市域列車牽引變壓器聲輻射特性與降噪措施分析

黃佳程, 肖新標, 王 奇, 杜 星, 周順元, 都業林

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室,成都 610031; 2. 西南交通大學 電氣工程學院,成都 610031; 3. 中車大連機車車輛有限公司 城鐵開發部,遼寧 大連 116022)

市域列車運行速度介于高鐵與地鐵之間,其主要運營在大城市中心城區與其衛星城之間,具有快速啟停的特點。較高的運行速度與快速啟停的特點對市域列車牽引系統的運行功率提出了更高的要求,尤其是牽引變壓器。在車體輕量化的大環境下,市域列車車體的剛度較低,凸顯了牽引變壓器的噪聲問題。現場試驗表明,在市域列車靜置或低速行駛時,牽引變壓器是車內噪聲的主要來源之一。因此,研究牽引變壓器的噪聲特性顯得更加迫切。

變壓器工作時內部存在周期性變化的電磁場,鐵心硅鋼片、繞組等結構在電磁力的強迫作用下發生振動,并向周圍輻射噪聲[1]。為研究變壓器的振動問題,國內外學者對其開展了大量試驗測試與理論建模的工作。Kitagawa等[2]通過試驗測量硅鋼片的磁致伸縮特性,獲得了磁通密度與磁致伸縮率的關系。Mapps等[3]進一步通過測試,發現硅鋼片在縱向上振動大于其在橫向上的振動,其具有各向異性。Moses[4]測量了由多層硅鋼片組合而成的鐵心的振動特性,發現鐵心振動能量集中電壓的偶次諧波上。汲勝昌等[5]通過測試得到了變壓器鐵心與繞組的振動幅值與電流電壓的關系,測試僅得到了振動與電學參數在基頻(電壓的2倍頻率)上的經驗公式,并未能建立更高諧波頻率上兩者的對應關系。為了更深入地分析變壓器鐵心振動的影響因素,Michael等[6]提出需要綜合考慮變壓器電磁場-結構力場的耦合影響,并基于有限元法建立了鐵心在電磁場-結構力場耦合作用下的仿真模型。師愉航等[7-8]通過建立模型研究了繞組和箱體的振動問題,發現繞組振動主要集中在100 Hz處,變壓器箱體振動集中在100 Hz諧波頻率處。祝麗花等[9]建立了包含詳細內部結構的變壓器模型,通過仿真指出變壓器鐵心的振動遠大于繞組振動,后續建模時可忽略繞組的影響。Yan等[10]通過仿真分析明確了鐵心振動的來源為磁場的強迫振動,即磁致伸縮效應。

對于變壓器振動的影響因素,同樣有大量學者開展了豐富的研究。李琪菡等[11]分析了鐵芯和繞組壓緊程度、負載功率因數、負載三相不平衡度、絕緣油黏度等參數對變壓器振動的影響,指出絕緣油黏度對鐵心振動傳遞影響較小,建模時可不考慮絕緣油的影響。朱葉葉等[12]通過試驗得到了變壓器空載、負載與功率因素等電磁學參數對變壓器振動的影響。Weiser等[13]對影響鐵心振動的關鍵因素進行了研究,鐵心振動受磁通密度與硅鋼片質量影響較大。Teeraphon[14]建立了三相變壓器的鐵心振動模型,討論了硅鋼片厚度、鐵心壓緊力等結構參數對變壓器振動的影響。變壓器的主要影響因素是鐵心在磁場作用下的振動,即鐵心的磁致伸縮效應,箱體、油液、繞組等結構對變壓器噪聲影響較小。需要考慮鐵心磁致伸縮的非線性與硅鋼片的各向異性的影響。

針對變壓器鐵心振動引起的輻射噪聲問題,Michael等[15]通過仿真和試驗分析,變壓器輻射噪聲能量的主要來源為鐵心的振動,繞組與箱體的振動對其貢獻較小。許慶新等[16]建立了變壓器鐵心聲場仿真模型,利用實測的鐵心表面法向加速度,計算了鐵心的遠場輻射噪聲,但該模型的激勵輸入依靠試驗測量,當外界輸入條件變化時,必須重復進行振動試驗,不利于變壓器的噪聲優化仿真。張雪冰等[17]等建立了變壓器油箱的有限元模型,研究了鐵心振動激勵下的油箱振動能量的傳遞路徑與分布狀況,認為變壓器頂面或底面的振動能體現變壓器的振動水平,建議測試傳感器盡量布置在頂面或底面。在電磁場-結構力場模型的基礎上,王曉偉[18]建立了用于仿真變壓器輻射噪聲的變壓器電磁場-結構力場-聲場耦合模型,并通過試驗數據驗證了模型的準確性。綜上所述,前人在變壓器本體振動噪聲方面做出了大量研究,但對于牽引變壓器如何影響列車車內噪聲尚未有人深入研究。

本文針對市域列車牽引變壓器噪聲特性,建立了用于分析市域列車車內噪聲受牽引變壓器影響的單向耦合模型,模型分為兩部分:首先是電磁場、結構力場與壓力聲場耦合的牽引變壓器輻射噪聲仿真模型;其次建立了市域列車車內噪聲仿真模型,兩部分模型均利用試驗數據進行了驗證。本文的最后從電磁與結構兩方面提出了多種變壓器降噪方案,分析了降噪方案的有效性。

1 牽引變壓器聲輻射噪聲特性分析

牽引變壓器的內部結構圖,如圖1所示。牽引變壓器作為市域列車關鍵電氣設備,其主要是由鐵心、繞組、夾件、鐵軛、箱體等部件組成,并通過吊掛裝置懸吊于車下。牽引變壓器在工作狀態下,其繞組會產生周期變化的磁場,該磁場的頻率與繞組中電流的頻率一致,在磁場的作用下,鐵心因磁致伸縮效應而產生周期性振動,這是牽引變壓器電磁噪聲的主要來源。

圖1 牽引變壓器內部結構圖Fig.1 Internal structure diagram of traction transformer

1.1 牽引變壓器輻射噪聲試驗

某型號牽引變壓器的電磁噪聲測試的現場圖片,如圖2所示。該型牽引變壓器一次側電壓為25 kV,頻率為50 Hz。測試時牽引變壓器空載且冷卻風機關閉,測點分布參考變壓器電磁噪聲測試標準[19],聲傳感器與牽引變壓器箱體外輪廓之間的距離為1 m。

圖2 測試現場圖片Fig.2 Test site pictures

牽引變壓器輻射噪聲的1/3倍頻程頻譜圖與窄帶頻譜圖,如圖3所示。其中,圖3(a)給出了牽引變壓器本體輻射噪聲在20～12.5 kHz內的三分之一倍頻程頻譜數據,這是為了分析牽引變壓器本體輻射噪聲的聲能量在頻域上的分布情況,得到噪聲顯著頻段,便于縮小噪聲窄帶頻譜的分析范圍。圖3(b)給出了牽引變壓器本體輻射噪聲在20～1 600 Hz的窄帶頻譜數據。

圖3 牽引變壓器輻射噪聲頻譜圖Fig.3 Radiation noise spectrum of traction transformer

由圖3(a)可見,牽引變壓器輻射噪聲在100 Hz與200 Hz頻率處存在顯著峰值,噪聲顯著頻段為中心頻率在100～1 000 Hz的三分之一倍頻程頻帶內。由圖3(b)可見,牽引變壓器輻射噪聲在100 Hz的諧波頻率處出現明顯峰值,且峰值主要出現在1 000 Hz以內,其中100 Hz,200 Hz與400 Hz處的聲壓級分別為54.4 dB(A),60.0 dB(A)與52.6 dB(A)。由此可見,牽引變壓器電磁噪聲能量主要集中在1 000 Hz以內的100 Hz的諧波頻率處。

1.2 牽引變壓器輻射噪聲仿真建模

牽引變壓器輻射噪聲模型分為電磁場、結構力場和壓力聲場三部分。

1.2.1電磁場建模

在對牽引變壓器內部電磁場進行建模時,添加了外部電路,運用場路耦合法,將電磁場方程與外電路方程直接耦合聯立,用于求解繞組產生的磁場。圖4給出了模型仿真電路圖,圖4中左側電路圖為牽引變壓器高壓繞組電路圖,右側電路圖為牽引繞組電路圖,Coil1代表一次側繞組,Coil2代表二次側繞組,Uac代表交流電源,由交流電源向高壓繞組施加的額定電壓。

圖4 仿真電路圖Fig.4 Simulation circuit diagram

假設變壓器一次側電壓為Umsin(ωt),由電磁感應原理可得,一次側繞組所產生的磁感應強度B為

(1)

式中:Φ為鐵心磁通量;A為鐵心橫截面積;N1為變壓器一次側繞組線圈匝數。

令B0=Um/(AN1ω),且B0不大于鐵心的飽和磁感應強度Bs,那么鐵心中的磁場強度H為

(2)

式中:μ為鐵心的相對磁導率;Hc為矯頑力。

1.2.2 結構力場建模

經過電磁場計算,可以得到鐵心內部的磁場強度,將其作為激勵,在結構力場中計算變壓器的振動。

因為繞組產生的磁場集中在鐵心內部,所以夾件因磁致伸縮效應所引起的振動遠小于鐵心的振動,因此忽略了夾件的磁致伸縮效應,僅考慮夾件因鐵心振動所引起的強迫振動。對于多層線圈繞制而成的繞組,雖然通過電流的導線之間會產生洛倫茲力,進而導致繞組振動,但由于繞組振動遠小于鐵心振動,所以忽略了繞組的振動。

磁致伸縮效應引起的鐵心形變的計算公式為

(3)

式中:ΔL為硅鋼片伸長量;L為硅鋼片原始尺寸;εs為硅鋼片的磁致伸縮系數。

由式(1)～式(3)可以得到硅鋼片的最大伸長量ΔL為

(4)

由式(4)可知,磁致伸縮效應引起的鐵心振動加速度為

(5)

由式(5)可知,鐵心振動頻率為電源頻率的2倍,所以由磁致伸縮所引起的鐵心噪聲是以兩倍的電源頻率為基頻。

為有效仿真牽引變壓器的振動,需要建立牽引變壓器幾何模型。牽引變壓器的幾何模型,如圖5所示。

圖5 牽引變壓器幾何模型Fig.5 Traction transformer geometric model

由圖5可知,該模型主要由鐵心、繞組、鐵軛、夾件組成,并在建模過程中對模型進行相關簡化。忽略了鐵心的層疊結構,將其視作一個整體,考慮到繞組的實際結構為多圈導線繞制并使用絕緣材料壓緊而成,所以將繞組簡化為多個空心圓筒進行建模,對于夾件,忽略了螺栓、螺孔等局部結構的影響,通過設置邊界條件的方式對各部件之間的接觸關系如預緊力等進行模擬。

結構力場是為了計算鐵心以及夾件的振動加速度。針對現有的幾何模型,不考慮模型與箱體的約束,將模型的邊界設置為了自由狀態,并且考慮了各部件材料的各向異性。

1.2.3 壓力聲場建模

對于計算牽引變壓器的輻射噪聲,利用聲-結構耦合的方式,將結構力場中的振動加速度作為激勵,計算空氣域中的壓力變化。式(6)給出了聲-結構耦合的控制方程。

(6)

式中:n為結構表面的法向;ρ為空氣密度;Pt為總聲壓;qd為偶極子聲源;ac為結構的振動加速度;FA為施加于結構上的載荷。

由于聲壓的變化對于牽引變壓器結構振動的影響較小,將空氣與變壓器的接觸面設置成單向耦合。在理想情況下,空氣域應無限延伸,以此來避免空氣域的邊界發生聲波的反射,影響計算的結果,為此利用式(7)調整了空氣域的邊界條件,使得出射波能夠以最小的反射離開建模區域。

(7)

式中:κ(r)為波形函數;pi為入射壓力場。

為有效計算聲波在空氣域中的傳播,空氣域的網格尺寸需要提供足夠的波分辨率,所以利用式(8)限制了空氣域網格的最大尺寸Lmax

(8)

式中,λmin為介質中聲音的最小波長。

因為牽引變壓器聲輻射是由鐵心與夾件的振動引起的,對于模型中空氣與牽引變壓器的接觸邊界,網格劃分進行了加密處理。

1.3 模型驗證

通過1.2節,建立了牽引變壓器電磁場-結構力場-壓力聲場耦合模型,為了驗證該模型的準確性,以1.1節中被測牽引變壓器為研究對象,對比實測值與仿真值,模型的關鍵參數如表1所示,且模型整體被空氣包裹。

表1 模型關鍵參數Tab.1 Key parameters of the model

模型仿真選擇時域的計算方法,對于仿真步長,由圖3可知,牽引變壓器本體輻射噪聲的顯著頻段為中心頻率在100～1 000 Hz的三分之一倍頻程頻帶內,噪聲峰值主要出現在1 000 Hz以內100 Hz的倍頻處,因此選擇對比20～1 000 Hz內的仿真值與實測值進行模型驗證。這需要對仿真模型計算的時域結果進行快速傅里葉變換(fast Fourier transform,FFT),得到其頻域數據。對于采樣頻率為fs的信號,其在進行FFT變換后,分析頻率范圍為0～fs/2 Hz。基于此,仿真模型計算步長選為1×10-4s,這時采樣頻率fs為1×104Hz,那么分析頻率范圍為0～5 000 Hz,涵蓋了進行模型驗證所需的分析頻率(20～1 000 Hz)。

模型仿真計算時長t選為0.2 s,這是因為計算時長t=0.2 s時,對仿真結果進行FFT變換后,其頻率間隔f=1/t=5 Hz,由圖3可知,牽引變壓器輻射噪聲峰值主要出現在100 Hz的倍頻處,為5 Hz的倍數,并且為了減少模型計算所消耗的時間,綜合考慮下選擇計算時長t為0.2 s。

圖6給出了仿真模型距離鐵心頂端1 m處的聲壓經頻譜分析后的結果,并與牽引變壓器的實測值進行了對比,圖6中實線為實測值,虛線為仿真值。

圖6 仿真值與實測值頻譜對比Fig.6 Spectrum comparison between simulated and measured values

由圖6可知,牽引變壓器輻射噪聲的最大峰值出現在100 Hz處,為57.8 dB(A),在200 Hz與300 Hz處的峰值分別有56.3 dB(A)與49.9 dB(A),具有明顯的諧波特征。

表2給出了仿真值與實測值的總值以及二者在100 Hz,200 Hz,300 Hz與350 Hz處的數據對比,噪聲總值的計算頻率范圍為20～1 000 Hz。

表2 仿真值與實測值對比表Tab.2 Simulation value and measured value comparison table

由表2可知,實測數據的總值為65.4 dB(A),仿真數據的總值為68.3 dB(A),二者差距2.9 dB(A)。仿真值與實測值在300 Hz處差值最小,為1.3 dB(A),在200 Hz處差值最大,為3.8 dB(A)。由圖6可見,在700～1 000 Hz的頻率范圍內,仿真與實測相差較大,可能的原因是該模型的輸入電壓為正弦波,而牽引變壓器在實際工作時,輸入電壓并非標準正弦波,其中往往包含著部分高次諧波,這些高次諧波的存在會增大變壓器的高頻噪聲。總體而言,該模型100 Hz及其高次諧波處能有效仿真牽引變壓器的電磁噪聲。

2 市域列車車內噪聲預測模型

為了明確牽引變壓器作為激勵源對市域列車車內噪聲的影響,基于統計能量分析法建立了車內噪聲仿真模型。

2.1 統計能量分析法基本原理

統計能量分析法(statistical energy analysis,SEA)是一種解決復雜系統的動力響應及聲振耦合的有效方法。它的核心是能量在系統之間的流動,這其中包括外界激勵將能量傳遞至系統內部、能量在子系統之間傳遞的損耗和子系統自身的能量損耗。其功率流平衡方程可表示為

(9)

式中:Ei為第i個子系統貢獻的能量;Pi,Pj為激勵源對子系統的輸入功率;Pid,Pjd為子系統的耗散功率;ηid為子系統結構內損耗因子;Pij,Pji為子系統間的能量流動;ηij為子系統i和j間的耦合損耗因子,其滿足互易性原理。

2.2 車廂SEA建模

根據SEA理論對某型市域列車的M2車建立了車內噪聲仿真模型,模型考慮了市域列車的車體結構特征,劃分了車廂子系統。子系統的劃分過程基本遵循以下原則:

(1)對于共振模態參數類似的結構或聲腔,劃分為一類子系統,例如側墻、地板與頂板子系統,以及車內聲腔與車外聲腔子系統;

(2)綜合考慮列車結構的實際尺寸與計算的精度要求,盡可能使得各個子系統具備高模態數。

市域列車車內噪聲預測模型如圖7所示。

圖7 車內噪聲SEA模型示意圖Fig.7 SEA model diagram of vehicle interior noise

市域列車車內噪聲仿真模型的主要由聲腔子系統、車體子系統與輸入激勵等組成。其中聲腔子系統由車內聲腔與車外聲腔組成。由圖7可知,車內聲腔沿車身縱向方向劃分為25組,沿車身高度方向劃分為3組,沿車身橫線方向劃分為2組,車外聲腔沿車輛縱向方向劃分為12組,沿車身橫向方向劃分為3組。為了模擬列車兩側與頂部無反射的聲學邊界條件,在車外兩側與頂部聲腔使用了半無限流體子系統進行聲學連接。

車體子系統主要由平板與單曲面板組成,包括車窗、頂板、側墻、地板與端墻等。在實際建模中,將車體的中空鋁型材結構簡化為鋁合金板,忽略了車內尺寸較小的內飾結構。為考慮座椅的吸聲對列車車內噪聲的影響,按照車內座椅的實際尺寸與安裝位置建立了簡化的座椅子系統。由圖7(b)可知,整個車廂的底部結構沿車身縱向方向劃分了22組,沿車身橫向方向劃分了2組,側面結構沿車身縱向方向劃分了25組,沿車身高度劃分了2組,頂部結構沿車身縱向方向劃分了19組,沿車身橫向方向劃分了2～3組。

輸入激勵分為牽引變壓器輻射噪聲激勵與振動激勵。由圖7(b)可知,噪聲激勵加載于車下空腔,振動激勵加載于車體地板,且聲/振激勵的加載位置與該型市域列車牽引變壓器的實際安裝位置一致。通過建立各子系統之間的連接,噪聲激勵不僅會通過車體地板隔聲傳遞至車內空腔,也會經由車體外部空腔,通過側墻隔聲影響車內噪聲,對于振動激勵,經由地板子系統與車內聲腔子系統之間的連接,其也會對車內噪聲產生影響。

2.3 SEA模型驗證

將車內噪聲模型的預測結果與市域列車靜置狀態且牽引變壓器開啟狀態下的實測數據進行對比,結果如圖8所示。

圖8 仿真值與實測值對比Fig.8 Comparison between simulated and measured values

由圖8可知,對于車內噪聲總值,仿真與實測的差值為1.4 dB(A);實測與仿真數據的噪聲顯著頻段分別為250～400 Hz與200～400 Hz,兩組數據的噪聲顯著頻段基本一致,但在200 Hz處仿真值與實測值差距較大,在峰值頻率315 Hz處,市域列車車內噪聲實測值與仿真值僅相差0.9 dB(A),可見該仿真模型在峰值處可以有效預測車內噪聲;在50～1 000 Hz內,實測值與仿真值走勢較為一致,聲壓級幅值擬合較好。綜上所述,該模型能較好地預測車內噪聲。

對于200 Hz處仿真值與實測值差距較大的問題,牽引變壓器對市域列車車內噪聲影響示意圖,如圖9所示。如圖9所示,牽引變壓器通常懸掛安裝在市域列車的車體底架上,其本體的輻射噪聲會經由車體縫隙的泄漏聲或車體板件的隔聲傳遞至車內,本體振動會通過懸吊元件傳遞至車內。由此可見,牽引變壓器的振動噪聲會通過多種方式影響市域列車的車內噪聲,由于不同的傳遞方式會影響到振動噪聲的頻域特征,例如板件隔聲對不同頻率噪聲的隔聲效率并不相同,因此,牽引變壓器本體輻射噪聲與列車車內噪聲的頻譜特征會有所差別,這解釋了為何圖3表明牽引變壓器本體噪聲的峰值為200 Hz,而圖8表明列車車內噪聲峰值為315 Hz。

圖9 牽引變壓器對列車車內噪聲影響示意圖Fig.9 The influence diagram of traction transformer on train interior noise

3 牽引變壓器降噪方案

3.1 降噪方案

為了降低牽引變壓器的電磁噪聲,在其箱體上貼附吸聲隔聲材料或增加減振裝置是常見的降噪措施,但該措施更適用于寬頻噪聲,變壓器噪聲單頻峰值占主要貢獻,附加降噪材料的降噪效果有所降低,而且附加材料會增加變壓器的質量,不利于市域列車的輕量化設計。因此,需要采用其他方式實現牽引變壓器降噪。

對于空載運行的牽引變壓器,其輻射噪聲能量的主要來源為鐵心,因此牽引變壓器降噪的關鍵在于降低鐵心振動,具體考慮結構與電磁兩方面。結構方面是通過抑制鐵心及其各部件的振動實現牽引變壓器降噪,電磁方面主要是考慮降低鐵心內部的磁通密度。為提升結構剛度,常用措施為更換材料,如部分硅鋼片的剛度值可達300 GPa,此外還可以通過結構表面噴涂聚酯膠與優化結構等方式增加剛度,為降低磁通密度,通過優化線圈結構與分布為常用措施[20-21]。在本文模型的基礎上,給出了4種降噪方案,如表3所示。

表3 牽引變壓器降噪方案Tab.3 Traction transformer noise reduction scheme

為合理制定各方案優化后的參數值,需要進行牽引變壓器輻射噪聲影響參數調查,以夾件垂向剛度優化過程為例,將該參數分別提高20%,40%,60%,80%,100%與120%,計算不同參數下的輻射噪聲總值。不同夾件垂向剛度時的計算結果,如圖10所示。

圖10 優化夾件垂向剛度計算結果Fig.10 Optimization of vertical clamp stiffness calculation results

由圖10可知,牽引變壓器輻射噪聲總值隨著剛度的增加呈現先減小后增大的趨勢,出現這一趨勢可能的原因是夾件垂向剛度的增加改變了牽引變壓器整體結構的固有頻率,增大了結構共振引起的振動響應。因此,將剛度增大80%作為垂向夾件剛度的優化方案。

3.2 降噪方案分析

為了分析各個牽引變壓器降噪措施對市域列車車內噪聲的影響,提取了不同降噪方案下牽引變壓器仿真模型中的聲振激勵,將其加載至車內噪聲仿真模型,計算車內噪聲,并將該結果與仿真激勵下的車內噪聲進行對比。采取降噪措施前后市域列車車內噪聲的仿真結果,如圖11所示。圖11中虛線為采取降噪措施前的仿真值,實線為采取降噪措施后的仿真值,圖11中噪聲總值的計算頻率為50～5 000 Hz。

圖11 牽引變壓器降噪方案對比Fig.11 Comparison of Noise Reduction Schemes for Traction Transformer

由圖11可知,對于增加夾件垂向剛度的方案一,對比原方案,車內噪聲總值降低了2.4 dB(A),原方案與方案一的噪聲顯著頻段均為250～400 Hz,在315～600 Hz以及1 600～3 150 Hz范圍內,方案一的噪聲相比于原方案有所降低。對于增加夾件橫向剛度的方案二,對比原方案,車內噪聲總值降低了2.6 dB(A),噪聲顯著頻段變為250～630 Hz,夾件橫向剛度的增加有效抑制了315 Hz處的噪聲峰值,但是增大了400～630 Hz范圍內的噪聲。對于增加鐵心剛度的方案三,對比原方案,車內噪聲總值降低了8.2 dB(A),噪聲顯著頻段變為200～500 Hz,鐵心剛度的增加有效抑制了100 Hz與315 Hz處的噪聲峰值,并且對630～5 000 Hz范圍內的噪聲也有明顯的抑制效果,這是由于鐵心剛度的增加從源頭上抑制了鐵心的振動。對于降低鐵心內磁通密度的方案四,對比原方案,車內噪聲總值降低了4.4 dB(A),噪聲顯著頻段不變,依舊為250～400 Hz,鐵心剛度的增加有效抑制了315 Hz處的噪聲峰值,并且對50～5 000 Hz范圍內的噪聲均有一定的抑制效果,但是在高頻段這種抑制效果更明顯,這是因為磁通密度的降低緩解了鐵心的磁場飽和,減小了磁場飽和引起的磁通密度中的諧波分量,因此磁通密度的降低對高頻段噪聲的抑制效果更明顯。

以上四種方案均可在一定程度上降低車內噪聲總值,綜合比較而言,從根源上降低鐵心振動噪聲的方案三與方案四,不僅可以有效降低車內噪聲總值,而且對高頻范圍內噪聲也有較強的抑制效果。在實際工程應用中,以上四種方案均可作為牽引變壓器降噪措施,具體還需結合牽引變壓器電磁噪聲的頻譜特征進行綜合選擇。

4 結 論

本文針對市域列車牽引變壓器的聲輻射特性進行了測試,建立了用于分析市域列車車內噪聲受牽引變壓器影響的單向耦合模型。結果表明:

(1)牽引變壓器的輻射噪聲在100 Hz及其倍頻處存在顯著峰值,具有明顯諧波特征,且主要集中在1 000 Hz以內。牽引變壓器聲輻射仿真模型的仿真結果在中低頻尤其是峰值處與實測值吻合較好,高頻處的誤差可能原因是輸入電壓為理想正弦波,與含有豐富高次諧波的實際電壓不一致。

(2)建立了牽引變壓器輻射噪聲仿真模型與市域列車車內噪聲仿真模型,分別將牽引變壓器聲振激勵的實測值與仿真值加載至車內噪聲仿真模型,對比了仿真結果與車內噪聲的實測值,結果表明,將牽引變壓器仿真模型的結果作為激勵,可以較好地反映牽引變壓器振動噪聲對列車車內噪聲的影響。

(3)根據牽引變壓器電磁噪聲產生機理與頻譜分布特征,從結構與電磁兩方面提出降噪措施,各措施對降低車內噪聲均有一定的效果,其中增加鐵心剛度與降低鐵心磁通密度的措施效果最突出,在實際工程應用中可結合具體情況進行綜合考慮。