地鐵車輛輔助變流器的噪聲仿真及測(cè)試

丁 杰

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

隨著社會(huì)進(jìn)步和科技發(fā)展， 地鐵系統(tǒng)具有安全、節(jié)能、環(huán)保、運(yùn)量大等特點(diǎn)，已成為大型城市公共交通的骨干[1]。 與此同時(shí)，人們的環(huán)保意識(shí)在不斷增強(qiáng)， 對(duì)地鐵車輛及設(shè)備的振動(dòng)噪聲問題更加關(guān)注[2]。

鐵路車輛及設(shè)備的振動(dòng)噪聲研究主要體現(xiàn)在機(jī)理研究、理論計(jì)算、仿真分析和試驗(yàn)測(cè)試等方面。David[3]針對(duì)鐵路系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理、仿真建模與優(yōu)化控制進(jìn)行系統(tǒng)性研究。 圣小珍等[4]對(duì)輪軌噪聲的預(yù)測(cè)模型研究現(xiàn)狀開展了總結(jié)與綜述。 劉曉波等[5]從用戶、車輛制造商和部件供應(yīng)商三者之間的關(guān)系出發(fā)，提出整車聲學(xué)管理的關(guān)鍵環(huán)節(jié)和技術(shù)要點(diǎn)。 閆庚旺等[6]建立地鐵A 型車的車體有限元模型，通過模態(tài)頻率和振型分析車底主要振動(dòng)源設(shè)備對(duì)車體結(jié)構(gòu)的響應(yīng)。 耿烽等[7]建立地鐵A 型車鋁合金車輛的聲場(chǎng)模型，對(duì)車體壁板振動(dòng)引起的噪聲進(jìn)行仿真分析。 薛紅艷等[8]對(duì)地鐵車輛進(jìn)行噪聲測(cè)試，獲得不同部位的噪聲分布特點(diǎn)。 周亞波等[9]利用車輛線路運(yùn)行的測(cè)試數(shù)據(jù)對(duì)客室異響問題進(jìn)行聲源識(shí)別與傳遞路徑分析，確定了故障的產(chǎn)生根源。 輔助變流器為車輛的照明和通風(fēng)等設(shè)備持續(xù)提供電源，是地鐵車輛靠站停車和低速行駛時(shí)的主要噪聲源之一，容易引起乘客及站臺(tái)人員的不適。丁杰等[10]針對(duì)輔助變流器開展振動(dòng)噪聲測(cè)試，對(duì)比分析不同工況的振動(dòng)噪聲特性，采用聲類比方法開展輔助變流器的氣動(dòng)噪聲仿真分析[11]及優(yōu)化方案的評(píng)價(jià)[12-13]。朱宇龍等[14]利用仿真與測(cè)試相結(jié)合的方法，實(shí)現(xiàn)變流器的噪聲控制。 仿真分析在噪聲預(yù)測(cè)中發(fā)揮了重要作用。向陽(yáng)[15]對(duì)有限元法、邊界元法、波疊加法、無(wú)限元法和統(tǒng)計(jì)能量分析法等在結(jié)構(gòu)輻射噪聲預(yù)測(cè)中的發(fā)展歷程及應(yīng)用現(xiàn)狀進(jìn)行綜述，指出統(tǒng)計(jì)能量分析法對(duì)于中高頻的噪聲預(yù)測(cè)問題具有較高的計(jì)算精度。 林天然等[16]從統(tǒng)計(jì)能量分析法的理論發(fā)展和實(shí)際工程應(yīng)用兩個(gè)方面進(jìn)行了系統(tǒng)分析與總結(jié)。劉林芽等[17]系統(tǒng)總結(jié)了軌道交通橋梁結(jié)構(gòu)噪聲的研究現(xiàn)狀，指出聲學(xué)邊界元法的計(jì)算效率低，統(tǒng)計(jì)能量分析法適用于鋼橋結(jié)構(gòu)的噪聲預(yù)測(cè)，然而對(duì)于大跨度橋梁結(jié)構(gòu)噪聲預(yù)測(cè)還有待驗(yàn)證。 郝耀東等[18]針對(duì)不確定條件下的聲-固耦合模型進(jìn)行統(tǒng)計(jì)能量分析。 張凌等[19]利用統(tǒng)計(jì)能量分析法和半無(wú)限流體法對(duì)城軌列車的車外噪聲進(jìn)行了仿真預(yù)測(cè)。張捷等[20]、代文強(qiáng)等[21]采用統(tǒng)計(jì)能量分析法仿真預(yù)測(cè)了車內(nèi)的噪聲。 羅文俊等[22-23]綜合應(yīng)用有限元法和統(tǒng)計(jì)能量分析法對(duì)橋梁、列車等結(jié)構(gòu)的振動(dòng)噪聲進(jìn)行了仿真分析。

針對(duì)某海外城市地鐵車輛輔助變流器的噪聲性能問題， 采用統(tǒng)計(jì)能量分析法進(jìn)行噪聲仿真，開展樣機(jī)的振動(dòng)噪聲測(cè)試，驗(yàn)證仿真方法的可行性并提出針對(duì)性的減振降噪措施。 噪聲仿真及測(cè)試可為地鐵車輛輔助變流器產(chǎn)品的設(shè)計(jì)開發(fā)提供指導(dǎo)。

1 統(tǒng)計(jì)能量分析法

統(tǒng)計(jì)能量分析法是在不同的動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)中應(yīng)用能量-功率流平衡方程來描述固體系統(tǒng)、 流體系統(tǒng)和聲學(xué)系統(tǒng)等的耦合問題，將復(fù)雜系統(tǒng)劃分為多個(gè)包含相似共振模態(tài)的子系統(tǒng)，從統(tǒng)計(jì)的意義分析系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。

統(tǒng)計(jì)能量分析法針對(duì)不同模態(tài)群之間的能量流采用以下假設(shè)[24]：①各子系統(tǒng)遵循能量守恒和互易性原理，各子系統(tǒng)之間為線性耦合；②某一頻帶內(nèi)具有共振模態(tài)的子系統(tǒng)之間的能量等分，任意兩個(gè)子系統(tǒng)之間的能量流正比于平均耦合模態(tài)能量之差；③外部激勵(lì)為寬帶隨機(jī)激勵(lì)，具備模態(tài)不相干性，符合能量的線性疊加原理。

對(duì)于一般的振動(dòng)系統(tǒng)， 穩(wěn)態(tài)時(shí)子系統(tǒng)i 的外部輸入功率為

式中：Pid為分析帶寬△ω 的子系統(tǒng)i 的功率損耗均值；Pij為子系統(tǒng)i 向子系統(tǒng)j 傳遞的雙向功率流；ω為分析帶寬的中心頻率；Ei，Ej分別為分析帶寬內(nèi)子系統(tǒng)i，j 的能量均值；ηij為子系統(tǒng)j 與子系統(tǒng)i 之間的耦合損耗因子。

統(tǒng)計(jì)能量分析法的基本流程是將導(dǎo)入或建立的幾何模型劃分為可以進(jìn)行獨(dú)立統(tǒng)計(jì)能量分析的子系統(tǒng)，并針對(duì)不同的子系統(tǒng)設(shè)置相應(yīng)的材料特性參數(shù)（如材料的密度、彈性模量、泊松比、板殼厚度、聲腔內(nèi)部介質(zhì)的密度和聲速等），確定系統(tǒng)的統(tǒng)計(jì)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），對(duì)式（1）的矩陣形式進(jìn)行求解得到該系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。 應(yīng)用統(tǒng)計(jì)能量分析法得到仿真結(jié)果后，還需要與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證統(tǒng)計(jì)能量分析模型的正確性。

2 輔助變流器的噪聲仿真分析

散熱風(fēng)機(jī)和變壓器是輔助變流器的主要噪聲源，在輔助變流器內(nèi)部布置吸聲材料是降低噪聲的重要途徑。 由于輔助變流器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜而緊湊，吸聲材料的布置和選擇會(huì)對(duì)降噪的效果產(chǎn)生較大的影響；因此在輔助變流器產(chǎn)品的設(shè)計(jì)階段開展噪聲仿真，分析吸聲材料的降噪效果，以確保輔助變流器滿足客戶的噪聲性能要求。

2.1 輔助變流器的統(tǒng)計(jì)能量分析建模

某海外城市地鐵車輛的輔助變流器三維模型如圖1 所示。 輔助變流器通過柜體頂部的12 個(gè)吊耳與車體底梁緊固相連，吊裝在車體底部。 為便于后續(xù)噪聲測(cè)點(diǎn)的布置，將柜體四周的表面分別稱為A 面、B 面（靠近電抗器腔）、C 面和D 面（靠近散熱風(fēng)機(jī)腔）。 柜體內(nèi)部的散熱風(fēng)機(jī)、變壓器和電抗器等電氣部件被頂部蓋板遮擋。 進(jìn)風(fēng)口位于A 面，出風(fēng)口位于電抗器腔底部。

圖1 輔助變流器的三維模型Fig.1 Three dimensional model of auxiliary converter

考慮到輔助變流器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，首先，在前處理軟件HyperMesh 中對(duì)輔助變流器的幾何模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，保留主要柜體框架結(jié)構(gòu)及關(guān)鍵點(diǎn)的信息，刪除其他結(jié)構(gòu)部件；然后將簡(jiǎn)化后的模型導(dǎo)入統(tǒng)計(jì)能量分析軟件VA One 中， 根據(jù)聲源及流道結(jié)構(gòu)劃分平板子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)， 并建立連接關(guān)系，再賦予材料及物理屬性；接著在除輔助變流器底面的5 個(gè)表面中心距離1 m 處建立監(jiān)測(cè)點(diǎn)，監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置的選擇用于輔助變流器的噪聲水平評(píng)價(jià)并與后續(xù)的噪聲測(cè)試相對(duì)應(yīng)；最終建立如圖2 所示的輔助變流器統(tǒng)計(jì)能量分析模型。

圖2 輔助變流器的統(tǒng)計(jì)能量分析模型Fig.2 Statistical energy analysis model of auxiliary converter

散熱風(fēng)機(jī)和變壓器作為輔助變流器內(nèi)部的主要噪聲源， 其噪聲輸入均采用測(cè)試的聲功率數(shù)據(jù)施加在對(duì)應(yīng)的聲腔子系統(tǒng)上。 輔助變流器柜體的材料主要為不銹鋼和鋁合金，不銹鋼的密度為7 800 kg/m3、彈性模量為2.1×105MPa、泊松比為0.31；鋁合金的密度為2 700 kg/m3、彈性模量為7.1×104MPa、泊松比為0.33。

使用的吸聲材料型號(hào)為L(zhǎng)C-3001， 厚度分別為10，20，30 mm 和40 mm。 圖3 為不同厚度吸聲材料的吸聲系數(shù)， 可以看出不同厚度吸聲材料各有優(yōu)劣，40 mm 厚度材料的吸聲系數(shù)峰值在500 Hz，10 mm 厚度材料的吸聲系數(shù)峰值在2 000 Hz。 總體而言，厚度越大，吸聲材料的平均吸聲系數(shù)越高。

圖3 不同材料厚度的吸聲系數(shù)對(duì)比Fig.3 Comparison of sound absorption coefficient of different material thickness

2.2 噪聲仿真結(jié)果及分析

根據(jù)散熱風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速、變流模塊和變壓器負(fù)載的不同，輔助變流器有低速空載、低速半載和高速滿載3 種工況。 選擇高速滿載工況對(duì)輔助變流器進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算，分析類型采用1/3 倍頻程，計(jì)算頻率取125～8 000 Hz。 頻率范圍下限選擇125 Hz 主要考慮到輔助變流器內(nèi)部包含了散熱風(fēng)機(jī)， 散熱風(fēng)機(jī)的噪聲主要表現(xiàn)為中低頻段的氣動(dòng)噪聲； 頻率范圍上限選擇8 000 Hz 主要考慮到輔助變流器內(nèi)部包含的變壓器和電抗器等電氣設(shè)備的電磁噪聲影響基本在該頻率以下。

對(duì)于聲學(xué)計(jì)算，統(tǒng)計(jì)能量分析法的分析基礎(chǔ)是要求子系統(tǒng)具有足夠高的模態(tài)密度。 根據(jù)統(tǒng)計(jì)能量分析參數(shù)中模態(tài)密度n（f）和分析帶寬△f 內(nèi)模態(tài)數(shù)N，N≤1 時(shí)定義為低頻區(qū)，N≥5 時(shí)定義為高頻區(qū)，1

圖4 子系統(tǒng)的模態(tài)數(shù)Fig.4 Modal number of subsystem

圖5 為平板子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)的能量云圖。由圖5 可以看出，散熱風(fēng)機(jī)和變壓器附近的平板子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)的能量較大，其余部位的平板子系統(tǒng)和聲腔子系統(tǒng)的能量相對(duì)較小。 這是由于風(fēng)冷型輔助變流器的中低頻段以散熱風(fēng)機(jī)產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲為主，散熱風(fēng)機(jī)腔、變壓器腔頂部的平板子系統(tǒng)能量大于其他部位的平板子系統(tǒng)與靠近噪聲源有關(guān)，與此同時(shí)，由于散熱風(fēng)機(jī)和變壓器頂部的壁板面積大，固有頻率低，容易引起壁板的共振。

圖5 輔助變流器的能量云圖Fig.5 Energy contour of auxiliary converter

測(cè)點(diǎn)1～測(cè)點(diǎn)5 的聲壓級(jí)分別為74.1，77.6，73.4，75.3 dB（A）和77.9 dB（A），平均聲壓級(jí)Lp和聲功率級(jí)LW的計(jì)算公式分別為

式中：NM為傳聲器數(shù)量；Lpi為第i 個(gè)傳聲器的聲壓級(jí)；S1為半球測(cè)量面的面積；S0為基準(zhǔn)參考面的面積（取1 m2）；C 為修正值。

通過計(jì)算可得輔助變流器的平均聲壓級(jí)為76.0 dB(A)，聲功率級(jí)為92.6 dB(A)，滿足客戶對(duì)輔助變流器的聲功率指標(biāo)低于93 dB(A)的要求。

2.3 噪聲傳遞路徑分析

輔助變流器內(nèi)部散熱風(fēng)機(jī)和變壓器等產(chǎn)生的噪聲傳遞到柜體外部的監(jiān)測(cè)點(diǎn)，主要通過進(jìn)出風(fēng)口的聲輻射和壁板的聲透射兩條途徑。

選取測(cè)點(diǎn)2 分析各傳遞路徑輸入的噪聲功率所占比例，發(fā)現(xiàn)出風(fēng)口為54.1%，進(jìn)風(fēng)口為0.8%，散熱風(fēng)機(jī)底部壁板聲透射為6.6%， 其他壁板透射為38.5%。 由此說明出風(fēng)口對(duì)于風(fēng)機(jī)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的噪聲貢獻(xiàn)最大，貢獻(xiàn)量超過50%，其次為散熱風(fēng)機(jī)底部壁板的聲透射，進(jìn)風(fēng)口的貢獻(xiàn)相對(duì)較小。 統(tǒng)計(jì)進(jìn)風(fēng)段和出風(fēng)段的吸聲材料布置厚度和面積如表1 所示。 進(jìn)風(fēng)段布置的吸聲材料厚度為20，30 mm 和40 mm，而出風(fēng)段受空間限制，吸聲材料厚度主要為10 mm， 吸聲材料的布置差異是進(jìn)出風(fēng)口噪聲差異的主要原因。

表1 吸聲材料布置面積統(tǒng)計(jì)Tab.1 Statistics of layout area of sound absorbing materials

3 輔助變流器的噪聲測(cè)試及分析

3.1 噪聲測(cè)試說明

為驗(yàn)證輔助變流器的噪聲能否滿足技術(shù)指標(biāo)要求，以及驗(yàn)證噪聲仿真方法的可行性，依據(jù)GB/T 3768-2017《聲學(xué)聲壓法測(cè)點(diǎn)噪聲源聲功率級(jí)和聲能級(jí)采用反射面上方包絡(luò)測(cè)量面的簡(jiǎn)易法》（等同采用ISO 3746：2010）， 利用B&K 振動(dòng)噪聲測(cè)試系統(tǒng)和五點(diǎn)聲壓法對(duì)輔助變流器樣機(jī)的聲功率及噪聲頻譜進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試頻率為25 600 Hz。

噪聲測(cè)試時(shí)，由于設(shè)備通電以及部分電氣參數(shù)的測(cè)量需要，部分柜門未關(guān)閉。 根據(jù)散熱風(fēng)機(jī)的高低轉(zhuǎn)速和負(fù)載情況分低速空載、低速半載和高速滿載3 種工況進(jìn)行測(cè)試。 傳聲器參照布置除輔助變流器底面的5 個(gè)表面中心距離1 m 處，與圖2 仿真模型中的測(cè)點(diǎn)位置對(duì)應(yīng)， 噪聲測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖6 所示。由于現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試條件限制，輔助變流器的周圍存在部分反射面，會(huì)對(duì)噪聲測(cè)試結(jié)果產(chǎn)生一定影響。

圖6 噪聲測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)Fig.6 Noise test site

3.2 聲功率級(jí)分析

測(cè)試背景噪聲的平均聲壓級(jí)為44.3 dB（A），滿足測(cè)試要求。 表2 為不同工況各測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)和聲功率級(jí)?？梢钥闯觯孩僭诘退倏蛰d、低速半載和高速滿載工況下， 輔助變流器的平均聲壓級(jí)分別為64.20，75.33 dB（A）和76.72 dB（A），聲功率級(jí)分別為80.76，91.89 dB（A）和93.29 dB（A），高速滿載工況超出客戶對(duì)輔助變流器聲功率指標(biāo)低于93 dB（A）的要求， 低速空載和低速半載工況滿足客戶要求；②各測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)中， 測(cè)點(diǎn)2，3，5 的噪聲較高，其中，測(cè)點(diǎn)2 靠近風(fēng)機(jī)出風(fēng)口側(cè)，噪聲直接通過出風(fēng)口向外輻射，導(dǎo)致噪聲較大；測(cè)點(diǎn)3 附近存在較多的干擾和反射面，導(dǎo)致測(cè)試結(jié)果偏大；測(cè)點(diǎn)5 位于變壓器正上方， 其噪聲較大說明噪聲的透射以及結(jié)構(gòu)輻射噪聲也是噪聲的主要傳遞途徑； ③測(cè)點(diǎn)1 靠近進(jìn)風(fēng)口，噪聲較小，說明進(jìn)風(fēng)口一側(cè)的吸聲材料起到了良好的降噪效果；④對(duì)比高速滿載工況的噪聲仿真結(jié)果與測(cè)試數(shù)據(jù)，測(cè)點(diǎn)1～測(cè)點(diǎn)5 的聲壓級(jí)差值為0.11～2.86 dB（A），其中測(cè)點(diǎn)3 的差值最大， 原因是測(cè)點(diǎn)3 在噪聲測(cè)試中受周圍的干擾較多， 仿真與測(cè)試的平均聲壓級(jí)和聲功率級(jí)分別相差0.72 dB（A）和0.69 dB（A），說明基于統(tǒng)計(jì)能量分析法進(jìn)行輔助變流器的噪聲仿真預(yù)測(cè)是可行的，仿真分析方法有利于變流器產(chǎn)品在設(shè)計(jì)階段進(jìn)行噪聲性能的預(yù)測(cè)以及方案的對(duì)比分析。

表2 不同工況的噪聲測(cè)試結(jié)果Tab.2 Noise test results under different working conditions dB（A）

3.3 噪聲頻譜分析

通過噪聲頻譜可以分析噪聲的主要來源及傳遞方式。圖7 為低速空載工況的A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)頻譜曲線，低速半載和高速滿載工況的噪聲頻譜結(jié)果未列出。 由圖7（a）所示的測(cè)點(diǎn)1 在0～25 600 Hz 頻率的聲壓級(jí)頻譜可以看出噪聲頻譜以離散頻譜為主，噪聲主要集中在2 000 Hz 以下。中低頻段主要為散熱風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲，氣動(dòng)噪聲可分為因風(fēng)機(jī)葉片周期性擊打空氣而產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲，以及因風(fēng)機(jī)葉片表面湍流邊界層壓力脈動(dòng)、脫離等而產(chǎn)生的渦流噪聲， 前者是以葉片通過頻率為基頻的高次諧波噪聲，為離散噪聲，后者是連續(xù)寬頻噪聲。 高頻段主要為變壓器因電流諧波而產(chǎn)生的具有離散頻譜特征的電磁噪聲[2]。由圖7（b）所示的測(cè)點(diǎn)1～測(cè)點(diǎn)5 在0～3 000 Hz 頻率的聲壓級(jí)頻譜可以看出各測(cè)點(diǎn)的頻譜特征相同，峰值頻率點(diǎn)的噪聲值有差異。

圖7 低速空載工況下各測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)頻譜Fig.7 Sound pressure level spectrum of each measuring point under low speed and no-load condition

A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)頻譜考慮了人耳對(duì)不同頻段聲音變化的敏感程度差異性，為了解噪聲相對(duì)集中的2 000 Hz 頻率以下測(cè)試數(shù)據(jù)的特征，繪制測(cè)點(diǎn)5 在不同工況下的聲壓頻譜曲線，如圖8 所示。 可以看出： ①在低速空載工況下， 輔助變流器的噪聲包括120，720，1 680 Hz 等電磁噪聲頻譜以及170 Hz 附近的散熱風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲。 由于輔助變流器中的變壓器供電頻率為60 Hz，變壓器的磁致伸縮力為120 Hz的倍頻，相應(yīng)的電磁噪聲頻率亦為120 Hz 的倍頻[25]；②在低速半載工況下，1 800 Hz 的電磁噪聲明顯增大，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出其他頻率點(diǎn)，其中，1 800 Hz 對(duì)應(yīng)絕緣柵雙極型晶體管（insulated gate bipolar transistor，IGBT）開關(guān)頻率（900 Hz）的2 倍頻，120，1 680 Hz 等頻率噪聲略有增大； 由于散熱風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速未發(fā)生變化，可以認(rèn)為散熱風(fēng)機(jī)噪聲與低速空載工況保持一致；③在高速滿載工況下，噪聲頻譜特點(diǎn)與低速半載基本一致， 部分頻率點(diǎn)噪聲略有增大，1 800 Hz 的噪聲有所降低。

圖8 不同工況下測(cè)點(diǎn)5 的聲壓頻譜Fig.8 Sound pressure spectrum of measuring point 5 under different working conditions

針對(duì)低速半載和高速滿載工況在1 800 Hz 的電磁噪聲明顯增大情況， 選取輔助變流器頂部的測(cè)點(diǎn)5 分析3 種工況下主要頻率點(diǎn)的噪聲大小，如圖9 所示。 由圖9 可以看出：①在低速空載、低速半載和高速滿載工況下，1 800 Hz 的單頻噪聲分別為54.4，77.3 dB（A）和76.8 dB（A），低速半載工況、較低速空載工況下升高22.9 dB（A），1 800 Hz 的噪聲變化是這兩種工況噪聲差異的主要原因；②在低速半載與高速滿載兩種工況下，120 Hz 和1 800 Hz的噪聲變化不大，1 700 Hz 和1 900 Hz 等頻率點(diǎn)的噪聲上升較為明顯。

3.4 振動(dòng)分析

輔助變流器采用了輕量化的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，柜體以框架為承載主體，再通過壁板實(shí)現(xiàn)輔助支撐與間隔的作用?？紤]到圖8 中低速半載工況的1 800 Hz 頻率點(diǎn)聲壓值遠(yuǎn)高出其他頻率點(diǎn)，在面積較大的變壓器頂部壁板和出風(fēng)口側(cè)壁板上布置三向加速度傳感器（見圖10），以獲得壁板的振動(dòng)響應(yīng)。

圖10 壁板的振動(dòng)測(cè)點(diǎn)Fig.10 Vibration measuring points of panel

圖11 為低速半載工況下各振動(dòng)測(cè)點(diǎn)沿壁板法向的振動(dòng)頻譜，頻率取0～2 000 Hz。 可以看出各振動(dòng)測(cè)點(diǎn)的頻譜也是以1 800 Hz 為主，變壓器頂部壁板測(cè)點(diǎn)在1 800 Hz 的振動(dòng)達(dá)到8 m/s2以上，說明振動(dòng)與噪聲的相關(guān)性顯著。 由輔助變流器的主電路可知， 變壓器的輸入來自輔助變流器中的功率模塊，IGBT 器件的開關(guān)頻率為900 Hz， 開關(guān)頻率的2倍頻1 800 Hz 處的電流諧波含量高，變壓器的電磁振動(dòng)非常明顯，由于2 mm 厚壁板的面積大、剛度低，以及輕量化設(shè)計(jì)的柜體剛度較低，容易被變壓器較大的電磁振動(dòng)激發(fā)共振。 為實(shí)現(xiàn)壁板的減振降噪，可以從變壓器輸入電流諧波控制入手， 減小1 800 Hz頻率處的諧波成分，也可以通過在壁板內(nèi)側(cè)粘貼阻尼材料抑制振動(dòng)來降低振動(dòng)輻射噪聲。 考慮到輸入電流諧波控制涉及IGBT 器件的控制策略和散熱等問題，改進(jìn)難度較大。 實(shí)際工程應(yīng)用中使用的TMTMDM-02 層狀阻尼片材是一種高性能的復(fù)合材料[10]，將其粘貼在變壓器頂部壁板上，再在阻尼材料表面粘貼吸聲材料，顯著降低了1 800 Hz 頻率處的振動(dòng)及噪聲，聲功率級(jí)較之前降低約2.3 dB(A)，達(dá)到了客戶對(duì)輔助變流器的噪聲性能要求。

圖11 壁板振動(dòng)測(cè)點(diǎn)的頻譜Fig.11 Frequency spectrum of panel vibration measuring points

4 結(jié)論

1） 仿真與測(cè)試的平均聲壓級(jí)和聲功率級(jí)分別相差0.72 dB（A）和0.69 dB（A），說明基于統(tǒng)計(jì)能量分析法進(jìn)行輔助變流器的噪聲仿真預(yù)測(cè)可行；

2） 測(cè)點(diǎn)2 和測(cè)點(diǎn)5 的噪聲較高， 空氣傳聲、噪聲透射和結(jié)構(gòu)輻射噪聲均對(duì)這兩個(gè)測(cè)點(diǎn)有較大的貢獻(xiàn)，測(cè)點(diǎn)1 的噪聲較小說明進(jìn)風(fēng)口側(cè)的吸聲材料布置起到了良好的降噪效果；

3） 低速半載和高速滿載工況下的噪聲以IGBT 開關(guān)頻率的2 倍頻1 800 Hz 的電磁噪聲為主，1 800 Hz 的單頻噪聲分別高出低速空載工況22.9 dB（A）和22.4 dB（A），1 800 Hz 的噪聲變化是不同工況噪聲差異的主要原因；

4） 變壓器頂部壁板和出風(fēng)口側(cè)壁板的振動(dòng)頻譜以1 800 Hz 為主，在該位置粘貼阻尼材料和吸聲材料可以降低振動(dòng)噪聲。