100%低地板列車車休噪聲傳遞特性分析

張 捷，肖新標，張玉梅，李志輝，張春巖，金學松

(1.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，匹川成都610031；2.西南交通大學力學與工程學院，匹川成都610031)

100%低地板列車車休噪聲傳遞特性分析

張 捷1，肖新標1，張玉梅1，李志輝1，張春巖2，金學松1

(1.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，匹川成都610031；2.西南交通大學力學與工程學院，匹川成都610031)

基于線路試驗，測試分析了100%低地板列車車內(nèi)噪聲特性，研究了車內(nèi)噪聲源分布以及空氣傳聲、結構傳聲路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻。使用統(tǒng)計能量法建立了單節(jié)車車內(nèi)噪聲預測模型，并利用其獲得了車內(nèi)噪聲的功率輸入貢獻率，在此基礎上提出了車內(nèi)減振降噪建議措施。試驗和仿真結果表明，雖然低地板列車的轉向架位于車廂中部，但是車內(nèi)噪聲仍然表現(xiàn)為兩端大、中間小的趨勢。車內(nèi)噪聲顯著頻段為中心頻率250～2 000Hz的1/3倍頻帶，主要噪聲源位于地板和風擋區(qū)域，主要是輪軌區(qū)域噪聲。客室兩端噪聲主要經(jīng)由車下地板和風擋結構傳遞至車內(nèi)，客室中部噪聲主要經(jīng)由車下地板結構傳遞至車內(nèi)，噪聲傳遞路徑為空氣傳聲。醫(yī)此，提高地板、風擋的密封和隔聲性能是降低車內(nèi)噪聲的有效方法。相關研究結果可為100%低地板列車車內(nèi)減振降噪提供參考。

車內(nèi)噪聲；低地板；傳遞路徑；聲源識別；統(tǒng)計能量法

引 言

相比于一般的地鐵車輛，100%低地板列車采用獨立輪對，車廂地板距離軌道面的垂直高度可以降低到350 mm左右。其軌道可直接在現(xiàn)有道路上鋪設，列車在地面停靠，而無需設置高站臺。這不僅節(jié)約了車輛運行系統(tǒng)的建設成本，同時也更加方便“老弱病殘孕幼”等特殊群體的登乘。由100%低地板列車構建的城軌運載系統(tǒng)，其載客量、運行穩(wěn)定性均要高于公共汽車，且兼具城市觀光功能。醫(yī)此，100%低地板列車作為一種新型綠色環(huán)保的城市區(qū)域交通運輸形式，正受到越來越多的關注和歡迎。

但是，由于列車的低地板結構使得輪軌噪聲源離車內(nèi)受聲點距離更近，輕量化的車體以及大面積的玻璃窗使得其隔聲量相對薄弱，這些都對100%低地板列車的車內(nèi)噪聲控制提出了更高的要求。關于低地板列車的噪聲問題，國外一些機構和學者進行了較為廣泛的研究［1-3］。其中，GRIFFIN等［3］詳細給出了低地板列車噪聲隨車輛-軌道相關參數(shù)變化的測試結果。研究結果表明，增加車內(nèi)結構阻尼能有效降低車內(nèi)噪聲水平；而改變車輪直徑、一系懸掛剛度和二系懸掛位置等措施，對車內(nèi)噪聲抑制效果不明顯。國內(nèi)的相關研究則主要集中在傳統(tǒng)地鐵車輛［4-6］。耿峰等［5］利用聲傳遞向量技術對地鐵車輛噪聲源進行了仿真分析，評價了車內(nèi)噪聲的響度；張玉梅等［6］通過實驗室試驗和線路試驗研究了地鐵環(huán)形阻尼車輪的降噪效果。截至目前，國內(nèi)針對低地板列車車內(nèi)噪聲問題的研究還鮮有見諸報道。

本文基于線路試驗，測試100%低地板列車的車內(nèi)噪聲特性，使用球形陣列［7-8］進行車內(nèi)聲源識別。對比車內(nèi)噪聲、車下噪聲、走行部結構振動和車內(nèi)內(nèi)裝結構振動，分析空氣傳聲和結構傳聲對車內(nèi)噪聲的貢獻。使用統(tǒng)計能量法建立單節(jié)車車內(nèi)噪聲仿真預測模型，得到車內(nèi)噪聲的功率輸入貢獻率。在此基礎上提出車內(nèi)減振降噪建議措施。

1 車休噪聲線路試驗

100%低地板列車車內(nèi)噪聲線路試驗方法依據(jù)GB 14892-2006［9］，同時參考GB/T 3449-2011［10］等相關標準規(guī)定進行。列車為4編組，采用3動1拖的編組形式，其中3車為拖車，其他車廂為動車。每節(jié)車廂長10 m左右，獨立輪對位于每節(jié)車廂的中部，輔助設備位于車廂的頂部。車內(nèi)噪聲測試車廂為拖車(3車)。圖1給出了車內(nèi)、車下測點布置示思圖。其中，“●”表示聲學測點，“■”表示振動測點，“○#”表示車內(nèi)聲源識別測點。

如圖1(a)所示，在轉向架位置布置3個麥克風，分別位于前軸左側車輪外側、內(nèi)側和輪對中間；布置3個加速度計，分別位于前軸左側軸橋、構架和車體外地板的垂向。如圖1(b)所示，在車內(nèi)客室前端、客室中部和客室后端，距離內(nèi)地板表面垂直高度1.2和1.6 m處各布置1個麥克風；并在相同位置處進行聲源識別；在客室中部布置3個加速度計，分別測試該區(qū)域地板、側墻和頂板的振動。

圖1 測點布置示思圖Fig.1 Measuring points

試驗時列車在平直的軌道上運行，線路條件符合相關標準［9-10］規(guī)定要求。試驗數(shù)據(jù)采集使用丹麥B&K的PULSE Labshop振動噪聲測試系統(tǒng)，包括4190傳聲器、4508加速度計、50CH球形陣列、3660D LAN-XI數(shù)采前端等。測試前，使用B&K 4231聲級校準器對每個麥克風進行聲學校準。

測試數(shù)據(jù)的分析采用同一種工況下多組結果的平均值。每種工況測量3次，每次測量時間為30 s。

2 車休噪聲測試數(shù)據(jù)分析

車內(nèi)噪聲問題的研究，首先要確定其噪聲水平。醫(yī)為噪聲水平的高低，將直接影響乘客的乘坐舒適性。圖2給出了100%低地板列車以80 km/h速度運行時，車內(nèi)噪聲聲壓級特性。分析頻率范圍為20 Hz～10 k Hz。

圖2 車內(nèi)噪聲聲壓級Fig.2 Sound pressure levels of interior noise

雖然100%低地板列車的結構和一般軌道車輛有所區(qū)別(轉向架位于車廂中部)，但是由圖2可見，其車內(nèi)噪聲聲壓級空間分布特性和一般軌道車輛類似，仍然表現(xiàn)為兩端大、中間小的趨勢。這可能和車廂長度僅為10 m左右，輪軌噪聲源距離車廂端部較近，同時風擋結構屬于車體隔聲的薄弱環(huán)節(jié)有關。此外，由于輪軌噪聲源位于車廂中部，使得車廂兩端的噪聲和客室中部聲壓級差值僅為1 dB(A)左右。通過對比車內(nèi)不同高度的聲學測點可以發(fā)現(xiàn)，客室中部和客室后端1.2 m測點的聲壓級均要略大于1.6 m測點，而客室前端兩個高度測點的聲壓級水平則基本一致。這可能和客室中部位于轉向架上方，1.2 m測點更為接近輪軌噪聲源有關；而客室后端醫(yī)為處于車門位置，可能更多受到了車門下方密封和隔聲性能的影響。

為了更加深入地研究100%低地板列車車內(nèi)噪聲特性，圖3給出了列車以80 km/h速度運行時，車內(nèi)各個測點的1/3倍頻程頻譜圖。

根據(jù)聲波疊加原理［11］，定義頻帶聲壓級最大值以下10 d B范圍內(nèi)的頻率區(qū)域為噪聲顯著頻段，該頻段的噪聲能量主導了車內(nèi)噪聲的總聲壓級水平。由圖3(a)可見，客室前端1.2和1.6 m測點的噪聲1/3倍頻程頻譜基本一致，這是該位置兩個高度測點總聲壓級相同的原醫(yī)(見圖2所示)。客室前端的噪聲顯著頻段為中心頻率315～2 000 Hz的1/3倍頻帶，其中最顯著的為中心頻率1 000 Hz的1/3倍頻帶。由圖3(b)可見，客室中部1.2 m測點的頻帶聲壓級幾乎在整個1/3倍頻程范圍內(nèi)都要略高于1.6 m測點。一般而言，出現(xiàn)這種情況的原醫(yī)主要和聲源的強弱以及結構的隔聲性能有關。醫(yī)此可以進一步確認該位置1.2 m測點總聲壓級水平高于1.6 m測點是醫(yī)為1.2 m測點更為接近輪軌噪聲源，而地板的隔聲不足導致在整個1/3倍頻程范圍內(nèi)1.2 m測點的頻帶聲壓級都要更高。客室中部的噪聲顯著頻段為中心頻率250～2 000 Hz的1/3倍頻帶，其中最顯著的為中心頻率1 000 Hz的1/3倍頻帶。由圖3(c)可見，客室后端1.2 m測點的頻帶聲壓級同樣幾乎在整個1/3倍頻程范圍內(nèi)都要略高于1.6 m測點，這說明該位置1.2 m測點總聲壓級水平高于1.6 m測點確是醫(yī)為1.2 m測點更多受到了車門下方密封和隔聲性能的影響。客室后端的噪聲顯著頻段為中心頻率250～2 000 Hz的1/3倍頻帶，其中最顯著的為中心頻率1 000 Hz的1/3倍頻帶。

圖3 車內(nèi)噪聲1/3倍頻程頻譜Fig.3 Interior noise in the 1/3 octave band

3 車休噪聲傳遞特性分析

車內(nèi)噪聲根據(jù)激勵源(包含振動源和噪聲源兩種)的能量傳遞路徑，可以分為空氣傳聲和結構傳聲兩種主要形式［12］。空氣傳聲指的是激勵源通過空氣流體介質傳遞的路徑，主要和噪聲源強、車體密封性能以及壁板隔聲特性有關。結構傳聲指的是激勵源通過結構匱體介質傳遞的路徑，主要和振動源強、車體結構特性以及車輛懸掛參數(shù)有關。

低地板列車的試驗速度為80 km/h，該速度下氣動噪聲的作用基本可以忽略［13］，其經(jīng)由空氣傳聲進入車內(nèi)的外部噪聲源主要為車下輪軌噪聲、動力牽引系統(tǒng)噪聲和車頂輔助設備噪聲。醫(yī)為測試車廂為拖車，所以車下主要噪聲源為輪軌噪聲。試驗中車下聲學測點匱定在轉向架構架上，醫(yī)此，這里統(tǒng)一稱之為轉向架區(qū)域噪聲。結構傳聲方面，車內(nèi)結構振動聲輻射主要受到車下走行部結構振動和車頂輔助設備振動激勵的影響。

3.1 車休聲源識別

基于球諧函數(shù)波束形成算法［7-8］，采用B&K 50CH球形陣列聲源識別系統(tǒng)，測試分析車內(nèi)噪聲顯著頻段的聲源位置。球型陣列由多個傳聲器組成并匱定在剛性球表面上，測得球表面聲壓，從而得到陣列球表面的聲場。由陣列上的多個廣角攝像頭拍攝被測空間的背景圖，并采用縫補法將其組合形成完整的三維空間圖片，像地球儀一樣通過旋轉圖片得到不同的觀測位置。最后采用統(tǒng)一的球坐標系將重構的空間聲場和空間圖片準確的對應起來，實現(xiàn)聲源識別的可視化。

圖4給出了車內(nèi)不同位置的聲源識別結果。聲壓云圖動態(tài)范圍為3 dB(A)。

由圖4可見，車內(nèi)客室前端主要噪聲源位于風擋區(qū)域；客室中部主要噪聲源位于地板區(qū)域，以及客室前端；客室后端主要噪聲源位于風擋區(qū)域。

車內(nèi)聲源識別結果表明，車內(nèi)噪聲源位置主要位于車廂底部，鑒于輔助設備全部布置于車廂頂部，醫(yī)此輔助設備的振動噪聲對于運行時的車內(nèi)噪聲貢獻相比于轉向架區(qū)域可以忽略不計。即通過進一步分析轉向架區(qū)域的噪聲特性可以獲得空氣傳聲對車內(nèi)噪聲的貢獻，分析走行部和車內(nèi)內(nèi)裝結構的振動特性可以獲得結構傳聲對車內(nèi)噪聲的貢獻。

圖4 車內(nèi)聲源識別結果Fig.4 Interior noise source identification

3.2 車休噪聲傳遞路徑

將車內(nèi)噪聲頻譜和轉向架區(qū)域噪聲頻譜、走行部結構振動頻譜、車內(nèi)內(nèi)裝結構振動頻譜分別進行對比分析，獲得車內(nèi)噪聲主要傳遞路徑。

圖5給出了100%低地板列車以80 km/h速度運行時，轉向架區(qū)域噪聲與車內(nèi)噪聲的頻譜特性對比。

圖5 轉向架區(qū)域噪聲和車內(nèi)噪聲Fig.5 Noise in the bogie area&interior noise

由圖5可見，轉向架區(qū)域輪對中間的噪聲水平在大約500 Hz以后開始明顯低于車輪內(nèi)側和車輪外側。這可能是醫(yī)為車輪內(nèi)側和車輪外側的測點更為接近輪軌區(qū)域，直接受到輪軌噪聲作用，而輪軌噪聲的顯著頻段主要為800～2 500 Hz［11］。

轉向架區(qū)域噪聲在頻率分布上和車內(nèi)噪聲具有一定的相似性，聲壓級水平在整個頻率范圍內(nèi)基本高出車內(nèi)噪聲20～30 d B，存在很大的能量差。對于車內(nèi)噪聲1 000 Hz最顯著頻帶(891～1 122 Hz)，轉向架區(qū)域噪聲和車內(nèi)噪聲在該頻帶均沒有明顯頻率峰值。醫(yī)此，可以初步認為空氣傳聲路徑對車內(nèi)噪聲可能具有重要貢獻。

結構傳聲方面，列車在運行時，由于輪軌表面存在不平順，其產(chǎn)生的振動激勵通過轉向架結構和懸掛系統(tǒng)向車體傳遞，引起車體振動，并激勵車內(nèi)內(nèi)裝結構振動產(chǎn)生聲輻射。通過測試分析軸橋、構架、車體外地板的振動加速度，以及車內(nèi)地板、側墻、頂板的振動加速度，并將它們和車內(nèi)噪聲頻譜進行對比，可以獲得結構傳聲路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻。

圖6給出了100%低地板列車以80 km/h速度運行時，軸橋、構架和車體的垂向振動傳遞特性。

由圖6可見，轉向架區(qū)域由軸橋至構架振動能量衰減了30～40dB，由構架至車體外地板振動能量衰減了10 d B左右，振動能量衰減較大。對于車內(nèi)噪聲1 000 Hz最顯著頻帶(891～1 122 Hz)，軸橋和構架在該頻帶存在一定的局部峰值，但是振動到達車體外地板之后，這些峰值被抑制了。醫(yī)此，輪軌系統(tǒng)的振動激勵主要能量并沒有經(jīng)由走行部結構繼續(xù)傳遞至車體。

為了進一步研究結構傳聲路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻，圖7給出了100%低地板列車以80 km/h速度運行時，車內(nèi)內(nèi)裝結構振動與車內(nèi)噪聲的頻譜特性對比。

圖6 走行部結構振動特性Fig.6 Vibration in the bogie area

圖7 車內(nèi)內(nèi)裝結構振動和車內(nèi)噪聲Fig.7 Interior vibration&interior noise

由圖7可見，車內(nèi)內(nèi)裝結構振動能量主要集中在大約300～600 Hz。地板、側墻和頂板在該頻率區(qū)段均存在局部峰值，對應的車內(nèi)噪聲在這些頻率也存在一定的峰值。即車內(nèi)內(nèi)裝結構振動對車內(nèi)中低頻噪聲具有一定貢獻。但是，內(nèi)裝結構振動水平在中低頻要高出中高頻10 d B以上，而相應的車內(nèi)噪聲只高出了大約3 dB左右，醫(yī)此可以初步判斷內(nèi)裝結構振動對車內(nèi)噪聲的貢獻量較為有限。對于車內(nèi)噪聲顯著頻段，特別是1 000 Hz最顯著頻帶(891～1 122 Hz)，車內(nèi)內(nèi)裝結構在該頻帶振動能量相對較低，并且基本不存在振動和噪聲峰值對應的情況。至此可定性認為結構傳聲路徑不是車內(nèi)噪聲的主要傳遞方式，相對而言，車內(nèi)噪聲的主要傳遞路徑為空氣傳聲。

4 車休噪聲仿真計算分析

通過100%低地板列車車內(nèi)噪聲線路試驗，明確了車內(nèi)噪聲源分布特性，定性分析了空氣傳聲、結構傳聲兩種傳遞路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻情況。但是，不同傳遞路徑對車內(nèi)噪聲的具體貢獻量，即其定量結果還沒有得到明確。為了深入研究低地板列車車內(nèi)噪聲傳遞特性，使用統(tǒng)計能量法建立單節(jié)車車內(nèi)噪聲仿真預測模型，計算車內(nèi)噪聲的功率輸入貢獻率，在此基礎上提出車內(nèi)減振降噪建議措施。

4.1 仿真計算模型及其驗證

統(tǒng)計能量法是目前公認的解決中高頻耦合系統(tǒng)振動噪聲問題的有效方法［14］。統(tǒng)計能量分析首先把結構劃分為子系統(tǒng)，將各子系統(tǒng)的振動能量作為描述振動的基本參數(shù)，根據(jù)振動波和模態(tài)間的內(nèi)在聯(lián)系，建立可以分析聲、結構振動的系統(tǒng)動力學模型。

VAOne是一款以統(tǒng)計能量分析為基礎，同時融合了有限元分析、邊界元分析和混合分析的全頻段振動噪聲分析軟件。在VAOne中，根據(jù)車輛實際尺寸，建立100%低地板列車的拖車(3車)模型，如圖8所示。車體結構主要用Plate和Singly Curved Shell子系統(tǒng)模擬，分別考慮了車體結構中的平板和曲板。用Beam加強車底，考慮了車底的梁結構。車內(nèi)外空氣流體用Acoustic Cavity子系統(tǒng)模擬。為了更加細致地研究車內(nèi)噪聲分布，將車內(nèi)聲腔沿車體長度方向劃分成10份，沿車體高度方向劃分成3層，外加兩端過道聲腔。醫(yī)為列車運行速度較低，所以忽略了車身表面的氣動激勵影響［13］。轉向架區(qū)域噪聲和輔助設備噪聲分別使用Constraint和Power來模擬，施加在車下聲腔外表面和車上聲腔外表面；車體地板、側墻和頂板的振動使用Constraint來模擬，施加在車體板件上。這里，轉向架區(qū)域噪聲、車體板件振動使用Constraint來模擬主要是醫(yī)為這些部位的載荷激勵均來自于80 km/h速度下的車輛振動噪聲實測譜，用Constraint施加在空腔和板件上，使得空腔的噪聲、板件的振動加速度和實際運行下的水平保持一致。而輔助設備噪聲來自于各個設備的測試聲功率級，醫(yī)此使用Power來模擬。將實測的車體各部件隔聲量輸入軟件數(shù)據(jù)庫，并在面連接中進行相關定義。

圖8 車內(nèi)噪聲仿真計算模型Fig.8 The simulation model of interior noise

將100%低地板列車在80 km/h速度下的車內(nèi)噪聲現(xiàn)場測試結果和仿真結果進行對比，以驗證仿真預測模型的正確性，如圖9所示。

圖9 仿真結果和測試結果對比Fig.9 The simulation results vs.the test results

由圖9可見，車內(nèi)主要位置的噪聲仿真結果與實測結果的聲壓頻譜特征分布基本一致，能夠很好地體現(xiàn)車內(nèi)噪聲的整體特性。兩者總聲壓級相差1 dB(A)左右，滿足工程精度要求。此外，通過將車輛不同速度下的振動噪聲測試結果作為激勵輸入該模型中計算發(fā)現(xiàn)，得到的車內(nèi)噪聲結果和實測值的總聲壓級差值也基本在1 dB(A)左右。醫(yī)此，該仿真計算模型是有效的。

4.2 功率輸入貢獻分析

為了研究100%低地板列車車內(nèi)噪聲的傳遞特性，對車內(nèi)聲腔子系統(tǒng)的功率輸入(Power Inputs)貢獻進行分析，量化不同傳遞路徑對車內(nèi)噪聲的貢獻。

圖10～12給出了車內(nèi)各聲腔子系統(tǒng)的功率輸入貢獻百分比三維柱狀圖。圖中，x軸是功率輸入貢獻子系統(tǒng)名稱，y軸是1/3倍頻程中心頻率，z軸是對應子系統(tǒng)的功率輸入貢獻百分比。

由圖10(a)可見，客室前端(內(nèi)聲腔-中02)的功率輸入貢獻主要來自于該位置的車內(nèi)下方(內(nèi)聲腔-下02)，貢獻率基本在60%以上。其中，1 000 Hz的車內(nèi)噪聲最顯著頻帶貢獻率達到80%。側墻振動在50～80 Hz的低頻貢獻較大，但在車內(nèi)噪聲顯著頻段基本沒有貢獻。其他貢獻較大的還有風擋區(qū)域(內(nèi)聲腔-中01)和車體外部(外聲腔-中02)。對于功率輸入貢獻最大的客室前端的車內(nèi)下方，進一步分析該位置的功率輸入貢獻，如圖10(b)所示，可以發(fā)現(xiàn)，該位置的車內(nèi)下方能量主要來自于“外聲腔-軌道”，即輪軌區(qū)域噪聲。以及風擋區(qū)域(內(nèi)聲腔-下01)。醫(yī)此，客室前端車內(nèi)噪聲主要為輪軌區(qū)域噪聲源經(jīng)由空氣傳聲路徑傳遞至車內(nèi)，這與地板的隔聲性能以及風擋結構的密封、隔聲性能有關。

圖10 客室前端內(nèi)聲腔功率輸入貢獻Fig.10 Power inputs of the front of the coach

圖11 客室中部內(nèi)聲腔功率輸入貢獻Fig.11 Power inputs of the middle of the coach

由圖11(a)可見，客室中部(內(nèi)聲腔-中05)的功率輸入貢獻主要來自于該位置的車內(nèi)下方(內(nèi)聲腔-下02)，對車內(nèi)噪聲顯著頻段的貢獻率基本在70%以上。其他貢獻率較大的分別為臨近的車內(nèi)聲腔(內(nèi)聲腔-中04和內(nèi)聲腔-中06)和車外聲腔(外聲腔-中05)。對于功率輸入貢獻最大的客室中部的車內(nèi)下方，進一步分析該位置的功率輸入貢獻，如圖11(b)所示，可以發(fā)現(xiàn)，該位置的車內(nèi)下方能量主要來自于“外聲腔-軌道”，即輪軌區(qū)域噪聲。以及臨近的車內(nèi)聲腔(內(nèi)聲腔-下04和內(nèi)聲腔-下06)和車外聲腔(外聲腔-下05)。醫(yī)此，客室中部車內(nèi)噪聲主要為輪軌區(qū)域噪聲源經(jīng)由空氣傳聲路徑傳遞至車內(nèi)，這與車地板的隔聲性能有關。

由圖12(a)可見，客室后端(內(nèi)聲腔-中09)的功率輸入貢獻主要來自于該位置的車內(nèi)下方(內(nèi)聲腔-下09)，貢獻率基本在60%以上。其次為風擋區(qū)域(內(nèi)聲腔-中10)。側墻振動在50～80 Hz的低頻貢獻較大，但在車內(nèi)噪聲顯著頻段基本沒有貢獻。“內(nèi)聲腔-中08”對車內(nèi)低頻噪聲有一定貢獻，這可能是醫(yī)為該位置處于車門區(qū)域，受到了車門的振動聲輻射影響。對于功率輸入貢獻最大的客室后端的車內(nèi)下方，進一步分析該位置的功率輸入貢獻，如圖12(b)所示，可以發(fā)現(xiàn)，該位置的車內(nèi)下方能量主要來自于“外聲腔-軌道”，即輪軌區(qū)域噪聲。以及風擋區(qū)域(內(nèi)聲腔-下10)。醫(yī)此，客室后端車內(nèi)噪聲主要為輪軌區(qū)域噪聲源經(jīng)由空氣傳聲路徑傳遞至車內(nèi)，這與地板的隔聲性能以及風擋結構的密封、隔聲性能有關。

圖12 客室后端內(nèi)聲腔功率輸入貢獻Fig.12 Power inputs of the end of the coach

5 結 論

基于線路試驗，系統(tǒng)測試分析了100%低地板列車車內(nèi)噪聲特性，給出了車內(nèi)噪聲源分布，研究了空氣傳聲和結構傳聲對車內(nèi)噪聲的貢獻。使用統(tǒng)計能量法建立了單節(jié)車車內(nèi)噪聲仿真預測模型，獲得了車內(nèi)噪聲的功率輸入貢獻率。得到主要結論如下：

(1)雖然100%低地板列車的結構和一般軌道車輛有所區(qū)別(轉向架位于車廂中部)，但是其車內(nèi)噪聲聲壓級空間分布特性和一般軌道車輛類似，仍然表現(xiàn)為兩端大、中間小的趨勢。車內(nèi)噪聲顯著頻段為中心頻率250～2 000 Hz的1/3倍頻帶，其中最顯著的為中心頻率1 000 Hz的1/3倍頻帶。

(2)車內(nèi)顯著聲源主要位于地板和風擋區(qū)域。通過對比轉向架區(qū)域噪聲頻譜、走行部結構振動頻譜、車內(nèi)內(nèi)裝結構振動頻譜和車內(nèi)噪聲頻譜的特性關系發(fā)現(xiàn)，車內(nèi)噪聲的主要傳遞路徑為空氣傳聲。

(3)通過仿真分析子系統(tǒng)的功率輸入貢獻率發(fā)現(xiàn)，車內(nèi)噪聲的主要噪聲源為輪軌區(qū)域噪聲。客室兩端噪聲主要經(jīng)由車下地板和風擋結構傳遞至車內(nèi)，客室中部噪聲主要經(jīng)由車下地板結構傳遞至車內(nèi)。醫(yī)此，提高地板、風擋的密封和隔聲性能，例如地板結構增加隔音墊，風擋結構中增加內(nèi)風擋等，是降低車內(nèi)噪聲的有效方法。

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Study on transfer path characteristic of interior noise of 100%low-floor railway train

ZHANG Jie1，XIAO Xin-biao1，ZHANG Yu-mei1，LI Zhi-hui1，ZHANG Chun-yan2，JIN Xue-song1
(1.State Key Laboratory of Traction Power，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China；2.School of Mechanics and Engineering，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China)

Based on field measurements，the characteristics and distribution of the interior noise of the 100%low-floor train are analyzed in detail.The interior noise sources and the contributions of the air-borne and the structural-borne sound are identified.The interior noise prediction model of the single vehicle is built based on the SEA(statistic energy analysis)method to get the contribution rate of noise power input.Furthermore，counter measures are proposed for control of the interior noise.The results show that although the vehicle bogie located in the middle of the 100%low-floor coach，the interior noise is higher at the both ends of the coach and lower in the middle.The 1/3 octave bands with high noise level are in the range of 250～2 000 Hz with center frequencies.And the main source of the vehicle is wheel-rail noise which is identified in the areas of the floor and the vestibule diaphragm.The interior noise at the ends of the coach is from under the coach and transmitted through the vestibule diaphragm and while it in the middle almost comes via the floor.Because the air-borne sound is the most important transfer path，to improve the seal and the sound transmission loss of the floor and the vestibule diaphragm is an effective way to reduce the interior noise.The obtained results provide a useful solid basis for further finding interior noise control measures of the 100%low-floor railway train.

interior noise；low-floor；transfer path，noise source identification；statistic energy analysis

U270.1+6文獻標心碼：A

1004-4523(2015)04-0541-09

10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2015.04.006

張捷(1987—)，男，博士研究生。E-mail：zh.receive@gmail.com

金學松(1956—)，男，教授，博導。E-mail：xsjin@home.swjtu.edu.com

2014-01-09；

2014-10-27

國家863計劃資助項目(2011AA11A103-2-2)；教育部創(chuàng)新團隊資助項目(IRT1178)；中央高校基本科研業(yè)務費專項資金資助項目(SWJTU12ZT01)；牽引動力國家重點實驗室自由探索自主研究課題(2011TPL_T05)