基于車內(nèi)噪聲控制目標的400 km/h高速列車車體隔聲分配設(shè)計研究

韓鐵禮，鄧琪云，王 凱，孟林林，宋雷鳴

(1.中車唐山機車車輛有限公司，河北 唐山 064000；2.北京交通大學(xué) 機械與電子控制工程學(xué)院，北京 100044)

高速列車運行速度的不斷提高必然會導(dǎo)致車內(nèi)噪聲的急劇增加，為保障人們乘坐的舒適性，必須采取有效的措施降低車內(nèi)噪聲。在振動噪聲相關(guān)領(lǐng)域，通過低噪聲設(shè)計有效降低噪聲是國內(nèi)外學(xué)者廣泛研究的課題。2003年，Huang Liangyu et al.通過建立汽車統(tǒng)計能量分析模型對動力系統(tǒng)空氣噪聲與道路噪聲問題進行了聲學(xué)包設(shè)計[1]。2007年，Davis et al.根據(jù)統(tǒng)計能量分析原理，利用不同聲學(xué)材料的組合搭配來滿足飛機艙室的聲學(xué)設(shè)計要求[2]。2009年，F(xiàn)reeman et al.通過汽車的聲學(xué)設(shè)計試驗得出了車內(nèi)聲學(xué)設(shè)計的有關(guān)結(jié)論[3]；楊宏 等則通過仿真計算出了車內(nèi)噪聲的設(shè)計目標值，并提出了有效的噪聲控制措施[4]。2010年，沈艷祥 等從動車組車內(nèi)噪聲的設(shè)計理念出發(fā)對動車內(nèi)進行噪聲設(shè)計時著重考慮了聲品質(zhì)等心理聲學(xué)的影響[5]。2012年，Gur et al.在不考慮成本的情況下，通過使用多種輕質(zhì)玻璃材料來滿足汽車NVH的設(shè)計要求[6]。2013年，車勇 等通過建立電動汽車的車內(nèi)噪聲預(yù)測模型，得出了車體各個區(qū)域?qū)噧?nèi)噪聲的貢獻值，然后針對貢獻值較大的區(qū)域進行聲學(xué)設(shè)計，以滿足車內(nèi)噪聲設(shè)計要求[7]。2015年，張春巖基于混合有限元-統(tǒng)計能量分析(FE-SEA)方法求出了高速列車車體各結(jié)構(gòu)聲學(xué)參數(shù)對車內(nèi)噪聲的影響因子，為降低車內(nèi)噪聲提供了有效的指導(dǎo)[8]。2018年，Mosquera-Sanchez et al.為降低混合動力電動車車內(nèi)噪聲，從聲品質(zhì)要素進行綜合設(shè)計，達到多目標聲質(zhì)量的平衡，從而降低車內(nèi)噪聲[9]。雖然針對車內(nèi)低噪聲設(shè)計的研究較為普遍，但大多數(shù)研究都是在車體已設(shè)計完成的情況下通過改進車體結(jié)構(gòu)的聲學(xué)參數(shù)來滿足車內(nèi)噪聲設(shè)計要求，這種低噪聲設(shè)計過程不僅耗時耗材，而且不利于創(chuàng)新。

本文從正向設(shè)計車內(nèi)噪聲的思路出發(fā)，以現(xiàn)有高速動車組實車為基礎(chǔ)，通過試驗獲得了動車組車內(nèi)噪聲以及動車組車體隔聲量等相關(guān)試驗數(shù)據(jù)?；谠囼灁?shù)據(jù)的前提下，利用統(tǒng)計能量分析原理建立車內(nèi)噪聲預(yù)測模型，準確地預(yù)測出高速列車在400 km/h運行速度下的車內(nèi)噪聲。在需要提高車體隔聲量的情況下，基于車體等輻射原理進行車體隔聲量的最優(yōu)分配，可避免車體設(shè)計過程中隔聲性能出現(xiàn)設(shè)計不足或設(shè)計過度的問題。車體結(jié)構(gòu)隔聲量分配計算流程如圖1所示。

圖1 車體結(jié)構(gòu)隔聲量分配計算流程

1 車內(nèi)噪聲預(yù)測原理

高速列車的結(jié)構(gòu)尺寸大，噪聲預(yù)測要求分析的頻帶范圍寬，大多數(shù)計算分析方法在計算效率上很難滿足工程的快速計算的要求，統(tǒng)計能量分析(Statistical Energy Analysis，簡稱SEA)計算的高效性，使得該分析方法成為高速列車車內(nèi)噪聲預(yù)測的主要方法之一。統(tǒng)計能量分析通過求解系統(tǒng)的功率流平衡方程得出系統(tǒng)對外界的響應(yīng)，功率流平衡方程描述了子系統(tǒng)中能量損失以及能量流動之間的關(guān)系。一般情況下，子系統(tǒng)的共振模態(tài)性能都是相同的，系統(tǒng)平均能量響應(yīng)的大小由輸入系統(tǒng)的功率、系統(tǒng)內(nèi)的功率損失以及子系統(tǒng)之間的功率交換之間的大小關(guān)系決定。圖2給出了由2個子系統(tǒng)組成的系統(tǒng)中的功率流動和功率損失間的關(guān)系。

圖2 雙系統(tǒng)功率流動和功率損失關(guān)系

外界向子系統(tǒng)1輸入的功率P1：

P1=Pd1+P12-P21

(1)

外界向子系統(tǒng)2輸入的功率P2：

P2=Pd2+P21-P12

(2)

其中：Pd1=ωη1E1，Pd2=ωη2E2

(3)

P12=ωη12E1，P21=ωη21E2

(4)

式中：Pd1，Pd2——子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2流入外界的功率或自身的損耗功率；

P12——子系統(tǒng)1流入子系統(tǒng)2的功率；

P21——子系統(tǒng)2流入子系統(tǒng)1的功率；

ω——角頻率；

η1,η2——子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2的自身損耗因子;

η12——功率由子系統(tǒng)1流入子系統(tǒng)2時的耦合損耗因子；

η21——功率由子系統(tǒng)2流入子系統(tǒng)1時的耦合損耗因子；

E1,E2——子系統(tǒng)1、子系統(tǒng)2內(nèi)部的能量。

式(1)、式(2)還可用矩陣來表示：

(5)

由上可知，若一個系統(tǒng)由m個子系統(tǒng)組成，則其功率流平衡方程為：

(6)

(7)

圖4 動車子聲場設(shè)計示意圖

式中：Pi——外界向子系統(tǒng)i輸入的功率；

ηij——功率由子系統(tǒng)i流入子系統(tǒng)j時的耦合損耗因子；

ηi——子系統(tǒng)i的自身損耗因子；

Ei——子系統(tǒng)i內(nèi)部的能量。

式(6)可簡記為：

(8)

式中：[η]——子系統(tǒng)自身損耗因子矩陣；

{E}——子系統(tǒng)內(nèi)部能量矩陣；

{P}——外界傳遞到子系統(tǒng)的輸入功率矩陣。

因此，子系統(tǒng)內(nèi)部儲存的能量可表示為：

(9)

最后，根據(jù)聲能密度相關(guān)公式，得出聲學(xué)子系統(tǒng)i在分析頻段的平均聲壓級SPLEi的表達式為：

(10)

式中:ρ0——空氣密度；

c0——空氣中的聲速；

p0——參考聲壓；

Vi——子聲場i的體積。

2 車內(nèi)噪聲預(yù)測

2.1 高速動車組車內(nèi)噪聲預(yù)測簡化模型及驗證

動車組車內(nèi)噪聲傳遞路徑可簡化為如圖3所示的傳遞路徑。由于動車組的密封性能比較好，不存在外部噪聲通過泄漏進入車內(nèi)的問題；車內(nèi)空調(diào)噪聲屬于列車靜態(tài)下的噪聲，靜態(tài)噪聲不會影響列車在運行狀態(tài)下的車內(nèi)噪聲。因此，動車組車內(nèi)噪聲主要由車外噪聲經(jīng)過車體隔聲后透射進入車內(nèi)以及車體結(jié)構(gòu)振動的噪聲向車內(nèi)輻射引起。

根據(jù)現(xiàn)有高速動車組實車車內(nèi)布局，將動車組的一節(jié)動車車內(nèi)空間簡化為5個子聲場系統(tǒng)，其子聲場劃分如圖4所示。圖5給出了基于統(tǒng)計能量分析原理的車內(nèi)子聲場的功率流動關(guān)系圖。

圖3 動車組車內(nèi)噪聲傳遞路徑圖

基于上述模型及公式(6)建立簡化的車內(nèi)噪聲統(tǒng)計能量分析關(guān)系式，并進行軟件編程，進行車內(nèi)噪聲的初步預(yù)測評價，評價中的參數(shù)采用標準動車組的實車測試數(shù)據(jù)。在驗證過程中，先對噪聲源進行必要的修正，在求解統(tǒng)計能量分析方程組時對系數(shù)矩陣進行了正則化處理。圖6和圖7分別為在330 km/h 和370 km/h 運行速度下動車車內(nèi)端部和中部三分之一倍頻程噪聲預(yù)測值與實測值的對比圖。

可以看出，在330 km/h和370 km/h兩個速度級的運行狀態(tài)下，通過噪聲預(yù)測模型預(yù)測出的車內(nèi)噪聲值與通過試驗測得的實際車內(nèi)A計權(quán)噪聲值之間的差值均小于3 dB，由此可知所建立的車內(nèi)噪聲預(yù)測模型符合偏差要求，預(yù)測模型能夠準確地反映出車內(nèi)噪聲狀況。

圖5 基于統(tǒng)計能量分析原理的車內(nèi)子聲場功率流動關(guān)系圖

圖6 330 km/h車內(nèi)噪聲預(yù)測值與實測值對比圖

圖7 370 km/h車內(nèi)噪聲預(yù)測值與實測值對比圖

2.2 400 km/h動車組受電弓拖車車內(nèi)噪聲預(yù)測

基于標準動車組250 km/h、300 km/h、350 km/h、380 km/h速度下的運行試驗測試數(shù)據(jù)，通過數(shù)據(jù)擬合外推，預(yù)測動車組在400 km/h速度下運行的噪聲源及車內(nèi)噪聲。圖8給出了400 km/h動車組受電弓拖車車內(nèi)端部和中部的噪聲預(yù)測結(jié)果。

圖8 400 km/h動車組受電弓拖車客室預(yù)測噪聲的三分之一倍頻程曲線

由圖8可知，受電弓拖車車內(nèi)端部噪聲預(yù)測值為75.57 dB，噪聲主要集中在中低頻部分，在頻率為160 Hz時出現(xiàn)峰值，峰值大小為68.21 dB，該峰值頻率與動車組在試驗運行時的峰值頻率相同；中部噪聲預(yù)測值為71.56 dB，在頻率為630 Hz時出現(xiàn)峰值，峰值大小為62.96 dB，該峰值頻率同樣與試驗運行時相同。由此表明動車組在400 km/h速度下車內(nèi)噪聲的預(yù)測值符合車內(nèi)噪聲頻譜分布規(guī)律。

3 車體隔聲量最優(yōu)分配

根據(jù)國內(nèi)高速列車車內(nèi)噪聲設(shè)計要求，400 km/h動車組車內(nèi)端部噪聲應(yīng)不大于72 dB，車內(nèi)中部噪聲應(yīng)不大于70 dB。由預(yù)測結(jié)果可知，受電弓拖車車內(nèi)端部噪聲值高于車內(nèi)噪聲設(shè)計要求值3.57 dB，中部噪聲值高于設(shè)計要求值1.56 dB。因此，在設(shè)計400 km/h動車組時，基于車體等輻射原理對車體進行隔聲量的最優(yōu)分配，以有效提高受電弓拖車整車車體隔聲量，不僅使車內(nèi)噪聲滿足設(shè)計要求，而且可避免在車體設(shè)計過程中出現(xiàn)隔聲量設(shè)計不足或設(shè)計過度的問題。

對于動車組車廂，當車外噪聲經(jīng)過車體四周隔聲結(jié)構(gòu)后，車體各結(jié)構(gòu)向車內(nèi)輻射的聲功率都相等時，車體結(jié)構(gòu)的隔聲量達到最大。按圖4的模型，將受電弓拖車車體分成5個區(qū)段，每一區(qū)段部件對車內(nèi)輻射噪聲的大小相同，圖9給出了統(tǒng)計能量分析中某一子聲場的結(jié)構(gòu)尺寸示意圖。

圖9 子聲場示意圖

在計算過程中，該子聲場內(nèi)的聲能密度被認為是均勻的，即該子聲場內(nèi)的聲壓級處處相等。根據(jù)400 km/h動車組車內(nèi)噪聲設(shè)計要求定義該子聲場聲壓級目標值，由式(9)和式(10)計算出各子聲場在給定內(nèi)部聲壓級時的輸入功率。

以車內(nèi)某一子聲場i為例，先求出車體各結(jié)構(gòu)向子聲場i內(nèi)部輸入的總功率，然后對包圍該子聲場的車體結(jié)構(gòu)對子聲場i內(nèi)部輻射的聲功率進行最優(yōu)分配，具體計算過程如下。

(1) 車窗玻璃向子聲場i內(nèi)部輻射的最優(yōu)聲功率Pi1：

(11)

(2) 側(cè)墻板向子聲場i內(nèi)部輻射的最優(yōu)聲功率Pi2：

(12)

(3) 頂板向子聲場i內(nèi)部輻射的最優(yōu)聲功率Pi3：

(13)

(4) 地板向子聲場i內(nèi)部輻射的最優(yōu)聲功率Pi4：

(14)

式中：PiT——車體各結(jié)構(gòu)向子聲場i內(nèi)部輸入的總功率；

a,b,c,d,e,f——分別為車體相關(guān)結(jié)構(gòu)的尺寸。

在求得車體各結(jié)構(gòu)向子聲場輻射的最優(yōu)聲功率后，為了獲得車體的最優(yōu)隔聲量，還需要知道車體各結(jié)構(gòu)的入射聲功率。車體各結(jié)構(gòu)的入射聲功率Wi根據(jù)車外聲壓實測數(shù)據(jù)由式(15)計算得出。

(15)

式中:pi——車外噪聲聲壓的試驗數(shù)據(jù)；

S——車體結(jié)構(gòu)的面積。

最后由隔聲量的計算公式(16)得出車體各結(jié)構(gòu)的最優(yōu)隔聲量：

(16)

其中：

(17)

式中：TL——結(jié)構(gòu)的隔聲量；

τ——結(jié)構(gòu)傳遞系數(shù)；

Wt——透射聲功率。

圖10和圖11分別為受電弓拖車車體端部區(qū)域和中部區(qū)域隔聲量的重新分配值與實測值的對比分析圖。

由圖10可知，受電弓拖車車體端部區(qū)域隔聲量重新分配后，端部區(qū)域的地板在低頻區(qū)的隔聲量需要較大幅度的提高，在高頻區(qū)的隔聲量可以適當減少；端部區(qū)域的側(cè)墻和車窗玻璃在低頻區(qū)的隔聲量則不需要提高，在高頻區(qū)的隔聲量則需要大幅度提高；端部區(qū)域的頂板在中頻區(qū)的隔聲量需要提高。由于隔聲量是頻率的函數(shù)，評價隔聲量較為麻煩，因此國際標準化組織規(guī)定將計權(quán)隔聲量RW作為評價隔聲量的一種單值評價方法。通過計算計權(quán)隔聲量，重新分配隔聲量后端部地板RW值為58.9 dB，高于實測值3.1 dB；端部側(cè)墻RW值為40.4 dB，低于實測值2.0 dB；端部車窗玻璃RW值為40.4 dB，低于實測值0.9 dB；端部頂板RW值為44.2 dB，高于實測值0.9 dB。

由圖11可知，受電弓拖車車體中部區(qū)域隔聲量重新分配后，除中部區(qū)域的地板在低中頻區(qū)隔聲量需要提高外，車體其他結(jié)構(gòu)隔聲量均低于其原隔聲量。經(jīng)分析可知，由于受電弓拖車噪聲值在端部的超標值為3.57 dB，在中部的超標值為1.56 dB，車體隔聲量重新分配之后端部噪聲降幅較大，而中部噪聲降幅較小，導(dǎo)致端部子聲場向中部子聲場傳遞的能量降低。隔聲量重新分配后中部地板RW值為42.5 dB，高于實測值0.9 dB；中部側(cè)墻RW值為39.4 dB，低于實測值3.0 dB；中部車窗玻璃RW值為39.4 dB，低于實測值1.9 dB；中部頂板RW值為42.7 dB，低于實測值0.6 dB。

圖10 受電弓拖車車體端部區(qū)域隔聲量對比

圖11 受電弓拖車車體中部區(qū)域隔聲量對比

因此，為使400 km/h動車組車內(nèi)噪聲滿足設(shè)計要求，動車組拖車端部地板的隔聲量需提高3.1 dB，端部頂板的隔聲量需提高0.9 dB，中部地板的隔聲量需提高0.9 dB。另外，車體其他結(jié)構(gòu)均可適當降低隔聲量的要求。

4 結(jié)論

本文從正向設(shè)計車內(nèi)噪聲的思路出發(fā)，以現(xiàn)有高速動車組實車為基礎(chǔ)，通過試驗獲得了動車組車內(nèi)噪聲以及動車組車體隔聲量等相關(guān)試驗數(shù)據(jù)?；趧榆嚱M噪聲試驗數(shù)據(jù)，利用統(tǒng)計能量分析原理建立車內(nèi)噪聲預(yù)測模型，準確地預(yù)測出400 km/h動車組的車內(nèi)噪聲。在需要提高車體隔聲量的情況下，基于車體等輻射原理進行了車體隔聲量的最優(yōu)分配，不僅使車內(nèi)噪聲滿足設(shè)計要求，而且避免了車體設(shè)計過程中隔聲性能出現(xiàn)設(shè)計不足或設(shè)計過度的問題，完成了高速列車車內(nèi)環(huán)境的低噪聲設(shè)計。