聲源進行激勵，圖8 顯示了激勵作用下內外地板振動速度情況，仿真結果與試驗的響應基本一致，說明模型能夠正確模擬子系統之間的能量傳遞。

實際模型的噪聲源包含了輪軌結構激勵、輪軌噪聲、車體表面的空氣湍流聲。其中轉向架傳遞至車體結構激勵可以通過阻抗和連接點的振動速度來確定[6]，外部聲腔連接至半無限自由場來模擬噪聲向遠場的傳播。對模型進行分析，車內的噪聲響應及貢獻路徑如圖9所示。

圖9 SEA 模型的艙內噪聲響應與試驗對比及商務艙內噪聲貢獻Fig.9 Comparision of noise response between SEA model and test and the energy contribution paths to cabin

模型與試驗測試的噪聲走勢基本一致，誤差在±3 dB 以內，模型顯示車內噪聲的主要來源為內裝地板的振動輻射。繼續對內裝地板進行分析，分析結果如圖10所示，內裝地板的噪聲主要來源于外地板與內裝地板之間的連接。

圖10 內裝地板的能量貢獻Fig.10 Energy contribution paths to inner floor

3 降噪方案的提出和試驗驗證

基于模型的分析結果，結合圖9 噪聲頻譜的分析可以看到，噪聲主要集中于100～300 Hz 頻段，且實測的噪聲峰值點有3 個：100 Hz、160 Hz 以及200 Hz。由于噪聲主要是由內裝地板的振動輻射，則需要降低其振動速度。具體的措施一方面可以通過降低聲源來實現，其次可以改變傳遞路徑來降低結構的能量傳遞，再次則直接采用阻尼吸振的處理來降低結構的振動。高鐵開發過程中，改變高鐵已有的結構是存在較大困難的，根據實施的難易程度提出3 個降噪方案，每個方案的明細和模型驗證效果見表2。

表2 降噪方案及其降噪效果Table 2 Noise reduction scheme and effect

為了驗證方案的有效性，分別在實驗室和實車狀態進行了驗證。考慮到地板的雙層結構，分布式吸振器相當于將一個吸振器做成多個總質量相等的小的吸振器，具有體積小、便于安裝等特點。對應本次項目的問題頻率開發了對應峰值頻率100 Hz、150 Hz 以及200 Hz 的吸振器，該吸振器類似于空間分布的質量-彈簧系統，可以通過安裝在設計頻率對應模態的振動峰值區域更有效的吸振，如圖11所示。

在隔聲實驗室對分布式吸振器的效果進行驗證，如圖12(a)所示。在實際安裝中，吸振器的總質量為木地板的15%～20%，3 個頻率的吸振器質量按照1:1:1分配。

圖12 測試樣件及測試結果Fig.12 Test sample and test result

圖12(b)和圖12(c)分別為在實驗室驗證分布式吸振器效果，試驗表明分布式吸振器能夠提高100～300 Hz 單層內裝地板隔聲量大約10 dB，提高雙層地板隔聲約3 dB。有效頻率對應車內噪聲的峰值頻率，因此安裝分布式吸振器的效果非常顯著。

優化前轉向架下方并沒有吸聲材料，車下的吸聲系數接近1%[4]。在轉向架區域增加吸聲板可以有效地提高地板下方的吸聲系數，從而降低作用在地板結構上的聲源能量。本次設計的吸聲板為40 mm 吸聲泡沫+鋁纖維結構。圖13(a)顯示了吸聲板的吸聲系數，圖13(b)顯示了增加吸聲板后車下平均吸聲系數的變化情況。

圖13 吸聲板吸聲系數和增加吸聲板后車下平均吸聲系數的變化Fig.13 Average sound absorption comparison of under car with and without absorb panel

圖14(a)顯示優化前的內外地板之間存在剛性連接，能量容易通過剛性連接點傳遞至內裝地板，因此修改內外地板之間的連接方式，可以降低由外地板向內裝地板傳遞的能量，進而降低內裝地板的振動速度。將剛性連接結構修改為右側圖中的防拔結構如圖14(b)所示，該結構在承受向下的位移時不起支撐作用，兩層地板通過木骨和減振墊傳遞能量，只有當內外地板距離過大時產生限位的作用，這樣地板之間的減振墊就能起到很好的減振效果。

圖14 優化前后地板結構連接對比Fig.14 Floor connection before and after optimization

在實車上安裝上述3 種方案，并對高鐵在350 km/h 的勻速工況下進行車內噪聲測試，測試結果如圖15所示。

圖15 優化前后車內噪聲的對比Fig.15 Sound pressure level in the cabin with and without optimization

對比發現車內的噪聲總聲壓級由75.1 dBA 下降至71.3 dBA，降噪效果非常顯著。同時可以看到噪聲的主要貢獻頻段100～300 Hz 的噪聲下降量明顯，說明基于SEA 模型的主要傳遞路徑分析和優化設計是非常實用和有效的噪聲設計手段。

4 結論

本文基于SEA 模型解決了高鐵商務艙內噪聲過大的問題。通過分析商務艙內的噪聲能量路徑，確定了車內噪聲主要是內裝地板振動引起，繼而針對主要的噪聲路徑分別從噪聲源、路徑、接受點提出了3 條優化設計方案，最終車內的噪聲由75.1 dBA下降至71.3 dBA。從問題的診斷和分析到方案的提出和驗證，本次項目提供了完整的基于SEA模型解決實際振動噪聲問題的思路和流程，為工程師通過仿真方法解決實際問題提供借鑒。同時基于模型的設計在解決高鐵等大型設備問題中能夠大大節約試驗驗證的時間，節省了成本并提高了工作效率。