地鐵車輛牽引變流器的噪聲測試及仿真分析

丁 杰, 尹 亮, 劉奇元

(湖南文理學(xué)院 機械工程學(xué)院，湖南 常德 415000)

城市軌道交通的快速發(fā)展，極大方便了人們的出行，與此同時，噪聲作為地鐵車輛品質(zhì)的一個重要影響因素，也越來越受到關(guān)注[1]。David[2]系統(tǒng)研究了鐵路振動噪聲的產(chǎn)生機理、仿真建模及優(yōu)化控制。袁金秀等[3]針對車輛行駛時的動荷載誘發(fā)的振動傳播規(guī)律進行仿真分析，并提出減振降噪的控制方案。高國川等[4]建立車輛齒輪箱的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，分析了箱體內(nèi)部激勵下的振動噪聲特性。耿烽等[5]利用聲學(xué)分析軟件SYSNOISE構(gòu)建地鐵A型車鋁合金車輛的聲場計算模型，預(yù)測了車內(nèi)噪聲并進行了噪聲響度分析。薛紅艷[6]開展了地鐵車廂內(nèi)部的噪聲測試，分析了車輛地板的隔聲性能。郭建強等[7]針對地鐵司機室噪聲與鋼軌波磨關(guān)系開展了試驗和仿真研究。為了實現(xiàn)地鐵車輛整車的噪聲控制，主機廠通常將整車的噪聲指標(biāo)分解到各設(shè)備，因此對車輛設(shè)備的噪聲性能提出了嚴(yán)格要求[8]。展偉[9]分析了地鐵車輛不同運行速度下的空調(diào)系統(tǒng)噪聲分布規(guī)律。丁杰等[10]針對地鐵車輛輔助變流器開展了振動噪聲測試，獲得輔助變流器在不同工況下的噪聲特性并提出降噪方案，采用統(tǒng)計能量分析[11]和聲類比[12]等方法分別從整柜噪聲與氣動噪聲角度進行仿真分析，對各種降噪的優(yōu)化方案進行評價[13]。

針對某地鐵車輛牽引變流器開展噪聲測試，獲得牽引變流器在不同工況下的噪聲頻譜特性，分析聲功率指標(biāo)超標(biāo)的原因，基于統(tǒng)計能量分析方法仿真預(yù)測牽引變流器的噪聲，并對加附吸聲材料降低進出風(fēng)口噪聲的優(yōu)化方案進行評估。

1 牽引變流器的噪聲測試

1.1 測點布置與測試工況

圖1為某地鐵車輛牽引變流器的三維結(jié)構(gòu)圖。牽引變流器主要由柜體及內(nèi)部的電氣設(shè)備(如變流器模塊、電抗器、冷卻風(fēng)機和傳感器等)組成，通過螺栓將吊耳與車體底梁緊固相連。柜體頂面有2個進風(fēng)口，柜體底面有1個出風(fēng)口。為便于噪聲測試中測點的位置描述，將柜體的6個面分別稱為底面、左側(cè)面、正前面、右側(cè)面、后面和頂面。

圖1 牽引變流器的三維結(jié)構(gòu)

噪聲測試是牽引變流器的型式試驗項目之一，由于牽引變流器吊裝在車體底部之后，無法單獨啟動牽引變流器對其進行噪聲測試，因此，通常依據(jù)GB/T 3768—2017《聲學(xué) 聲壓法測定噪聲源聲功率級和聲能量級 采用反射面上方包絡(luò)測量面的簡易法》(等同采用ISO 3746: 2010)在實驗室條件下進行牽引變流器的噪聲測試，并利用測得的聲壓計算出噪聲聲功率。為盡可能減小環(huán)境噪聲的影響，選擇凌晨在制造車間開展?fàn)恳兞髌鞯脑肼暅y試，且連接的輸入和輸出設(shè)備(如電源、牽引電機等)距離牽引變流器較遠，如圖2所示。使用B&K數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)，測試頻率取25.6 kHz。GB/T 3768—2017給出了半球測量面和平行六面體測量面2種傳聲器布置方式，考慮到牽引變流器的外形結(jié)構(gòu)接近于平行六面體，故選擇平行六面體測量面的布置方式。將牽引變流器吊裝在試驗臺架上，噪聲測點的布置是在柜體的6個表面中軸線上距離表面1 m的位置，柜體底面、左側(cè)面、正前面、右側(cè)面、后面和頂面的測點依次編號為1#～6#。根據(jù)牽引變流器的輸入電流，可分為半載(370 A)、額定(520 A)和滿載(600 A)3種工況。

圖2 噪聲測試現(xiàn)場

1.2 噪聲測試分析

圖3為測點1#和6#在不同工況下的噪聲頻譜。由圖3可以看出，各測點在不同工況下的噪聲頻譜特征基本一致，主要頻率組成也相同，為281、562、843、1 171 Hz。風(fēng)機葉片數(shù)6片，轉(zhuǎn)速2 800 r/min，計算可得風(fēng)機旋轉(zhuǎn)基頻為46.7 Hz，風(fēng)機通過頻率為280 Hz，噪聲頻譜曲線中的281 Hz與風(fēng)機通過頻率非常接近，562 Hz和843 Hz分別為281 Hz的2倍和3倍頻。

圖3 測點1#和6#在不同工況下的噪聲頻譜

圖4為測點1#～6#的1/3倍頻程頻譜?？梢钥闯?，測點1#各頻率段的1/3倍頻程值相對較大，且總聲壓級最大，說明出風(fēng)口噪聲是牽引變流器噪聲的主要來源；測點6#的1/3倍頻程頻譜值低于1#，說明進風(fēng)口的噪聲也需要關(guān)注；測點2#～5#的1/3倍頻程頻譜基本相同。

圖4 額定工況下6個測點的1/3倍頻程頻譜曲線

圖5為不同工況時各測點的聲壓級。由圖5可以看出：①半載、額定和滿載3種測試工況時，各測點聲壓級大小基本穩(wěn)定；②測點1#對應(yīng)的牽引變流器出風(fēng)口聲壓級最大，為89.7 dB(A)，其次為測點6#對應(yīng)的進風(fēng)口，為87.0 dB(A)，測點2#～5#對應(yīng)的牽引變流器四周噪聲相對較小，為81.7～83.6 dB(A)；③測點1#的噪聲峰值出現(xiàn)在中心頻率為1 250 Hz的倍頻程處，最大值為84.6 dB(A)，測點6#的噪聲峰值出現(xiàn)在中心頻率為630 Hz的倍頻程處，最大值為78.8 dB(A)；④出、進風(fēng)口噪聲的聲壓級差值約為2.7 dB(A)，該差值的主要來源為中心頻率1 250 Hz處的進、出風(fēng)口噪聲值,分別為74.9 dB(A)和84.6 dB(A)，差值約為10 dB(A)；⑤結(jié)合前面的噪聲頻譜和1/3倍頻程譜可知，風(fēng)機通過頻率及其產(chǎn)生的氣動噪聲[14]是構(gòu)成牽引變流器噪聲的主要來源。

圖5 不同工況時各測點的聲壓級

根據(jù)聲壓法聲功率計算標(biāo)準(zhǔn)，分別提取左側(cè)面、正前面、右側(cè)面、后面和頂面等5個測點的聲壓，計算得到牽引變流器的聲功率。圖6為額定工況下的聲功率級1/3倍頻程頻譜，可以看出噪聲最大值在630 Hz處。

圖6 額定工況下聲功率級1/3倍頻程頻譜圖

表1為牽引變流器在不同工況下聲功率級的數(shù)據(jù)。采用聲壓法計算得到牽引變流器聲功率約為99.7 dB(A)，由于牽引變流器內(nèi)部未采用吸聲材料，導(dǎo)致牽引變流器的噪聲過高，超過主機廠對該型牽引變流器的噪聲指標(biāo)要求(聲功率應(yīng)低于97 dB(A))，因此有必要針對加附吸聲材料的優(yōu)化方案降噪性能開展仿真分析。

表1 牽引變流器不同工況下聲功率級數(shù)據(jù) dB(A)

2 統(tǒng)計能量分析法的基本理論

統(tǒng)計能量分析法是基于統(tǒng)計概念以及振動波與模態(tài)之間的關(guān)系，分析系統(tǒng)振動能量的方法。其中，“統(tǒng)計”是指從統(tǒng)計的角度分析系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)，不對系統(tǒng)某個精確位置進行動力學(xué)響應(yīng)分析；“能量”是指能量作為各動力學(xué)系統(tǒng)中的獨立變量，使用能量-功率流平衡方程描述各子系統(tǒng)的動力學(xué)狀態(tài)，解決固體、流體和聲學(xué)等系統(tǒng)的耦合問題；“分析”是指通過一般的分析方法來確定相關(guān)參數(shù)[15-17]。

統(tǒng)計能量分析法將復(fù)雜系統(tǒng)劃分為不同的模態(tài)群，具有相似共振模態(tài)的模態(tài)群可視為子系統(tǒng)，建立統(tǒng)計能量分析模型時采取以下基本假設(shè)：①各子系統(tǒng)之間為線性耦合且遵循能量守恒原理和互易性原理；②能量流動存在于頻帶內(nèi)具有共振模態(tài)的子系統(tǒng)之間，某一頻帶內(nèi)具有共振模態(tài)子系統(tǒng)間的能量等分，任意2個子系統(tǒng)間的能量流正比于平均耦合模態(tài)能量差；③外部激勵為具有模態(tài)不相干性的寬帶隨機激勵，符合能量線性疊加原理。

單振子系統(tǒng)的功率損耗為

(1)

設(shè)ω為分析帶寬Δω的中心頻率，子系統(tǒng)i在Δω內(nèi)所有振型損耗功率均值為

Pd,i(ω)=ωηiEi(ω)

(2)

式中，ηi為子系統(tǒng)i的內(nèi)損耗因子;Ei(ω)為子系統(tǒng)i在Δω內(nèi)的能量均值。

圖7為雙耦合子系統(tǒng)能量關(guān)系圖。子系統(tǒng)i向子系統(tǒng)j傳遞的雙向功率(純功率流)為

圖7 雙耦合子系統(tǒng)能量關(guān)系

Pij=ωηijEi-ωηjiEj

(3)

式中，ηij為子系統(tǒng)i與子系統(tǒng)j間的耦合損耗因子;ηji為子系統(tǒng)j與子系統(tǒng)i間的耦合損耗因子，通常ηij≠ηji。

對于一般的振動系統(tǒng)，具有的功率流為

(4)

系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)時，式(4)變?yōu)?/p>

(5)

式(5)可寫為

(6)

式中，Lij為系統(tǒng)損耗因子。

式(6)整理為矩陣形式，有

(7)

式中，ni為子系統(tǒng)i的模態(tài)密度。

為求解式(7)，還需要確定用于描述系統(tǒng)動力學(xué)響應(yīng)的統(tǒng)計能量分析參數(shù)，如模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、耦合損耗因子和輸入功率等。

二維平板的模態(tài)密度為

(8)

式中，Ap為平板的表面積;R為平板的截面回轉(zhuǎn)半徑;C1為平板的縱向波速。

三維聲場的模態(tài)密度為

(9)

式中，V0為聲場體積;Ca為聲速;As為聲場表面積;l1為總棱邊長度。

內(nèi)損耗因子可分為結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子和聲腔子系統(tǒng)內(nèi)損耗因子，其中，前者可由材料內(nèi)摩擦形成的結(jié)構(gòu)損耗因子ηs,i、結(jié)構(gòu)連接邊界損耗因子ηb,i和聲輻射損耗因子ηr,i分別計算得到，后者可由試驗測得。結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)之間、聲腔子系統(tǒng)之間，以及結(jié)構(gòu)-聲腔子系統(tǒng)的耦合損耗因子可由相關(guān)公式計算得到。

輸入功率常采用1/3倍頻程方式，假設(shè)輸出阻抗為零時可將激勵簡化為理想力源，假設(shè)輸出阻抗無窮大時可將激勵簡化為理想速度源，還可根據(jù)接觸面積大小將激勵簡化為理想點源、均勻線源或均勻面源。

應(yīng)用統(tǒng)計能量分析法進行系統(tǒng)動力學(xué)響應(yīng)分析的步驟為：首先導(dǎo)入三維結(jié)構(gòu)設(shè)計軟件的CAD模型或在VA One軟件中直接建立系統(tǒng)的幾何模型，然后劃分出可進行獨立統(tǒng)計能量分析的子系統(tǒng)，再針對不同的子系統(tǒng)設(shè)置材料特性參數(shù)，確定系統(tǒng)的統(tǒng)計能量分析參數(shù)，接著求解式(7)得到系統(tǒng)的動力學(xué)響應(yīng)，最后通過試驗測量結(jié)果來驗證統(tǒng)計能量分析模型的正確性。

3 牽引變流器的噪聲仿真及分析

3.1 統(tǒng)計能量分析建模

牽引變流器的柜體主框架為梁和板結(jié)構(gòu)，由不銹鋼板焊接而成，門板為鋁合金板材。冷卻空氣在柜體內(nèi)部冷卻風(fēng)機的抽吸作用下，從頂面的2個進風(fēng)口流入，依次流經(jīng)變流器模塊散熱器的翅片、冷卻風(fēng)機、電抗器，最后從柜體底面的出風(fēng)口流出，冷卻風(fēng)機是牽引變流器的主要噪聲源。統(tǒng)計能量分析法建立子系統(tǒng)的原則是盡量依據(jù)結(jié)構(gòu)的實際連接關(guān)系劃分出盡可能大的子系統(tǒng)，以確保子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)滿足計算要求。

VA One軟件具有較強的幾何直接建模功能，然而考慮到牽引變流器的柜體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，基于已有的牽引變流器柜體Pro/E三維模型可以提高仿真建模的工作效率。首先在前處理軟件HyperMesh中導(dǎo)入牽引變流器柜體的Pro/E三維模型，對幾何模型進行簡化，僅保留主框架及關(guān)鍵點等信息，再導(dǎo)入至VA One軟件中。VA One軟件中根據(jù)主框架及關(guān)鍵點等信息確定子系統(tǒng)的空間位置，再依據(jù)實際連接關(guān)系劃分主框架的平板子系統(tǒng)及梁子系統(tǒng)，聲源及流道結(jié)構(gòu)則劃分為聲腔子系統(tǒng)。由于牽引變流器的進出風(fēng)口為多孔板和濾網(wǎng)，其結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜但沒有吸隔聲作用，故刪除這部分平板子系統(tǒng)，建立的統(tǒng)計能量分析模型如圖8所示。

圖8 牽引變流器的統(tǒng)計能量分析模型

完成子系統(tǒng)建模后，根據(jù)鋼板材料及實際厚度設(shè)置平板子系統(tǒng)屬性，依據(jù)梁的截面形狀及材料設(shè)置梁子系統(tǒng)屬性。子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子根據(jù)工程經(jīng)驗選取。基于冷卻風(fēng)機在工況點的聲功率測試數(shù)據(jù)來設(shè)置聲腔子系統(tǒng)的激勵。為評價牽引變流器的噪聲水平，參照噪聲測試中的測點布置6個監(jiān)測點，監(jiān)測點使用半無限流場連接到牽引變流器與外部接觸的所有子系統(tǒng)上。

3.2 原始方案的仿真結(jié)果分析

計算頻率范圍取125～8 000 Hz，采用1/3倍頻程進行仿真計算。從得出的牽引變流器典型平板和聲腔子系統(tǒng)的模態(tài)密度可知模態(tài)數(shù)在500 Hz以上為3～5。根據(jù)統(tǒng)計能量分析參數(shù)中的模態(tài)密度n(ω)與分析帶寬Δω內(nèi)模態(tài)數(shù)N，所研究的頻率范圍劃分為低頻區(qū)(N≤1)、中頻區(qū)(1

圖9為額定工況下平板和聲腔子系統(tǒng)的能量云圖，可以看出冷卻風(fēng)機附近的平板和聲腔子系統(tǒng)能量最大，這是由于靠近激勵源的緣故。

圖9 子系統(tǒng)能量云圖

表2為額定工況下各測點的聲壓級仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)對比，半載和滿載工況的仿真結(jié)果與額定工況基本一致，故未列出?？梢钥闯鰻恳兞髌魑床贾梦暡牧?，靠近出風(fēng)口和進風(fēng)口的測點聲壓級較高，計算得到平均聲壓級為84.5 dB(A)，聲功率為100.4 dB(A)；通過仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)對比可得誤差在3%以內(nèi)，說明基于統(tǒng)計能量分析法仿真預(yù)測中高頻的噪聲具有較高的準(zhǔn)確性。

表2 額定工況下各測點的仿真與測試對比

3.3 優(yōu)化方案的仿真結(jié)果分析

從前面的噪聲測試及仿真分析發(fā)現(xiàn)牽引變流器的噪聲過大，為降低牽引變流器的噪聲，較為簡單的方法是布置吸聲材料[18]。根據(jù)之前的工程經(jīng)驗，選擇厚度為20 mm和40 mm的LC-3001型吸聲材料，其吸聲系數(shù)如圖10所示。由圖10可以看出不同厚度吸聲材料各有優(yōu)劣，40 mm材料的吸聲系數(shù)峰值在500 Hz，而20 mm材料的吸聲系數(shù)峰值在1 250 Hz。

圖10 吸聲材料的吸聲系數(shù)

仿真模型中，在風(fēng)機腔室周圍、電抗器腔室周圍設(shè)置40 mm厚的吸聲材料，在風(fēng)機頂部蓋板和進風(fēng)口設(shè)置20 mm厚的吸聲材料。通過查看平板和聲腔子系統(tǒng)的能量云圖，可以發(fā)現(xiàn)在激勵源附近加附吸聲材料后，激勵源周圍的平板子系統(tǒng)能量降低，從而使得距離平板子系統(tǒng)1 m遠處的測點聲壓級降低。

表3為額定工況下優(yōu)化前后的各測點仿真結(jié)果對比，半載和滿載工況的仿真結(jié)果與額定工況基本一致，故未列出。由表3可知，額定工況下靠近出風(fēng)口的底面聲壓級下降了7.2 dB(A)，靠近進風(fēng)口的頂面聲壓級下降4.2 dB(A)，其他側(cè)面的聲壓級下降3.1～3.9 dB(A)，計算得到的平均聲壓級為80.8 dB(A)，聲功率為96.7 dB(A)，較優(yōu)化之前均降低3.7 dB(A)，說明加附吸聲材料方案的降噪效果明顯，可使?fàn)恳兞髌鬟_到主機廠提出的噪聲指標(biāo)要求。如需進一步降低牽引變流器的聲功率，則需要從控制冷卻風(fēng)機的噪聲和優(yōu)化冷卻空氣流道等方面入手。

表3 額定工況下優(yōu)化前后的各測點仿真結(jié)果對比 dB(A)

4 結(jié)論

(1)牽引變流器的噪聲測試中，各測點在不同工況下的噪聲頻譜特征基本一致，主要頻率組成也相同。柜體底面的測點靠近出風(fēng)口，各頻率段的1/3倍頻程值相對較大，且總聲壓級最大，說明出風(fēng)口噪聲是牽引變流器噪聲的主要來源。柜體頂面進風(fēng)口的噪聲低于出風(fēng)口，需要引起關(guān)注。

(2)基于統(tǒng)計能量分析法得到額定工況的平均聲壓級為84.5 dB(A)，聲功率為100.4 dB(A)，仿真結(jié)果與測試數(shù)據(jù)對比可得誤差在3%以內(nèi)，說明中高頻的噪聲仿真結(jié)果具有較高的準(zhǔn)確性。

(3)采取加附吸聲材料的優(yōu)化方案，可使聲功率降低3.7 dB(A)，達到主機廠對該型牽引變流器提出的噪聲指標(biāo)要求。如需進一步降低牽引變流器的噪聲，則需要從冷卻風(fēng)機的噪聲和冷卻空氣的流道等方面開展優(yōu)化工作。