牽引傳動系統對地鐵車輛車內噪聲影響研究

摘要：【目的】針對某地鐵車輛運行時動車（M車）與拖車（T車）車內噪聲差異異常顯著的問題，結合數值模擬與實車測試分析動車牽引傳動系統對車內噪聲的影響。【方法】首先基于振動噪聲測試結果，分析動車與拖車的車體內外振動噪聲頻譜響應及傳遞特性，然后結合統計能量法（SEA）與有限元法（FEA），建立全頻車內噪聲仿真模型進行數值模擬，仿真分析得出車內高頻空氣聲與低頻結構聲分布規律，通過計算將結構聲與空氣聲疊加，得到全頻段噪聲分布特性并與線路實測數據進行對比。【結果】研究結果表明：動車車內噪聲在150～400 Hz頻段存在顯著峰值，與車內地板結構振動峰值吻合，車內低頻結構聲模型仿真結果與實測結果吻合。【結論】車內高頻噪聲主要來自輪軌滾動噪聲及牽引系統聲源的空氣聲傳播路徑，而動車車內噪聲峰值是由于包括電機、齒輪箱在內的牽引傳動系統結構振動經構架與二系懸掛元件傳遞至車體結構，引起較高的低頻結構噪聲。基于此可為降低牽引傳動系統對城軌列車的動車車內噪聲影響提供依據。

關鍵詞：軌道車輛；牽引傳動系統；車內噪聲；有限元與統計能量法；結構聲；空氣聲

中圖分類號：U270.33 文獻標志碼：A

本文引用格式：張佳聶，孫文靜，王嘉豪，等. 牽引傳動系統對地鐵車輛車內噪聲影響研究[J]. 華東交通大學學報，2024，41（5）：84-93.

Influence of Traction Transmission System on Interior

Noise of Metro Trains

Zhang Jianie， Sun Wenjing， Wang Jiahao， Zhou Jinsong

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

Abstract： 【Objective】To address the significant difference of interior noise between the motor car （M car） and the trailer （T car） during the operation of an urban rail vehicle， this research examines the impact of the motor car's traction drive system on interior noise through a combination of numerical simulation and real-world vehicle testing. 【Method】Initially， spectral responses and transmission characteristics of the vibration and noise within and outside the car body of both the motor car and the trailer were analyzed based on test results. Subsequently， a full-frequency vehicle interior noise simulation model was developed by integrating the statistical energy method （SEA） and the finite element method （FEA） for numerical simulation purposes. The simulation revealed the distribution patterns of high-frequency airborne sound and low-frequency structural sound within the vehicle. Through computational superposition of structural and airborne sound， comprehensive noise distribution characteristics across the full frequency band were obtained and compared with corresponding measured data from the rail line. 【Result】The results show that a prominent peak exists in the interior noise of the motor car within the frequency range of 150 to 400 Hz， which corresponds with the vibration peak of the floor structure within the vehicle. 【Conclusion】The simulation outcomes of the low-frequency structural acoustic model of the vehicle exhibit a high degree of consistency with the actual measured data. The high-frequency noise within the vehicle is primarily attributed to wheel-rail rolling noise and the airborne acoustic propagation path of the traction system's sound source. The peak noise levels in the motor car are a result of structural vibrations from the traction drive system， which includes the motor and gearbox， being transmitted through the frame and secondary suspension components to the vehicle body structure， leading to increased levels of low-frequency structural noise. These findings may provide some reference for mitigating the impact of the traction drive system on the interior noise of urban rail vehicles.

Key words： rail vehicle; traction transmission system; interior noise; finite element and statistical energy analysis; structure acoustics; airborne sound

Citation format： ZHANG J N， SUN W J， WANG J H， et al. Influence of traction transmission system on interior noise of metro trains[J]. Journal of East China Jiaotong University， 2024， 41（5）： 84-93.

【研究意義】地鐵車內噪聲水平是影響乘客乘坐舒適性的重要指標，車內噪聲越來越受到人們重視。地鐵運行時的車內噪聲主要聲源為牽引噪聲（列車運行過程中牽引系統工作產生的噪聲）及輪軌噪聲（由車輪不圓及鋼軌粗糙度等引起的輪軌滾動噪聲或者異常曲線嘯叫聲）。研究表明運行速度不超過35 km/h時牽引噪聲為主要聲源，在35～250 km/h范圍時輪軌噪聲為主要聲源[1]。

【研究進展】大量研究結果表明，轉向架及車間連接區域是地鐵列車車內噪聲最顯著的位置[2-3]。Li等[4-6]采用2.5D邊界元法與統計能量法結合，分析輪軌噪聲經車體板件傳遞至車內的聲路徑，并重點研究高頻噪聲響應。Soeta等[7]對輪軌噪聲、電機及齒輪箱對車內噪聲的影響進行研究，得出了滾動噪聲、沖擊噪聲與曲線嘯叫在不同頻段各自分量的差異性。Liu等[8]結合實驗室測試與數值模擬，建立了精細化的一系懸掛元件振動傳遞模型，分析結構聲傳遞路徑對地鐵車內噪聲影響。馮青松等[9]通過建立隧道-車體有限元-邊界元聲學分析模型研究隧道內地鐵車內噪聲特性，結果表明，在振動激勵和輪軌聲激勵共同作用下仿真結果更接近實測結果。劉國漪等[10]通過建立聲振耦合的有限元模型，對車體低頻結構聲進行分析，并進行板件貢獻量分析與優化。Str?m[11]運用OTPA方法分析了不同速度條件下司機室內噪聲傳遞路徑貢獻量，結果表明在500 Hz以內的頻段，結構聲是司機室噪聲的主要來源，主要傳遞路徑為二系橫向減振器和牽引桿，空氣聲在高頻段內貢獻量較大。Sapena等[12]基于FE-SEA法建立高速列車內部噪聲預測模型，考慮了包括轉向架、牽引電機及齒輪箱等部件在內的結構振動傳遞及空氣傳播，進行貢獻量分析，結果與試驗較為吻合。蔣佳妗等[13]基于統計能量法對車內噪聲傳遞路徑上的地板進行隔聲量全頻段分析，分析不同型材及厚度下地板隔聲性能，發現噴涂阻尼層的鋁型材地板能夠經濟有效地提高隔聲量。Zhang等[14]建立隧道內地鐵車內噪聲模型，預測并提高乘坐舒適性，結果表明其仿真與實測差異為3～6 dB。

目前，國內外標準及地鐵運營公司均對列車車內噪聲具有相關的標準限值要求，而動車轉向架由于安裝了電機等牽引傳動結構，往往使得其車內噪聲略高于拖車。張玉梅等[15]針對某低地板車輛進行測試，結果表明在運行速度60 km/h時車內噪聲能量主要集中在400～1 250 Hz頻段內，尤其在400 Hz處動車噪聲比拖車高6.8 dB，且能量主要來自電機激勵。許孝堂等[16]針對某地鐵車輛進行車內噪聲測試發現拖車和動車客室存在噪聲問題，且動車客室噪聲高于拖車，分析發現車內噪聲主要是由牽引系統的振動激勵在556，690，1 105 Hz等頻率下傳遞進而激勵車內結構振動而產生的聲輻射。

【創新特色】基于上述研究及實際試驗，對車內噪聲的設計及優化控制更應當針對動車車內噪聲展開。本文針對軌道車輛動車與拖車在牽引傳動系統這一結構上的不同，對兩種車廂車內噪聲開展仿真與測試研究，分析轉向架上方車內區域兩節車振動噪聲的差異，探究動車車內噪聲較大原因及牽引傳動系統對車內噪聲特性的量化影響，為今后地鐵動車車廂噪聲控制提供依據。

1 軌道車輛振動噪聲特性分析

1.1 車輛振動噪聲測試

首先對該車輛的M車與T車進行振動噪聲測試，包括設備全開的靜置工況，勻速60，80 km/h的動態工況。沿車體軸向在轉向架上方及車體中心位置的1.6 m高度處布置測點，車外測點包括M車的電機、齒輪箱、車輪與T車車輪處。同時，對車內轉向架上方地板、車體中心地板及側墻、牽引逆變器、電機、齒輪箱、空簧上車體底架及構架進行了振動加速度測試，采用Bowers amp; Wilkins的三向加速度傳感器，分別測量橫向與垂向振動，采用Brüel amp; Kj?r的多通道聲學/振動分析系統采集設備，進行振動噪聲的同步采樣，采樣頻率設置為25.6 kHz。車內測試位置如圖1所示，轉向架處測點信息見表1，部分振動測點如圖2所示。

1.2 車輛噪聲頻譜特性分析

M車和T車在不同運行速度下的車內噪聲頻譜對比如圖3所示，兩車車內噪聲均隨速度的增加而提高，但不同車速下M車內噪聲與T車相比，在150～400 Hz均存在一個較大的噪聲峰值；在50～75 Hz內M車與T車噪聲聲壓級存在差異是由于試驗傳輸線誤差引起并且兩者聲壓級相差不大對整體影響可以忽略。在高頻區間，由于T車與M車在車輪粗糙度、兩車密封性等差異，可能會引起T車比M車在高頻部分頻率處高的情況，但由于車體板件高頻處較高的隔聲特性，該頻率區間噪聲響應不會對車內噪聲總值產生影響。除此之外其它頻率下兩者噪聲幾乎相同。

1.3 振動噪聲傳遞特性分析

如圖4所示，選取車速為80 km/h工況下0～800 Hz頻段對比M車地板振動加速度與車內噪聲，在200 Hz附近均存在顯著峰值。在150～400 Hz頻段，M車與T車車內噪聲相比高出5～10 dB，地板振動加速度顯著高于T車，表明在該頻段內地板結構振動對車內噪聲具有重要的貢獻。當頻率超過450 Hz后，M車地板振動與T車差距縮小，兩者聲壓級水平接近，該現象表明隨著頻率的增加，結構振動對噪聲的影響逐漸減小，結構聲貢獻量有所降低。因此，M車存在的異常噪聲主要是由地板振動引起的。考慮到M車與T車在轉向架上的差異，可以推測牽引系統對車內噪聲存在較大的影響。

車內噪聲是經空氣與結構兩種傳遞路徑傳遞產生，為了探究空氣聲與結構聲各自對車內噪聲產生的影響，分別對其進行傳遞特性分析。如圖5所示為從牽引系統到車內地板振動功率譜密度圖，在0～800 Hz頻率范圍內，無論是垂向還是橫向，各測點振動特性曲線在整體上均呈現較強的對應關系，且地板垂向振動能量在200～400 Hz頻率范圍內存在顯著峰值。據此判斷，地板振動的能量是源于電機振動傳遞至構架再傳遞到地板，表明車內異常噪聲確實與牽引系統存在密切的聯系。

通過對測得的各位置振動響應在頻域范圍內進行響應量之比，得到傳遞率，圖6為M車的垂向振動傳遞率。轉向架電機的振動傳遞至構架時在200 Hz附近出現了振動放大的現象。構架振動傳遞至車體底架時由于轉向架中二系懸掛等彈性元件的減振作用，振動得到一定程度的衰減，但在300～400 Hz處振動衰減明顯低于其他頻率，與地板垂向振動能量分布對應關系較強。

2 車內高頻空氣聲仿真分析

2.1 統計能量分析法

統計能量分析法[17-18]（statics energy analysis， SEA）是一種從模態和能量角度出發的統計處理方法，用于分析高頻區內復雜系統的噪聲振動的耦合問題。由于有限元法高頻局部振動存在分析效率不高且精度不夠的問題[19]，而對于復雜結構系統的高頻噪聲計算，SEA算法基于系統能量傳遞和平衡的統計求解方法，隨著模態數的增加，SEA算法的計算精度逐漸提升，其在高頻段噪聲分析具有優勢。

統計能量法需將分析模型大的子系統分為若干個小子系統，從而能夠區別不同區域的聲學特性。子系統的劃分以模態密度為基準，以點導納法[20]估算模態密度，將平均內損耗因子[21]和耦合損耗因子納入耦合系統進行模態能量計算。

整個系統平衡方程組公式如下

[Π1Π2?Πm=ωη11-η12?-η1m-η21η22?-η2m……?…-ηm1-ηm2?ηmmE1E2?Em] （1）

式中：[Πm]為作用于第m個子系統的激勵源對該子系統的平均輸入功率；[ηmm]為第m個子系統總損耗系數；[Ei]為第i個子系統的平均模態能量。

2.2 車內噪聲模型建立

基于SEA法建立高頻車內聲學仿真模型，對該模型進行結構簡化，車體建模均采用平板結構單元，車身結構材料為鋁，車窗為玻璃。整個模型由3節車構成，車長57.0 m，車寬3.8 m，車高2.6 m。T車（含司機室）質量為18 t，M車（含貫通道）19 t。通過對平板單元賦予隔聲量，基于實測數據設置聲腔阻尼損耗因子，來實現聲腔間的傳遞和衰減，如圖7所示。

聲腔車體模型與附加聲源位置如圖8所示，聲源作為激勵，附加在對應聲腔。

運行狀態下車輛噪聲源包括輪軌噪聲、牽引逆變器、電機和齒輪箱噪聲等各設備聲源，在運行情況下由實驗室測試得到，主要聲源數據如圖9所示。相較于T車，除了輪軌噪聲以外，M車具有牽引系統噪聲源，相較于結構聲，輪軌噪聲與牽引系統在高頻區間較大，地板、側墻、車門等車體板件結構在高頻處隔聲量較高，對這些空氣聲源進行隔離，所以對于車內的空氣傳遞路徑而言，T車與M車的輪軌噪聲及牽引噪聲聲源及板件隔聲的差異會對其產生重要影響。

對車體各個位置板件的隔聲量進行測試，經聲學實驗室測試得到。圖10為車體部分結構隔聲量數據。車體結構在高頻隔聲量較大，低頻時較小，中間頻段由于吻合效應，在部分頻率會出現隔聲量下降的趨勢，車體結構對于1 000 Hz以上的高頻噪聲隔聲效果較好。

2.3 車內空氣聲響應分析

圖11與圖12分別對比了60 km/h與80 km/h工況下M車與T車1車門處車體中心位置的噪聲仿真與實測結果對比，噪聲出現較大差異的頻段主要在150～400 Hz頻段內，實測結果遠高于仿真結果。

因該模型僅考慮了空氣聲傳遞路徑，因而此頻段內噪聲差異主要來源于因結構振動產生的結構聲。這也表明無論是M車或T車，在250 Hz頻率附近都存在一定的結構聲。但T車在該頻率的聲壓級較整體來說并不突出，因此在實際測試中沒有表現出異常噪聲的情況。

對比不同車速下M車與T車的噪聲，可得M車聲壓級基本在全頻段都高于T車聲壓級，在小于1 000 Hz范圍內較為明顯且整體噪聲聲壓級變化與運行速度呈正相關。運行工況較靜置工況在聲源激勵方面上增加了輪軌噪聲、電機、齒輪箱與牽引逆變器處的噪聲源。其中除輪軌噪聲外，另外三個噪聲源都屬于牽引系統，僅在M車施加。由于測試時采用新車，所以M車與T車車輪結構一致，可以排除兩者輪軌噪聲差異。可以得出，牽引系統傳遞至車內的空氣聲對車內總體聲壓級具有較大的影響。

圖13是對比80 km/h工況下M車和T車車內實測與仿真結果。M車結果差值主要集中在150～400 Hz，車門處的結構聲與牽引系統的振動傳遞具有明顯的聯系，由于T車沒有牽引系統，僅受到輪軌激勵的振動傳遞，而M還會受到牽引系統中電機齒輪箱等設備的振動傳遞，因此T車車內在250 Hz附近實測與仿真的差值較M車較小。

3 車內低頻結構聲影響分析

使用有限元法建立車輛低頻結構噪聲仿真模型，進一步探究由牽引傳動系統傳遞至車內的振動產生的結構聲對車內噪聲的影響。

3.1 有限元法

有限元法是根據不同的離散化類型來構造出近似的方程組，通過數值方法求解。而這些數值模型方程的解，就是相應的偏微分方程真實解的近似解。該方法對計算和分析中低頻率激勵作用下振動和聲輻射十分有效[22]。

體結構的位移響應公式

[Hωuω=f（ω）] （2）

式中：[ f（ω）]為振動源位置施加的隨機激勵；[Hω]為頻率響應函數（動態、剛度矩陣）；[u（ω）]為位移響應，[ω]為頻率。

頻率響應函數的計算公式如下

[Hω=K+iωD-ω2M] （3）

式中：K為剛度矩陣；D為阻尼矩陣；M為質量矩陣。

將位移響應轉變為法向速度響應公式

[vnω=iωH-1（ω）f（ω）n] （4）

式中：[vnω]為結構法向速度響應；[n]為結構件數量。

計算車內具體的某點的聲壓頻率響應公式

[ piω=bTωvnω=]

[iωbTωH-1ωfωn] （5）

式中：[bTω]為影響系數矩陣；[i]為結構件上節點序數。

結構中某點的整體聲壓響應公式

[p=j=1ni=1mpjiω][=j=1ni=1mbjivnji] （6）

式中：[n]為結構件數量；[m]為結構件上節點數量；[pjiω]為第[j]件結構件上第[i]個節點的聲壓頻率響應[vnji]為第[j]件結構件上第[i]個節點的結構法向速度響應；[bji]為第[j]件結構件上第[i]個節點的影響系數。

3.2 有限元模型建立

以M車為例，車輛三維模型包括了主要的承載結構以及必要的附加設備，為了提高計算效率，對模型適當簡化，保留主要承載結構原有結構，將板件簡化為殼單元，將附加設備以質量點的形式均勻分布在車體上。其中地板板件是由多層板件組成，根據實際車輛情況，還布置有橡膠減振墊。其結構阻尼設置依據橡膠材料特性，選擇保留線性部分應變能的一階Mooney-Rivlin本構模型，同時設置整體結構阻尼比。建立有限元模型，如圖14所示。

3.3 振動噪聲響應分析

基于實際測試獲取的各測點振動加速度作為輸入激勵，計算在該工況下的車內振動噪聲響應。以80 km/h運行工況為例，施加激勵得到計算結果與實測地板振動加速度對比，如圖15所示。基于有限元方法計算得到的地板振動響應與實際測試的結果兩者窄帶頻譜趨勢能夠較好吻合，證明了結構聲仿真模型的可靠性。

由于低頻段內車內噪聲主要來自于結構聲，在計算結構聲與結構振動以及比較分析時忽略空氣聲影響。分別對60 km/h與80 km/h工況進行噪聲仿真，頻譜結果如圖16所示。隨著列車運行速度的提高，噪聲在全頻段內都有所增加，M車在200 Hz附近存在明顯峰值，T車較為不明顯。

為了獲得結構聲在全頻段的分布趨勢，將計算得到的結構聲窄帶頻譜轉化為1/3倍頻程后，與前文得到的空氣聲結果進行疊加，并與實測結果對比，如圖17所示。疊加之后的仿真結果在全頻段內與實測結果都較為接近。疊加之前在150～400 Hz頻段內，空氣聲模型仿真結果與實測結果相差較大，在與結構聲疊加后基本與實測保持一致，證實了前文在150～400 Hz頻段內主要為結構聲的猜測。進一步證明該試驗城軌車輛的M車因為轉向架等牽引系統的存在，使得車內噪聲整體高于T車。

4 結論

1）通過試驗得出，M車相較于T車在轉向架上方車內區域噪聲在150～400 Hz頻段內存在顯著峰值，同時該區域地板振動加速度峰值較高。

2）基于統計能量法建立空氣聲模型。計算對比實測結果發現在超過500 Hz的頻段內空氣聲占主要成分。同時通過對比靜置與運行狀態下M車與T車仿真結果得出結論，牽引系統傳遞至車內的空氣聲使得車輛在全頻段內聲壓級有所提高，對車內噪聲影響較大。

3）基于有限元法建立車內低頻結構聲仿真模型，研究結果表明在200 Hz附近存在顯著的車內噪聲峰值，且M車聲壓級整體高于T車。并且隨著頻率的增加逐漸降低，表明牽引系統振動傳遞產生的結構聲對車內噪聲在較低頻段內具有較大的貢獻。基于仿真模型與車輛振動噪聲的線路測試，將結構聲與空氣聲的全頻域仿真結果疊加后與實測結果進行對比，兩者較為接近，在200 Hz附近的異常噪聲峰值是由于牽引系統的振動傳遞至車內產生的。

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第一作者：張佳聶（1999—），男，碩士研究生，研究方向為車輛噪聲與振動控制。E-mail： zhangjianie915@163.com。

通信作者：孫文靜（1989—），女，副教授，博士，研究方向為車輛噪聲與振動控制。E-mail： sunwenjing@tongji.edu.cn。