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    基于FE-SEA混合法的低地板列車車內(nèi)噪聲預(yù)測

    2019-12-03 08:59:30齊志鵬陳江蓋磊姚永虎
    鐵路技術(shù)創(chuàng)新 2019年5期
    關(guān)鍵詞:模態(tài)

    齊志鵬,陳江,蓋磊,姚永虎

    (中車株洲電力機車有限公司,湖南 株洲 412001)

    0 引言

    低地板列車作為一種新型綠色交通工具,具有造價低、載客量大、轉(zhuǎn)彎半徑小等特點。其地板距軌面僅350~380 mm,極大方便了旅客上下車。但是,由于低地板的結(jié)構(gòu)設(shè)計使輪軌噪聲源距離客室更近,因此對其噪聲控制提出了更高要求。目前,許多學者對城市軌道交通噪聲進行了大量研究:Vogiatzis等[1-2]研究了低地板列車車內(nèi)噪聲與車輛以及軌道參數(shù)之間的關(guān)系;Kim等[3-5]對地鐵列車車內(nèi)噪聲進行測試及預(yù)測,分析了其聲輻射特性;許孝堂等[6-7]從地鐵車輛結(jié)構(gòu)、輪軌粗糙度等方面分析其對車內(nèi)噪聲的影響,并探討了空調(diào)、地板、車門等部件對車內(nèi)噪聲的貢獻量;吳健等[8]分析了高速列車鋁型材的振動聲輻射特性,探討了不同位置阻尼對于減振降噪的影響;周曉明[9]以具體車輛為分析對象,研究了不同工況下車輛內(nèi)部的噪聲特性,并給出整改措施。

    以深圳龍華儲能式低地板有軌電車(簡稱龍華低地板列車)為工程研究對象,根據(jù)實測數(shù)據(jù),結(jié)合仿真分析,探究車內(nèi)噪聲分布規(guī)律,為后續(xù)項目的噪聲優(yōu)化提供參考。

    1 噪聲測試

    龍華低地板列車采用3動1拖的編組形式,設(shè)計時速為70 km。根據(jù)GB 14892—2006《城市軌道交通列車噪聲限值和測量方法》及ISO 3381—2005 Railway Applications -Acoustics-Measurement of Noise Emitted by Railbound Vehicles,在拖車車內(nèi)前端、中部、后端分別放置傳聲器,放置位置距離內(nèi)裝地板面1.2 m和1.6 m,分別模擬乘客坐姿與站姿的平均高度。上下各布置3個傳聲器,傳聲器垂直向下布置[10-11]。車內(nèi)具體測點布置見圖1。

    在測量過程中,車輛應(yīng)處于AW0狀態(tài),除測量人員及司機外,不得有其他人員。測量時,車輛的車門和車窗應(yīng)保持關(guān)閉狀態(tài)。在行駛過程中,通常使用的列車輔助單元,如通風、加熱、空調(diào)裝置等,處于標稱輸出值工作狀態(tài)[12]。

    2 FE-SEA混合法基本原理

    FE-SEA混合法是一種將低頻噪聲計算方法FE與高頻噪聲計算方法SEA結(jié)合的分析方法。在FE-SEA混合法中,系統(tǒng)被劃分成FE子系統(tǒng)和SEA子系統(tǒng),系統(tǒng)結(jié)構(gòu)剛度矩陣由2種子系統(tǒng)剛度耦合而成,用Ddir表示,在兩者的耦合邊界上,彈性波產(chǎn)生混響力。SEA子系統(tǒng)施加外界載荷于此耦合矩陣,并向SEA子系統(tǒng)混響場傳遞能量。當受到激勵時,其響應(yīng)公式如下:

    式中:Sqq為FE子系統(tǒng)位移響應(yīng);為施加于FE子系統(tǒng)上的外部激勵,在聲學中表現(xiàn)為聲壓載荷;為第m個SEA子系統(tǒng)的混響場在耦合接點處的統(tǒng)計平均作用力。

    由互惠定理可得:

    式中:Em和nm分別為第m個子系統(tǒng)所具有的能量和模態(tài)密度;ω為圓頻率;Im{ }dirmD 為第m個子系統(tǒng)對整體剛度矩陣的阻抗作用。

    圖1 車內(nèi)具體測點布置

    由能量守恒可知,各子系統(tǒng)輸入功率與輸出功率相等,功率平衡方程表示為:

    式中:Pin,j為外界輸入功率; Pin(,jd)ir為FE子系統(tǒng)通過直達場對子系統(tǒng) j的輸入功率; Po(ujt)和 Pd(i sjs)分別為輸出功率及子系統(tǒng) j自身損耗功率。

    式(3)整體功率平衡方程的矩陣表達形式為:

    式中:ηN為第N個SEA子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子;ηjk為SEA子系統(tǒng)j、k之間的耦合因子。

    式(4)中包含了描述FE-SEA模型的四大性能參數(shù):模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子及外界輸入功率。當以上參數(shù)得到確定后,即可求解得到系統(tǒng)的整體平均響應(yīng)能量。

    為驗證軟件的準確性,在軟件中建立薄板聲學預(yù)測模型,實驗室則采用聲強法測量薄板隔聲,將計算結(jié)果與實驗值對照,確定其準確性。1 000 mm×1 000 mm×1 mm實驗?zāi)P团c聲學預(yù)測模型見圖2。實驗值與預(yù)測值對比見圖3。

    圖2 實驗?zāi)P团c聲學預(yù)測模型

    圖3 實驗值與預(yù)測值對比

    從圖3可以看出,實驗值與預(yù)測值之間的誤差較小,除125 Hz處誤差為3 dB,其他誤差均在1 dB以內(nèi)。125 Hz處由于共振頻率的影響,導(dǎo)致該處誤差較大,其他各處誤差均處于合理范圍,因此,該方法可用于后續(xù)仿真預(yù)測。

    3 FE-SEA混合聲學模型建立

    在VA one中根據(jù)低地板列車拖車(T車)的實際尺寸,建立其SEA初步模型。其中,車體頂板采用雙曲率殼單元建模,側(cè)墻、端墻、地板、車門、車窗等部件采用平板單元建模,底架構(gòu)件與側(cè)墻梁體等結(jié)構(gòu)采用梁單元建模。沿車體縱向劃分3個聲腔,分別為兩端貫通道區(qū)域聲腔和車內(nèi)乘客區(qū)域聲腔,車內(nèi)乘客區(qū)域聲腔又進一步劃分為站姿聲腔、坐姿聲腔和腿部聲腔3層。部分結(jié)構(gòu)材料屬性見表1。

    在VA one中計算各子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù),根據(jù)統(tǒng)計能量分析法中規(guī)定,當子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)大于5時,劃分為SEA子系統(tǒng);當模態(tài)數(shù)小于5時,劃分為FE子系統(tǒng)。各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)與頻率關(guān)系見圖4。

    表1 部分結(jié)構(gòu)材料屬性

    圖4 各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)與頻率關(guān)系

    從圖4可以看出,各子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)隨頻率增大而增大。當頻率大于50 Hz時,車體頂板、地板、車門模態(tài)數(shù)大于5,劃分為SEA子系統(tǒng);車窗、車窗梁體隨頻率增加模態(tài)數(shù)增加緩慢且模態(tài)數(shù)小于5,劃分為FE子系統(tǒng)。

    由于低地板列車最高時速為70 km,可忽略氣動噪聲。在車體頂板、地板、車窗、轉(zhuǎn)向架區(qū)域等部件施加振動激勵載荷,采用Constraint模擬;車輛空調(diào)等輔助設(shè)備則采用Power模擬各設(shè)備聲功率輸入。最后,將部件與部件、部件與聲腔、聲腔與聲腔進行耦合,得到低地板列車FE-SEA混合聲學預(yù)測模型(見圖5)。

    4 計算分析

    4.1 噪聲頻譜分析

    模擬低地板列車時速為70 km時,車內(nèi)距離地板面1.6 m處前部、中部及后部的1/3倍頻程噪聲分布見圖6。

    從圖6可以看出,根據(jù)聲波疊加原理,聲壓級最大值以下的10 dB以內(nèi)為噪聲顯著頻段,因此客室噪聲顯著頻段為315~2 000 Hz,需加強該頻段內(nèi)的噪聲控制;在315~2 000 Hz頻段內(nèi),客室前端與后端噪聲聲壓級大于客室中部聲壓級,在1 000 Hz處,相差最大值為3.7 dB。這是由于客室前端與后端處于空調(diào)與貫通道區(qū)域,在該區(qū)域內(nèi)車體隔聲處于薄弱環(huán)節(jié),因此出現(xiàn)車體兩端噪聲大于中部的情況。

    圖5 FE-SEA混合聲學預(yù)測模型

    圖6 距地板面1.6 m測點噪聲分布

    車內(nèi)各測點距離地板面1.2 m處噪聲分布見圖7??梢钥闯?,距離地板面1.2 m處各點噪聲分布與1.6 m處噪聲分布類似。相比于圖6中的噪聲分布,距離地板面1.2 m處的客室中部測點噪聲與客室兩端噪聲分布相差不大,個別頻率噪聲值甚至超過客室兩端,主要由于客室中部距離地板面1.2 m的測點更接近轉(zhuǎn)向架區(qū)域,轉(zhuǎn)向架區(qū)域振動噪聲強烈。低地板車身長度為8.5 m,轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲繼續(xù)影響客室兩端,同時,客室兩端受車門和貫通道等密封性能影響,存在一定隔聲缺陷,使得客室兩端噪聲略大于客室中部,需要提高此處的密封性能。

    4.2 噪聲貢獻率分析

    一般而言,車體中部區(qū)域為乘客集中區(qū),正常情況下,乘客聽覺噪聲位于中間坐姿聲腔。因此,重點關(guān)注各部件對坐姿聲腔噪聲的貢獻度。坐姿聲腔功率貢獻率見圖8。

    從圖8可以看出,地板的坐姿聲腔功率貢獻率占主要地位,貢獻率最大出現(xiàn)在630 Hz,達58.6%,即大部分的噪聲從地板流入坐姿聲腔;其次為車窗,頻率在500~1 000 Hz時坐姿聲腔功率貢獻率較大;而頂板對坐姿聲腔功率貢獻率最小。

    圖7 距地板面1.2 m測點噪聲分布

    從地板流入的噪聲主要來自于輪軌噪聲和轉(zhuǎn)向架電機結(jié)構(gòu)噪聲,對于低地板列車而言,轉(zhuǎn)向架離坐姿聲腔更近,噪聲更易到達坐姿聲腔。低地板列車兼?zhèn)涑鞘杏^光功能,車窗存在增大、增多的趨勢,而車窗作為隔聲薄弱部件,可導(dǎo)致車內(nèi)噪聲水平提高,應(yīng)控制車窗與車體連接處的密封性能。

    5 結(jié)論

    采用FE-SEA混合法建立龍華低地板列車單節(jié)車噪聲預(yù)測模型,對車內(nèi)噪聲進行仿真計算,并研究車內(nèi)距地板1.2 m和1.6 m處噪聲特性分布以及車內(nèi)噪聲輸入功率貢獻率,得到以下結(jié)論:

    (1)低地板列車車內(nèi)噪聲顯著頻段為315~2 000 Hz,在整個頻段聲壓級表現(xiàn)為客室兩端小、中部大的趨勢,降噪時應(yīng)重點關(guān)注該頻段內(nèi)噪聲。

    (2)車內(nèi)距地板1.2 m與1.6 m處,噪聲分布類似,整體表現(xiàn)為客室兩端噪聲略大于中部,客室兩端為貫通道與車門密封區(qū),此處密封性能直接影響車內(nèi)噪聲強度。

    圖8 坐姿聲腔功率輸入貢獻率

    (3)通過各子系統(tǒng)噪聲輸入功率貢獻率分析,得到對坐姿聲腔噪聲影響較大的子系統(tǒng)分別為地板和車窗。對于地板子系統(tǒng),可采取噴涂阻尼漿、隔音墊等方式減小噪聲;而對于車窗子系統(tǒng),應(yīng)加強與車體連接處的密封性能。

    列車車內(nèi)噪聲是一個系統(tǒng)問題,應(yīng)分析各子系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲的影響及分布特性,實現(xiàn)聯(lián)合降噪。

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