高速列車車內“聲-振”特性試驗

郭建強， 葛劍敏， 朱雷威

(1. 同濟大學 物理科學與工程學院，上海 200092；2. 中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266111)

為滿足高速運行工況下的車內壓力波動小、乘坐舒適性要求，高速列車為全氣密車廂，車體的設計具有良好的水密性和氣密性，因此從聲音的傳播路徑上考慮，從車外直接傳遞到車內的泄露聲可以忽略不計.按照激勵方式的不同，車外噪聲源以空氣聲和結構聲的方式傳播到車內[1].從車內聲腔的角度考慮，2種方式均體現為內飾板振動與車內聲場的耦合特性.筆者曾以高速列車車頂結構為研究對象，分析了車體振動與聲場響應的關系，給出了1/3倍頻程各頻率下的“聲-振”關系式[2]，進而針對受電弓區噪聲較高的問題，提出一種受電弓減振安裝結構，實驗室驗證降噪效果可達到4 dB(A)[3]，這能夠很好地解決了袁旻忞等[4]提出的受電弓區結構聲傳遞問題.文獻[5-6]研究了結構振動與聲傳播的關系，包括聲致振動、聲波在結構中的傳播、不同形式入射波導致的結構響應差異，并對雙層板中空結構的隔聲性能進行了探討.左曙光等[7]分析了影響板結構聲輻射的主要因素，提出結構振型主導中低頻聲輻射、振幅決定高頻輻射的觀點.作者也與帥仁忠等[8]合作，對薄板結構低頻隔聲性能與振動模態特性進行了研究，并采用聲學靈敏度方法研究了高速列車車體型材聲學響應與各面板振動的關系，提出了高速列車車體型材斷面的聲學優化方向[9].

在上述研究基礎上，應用振動聲輻射理論，在薄板理論假設前提下分析空間聲場與板件振動的關系，并用高速列車局部車體臺架試驗進行驗證，用此理論解釋高速動車組車內噪聲低頻峰值來源以及導致隧道運行噪聲增加的傳播途徑2個問題.

1 振動聲輻射理論

在均勻的理想流體媒質中，小振幅板輻射聲場滿足介質的聲波動方程[10]，如式(1)：

(1)

聲輻射時，結構和聲場的協調條件是，垂直于板的聲粒子速度分量應等于板表面的法向振動速度.

假設板表面的法向振動速度υn(t)為

υn(t)=υnaejω t

(2)

式中：υna為振幅；ω為角頻率；t為時間.

已知板表面任意一點rS的法向振動速度為υna(rS)，通過瑞利積分可得到遠場輻射聲壓[6]：

(3)

式中：ρ0為流體密度；k為波數；S為面積；R=|r-rS|為選取點到矩形板表面一點的距離.

2 局部結構臺架試驗驗證

根據振動聲輻射理論可知，空間某點的聲壓級來源于板上各點振動輻射噪聲的疊加.取高速列車車頂局部結構為研究對象，開展臺架試驗研究與驗證.四周采用混凝土墻密封，避免外部其他聲源和側向漏聲的影響，頂部為實際的高速列車車頂結構，試驗臺如圖1所示.試驗時先用集中力掃頻方式激勵車體，在車內同時測試內飾頂板振動和距離頂板200 mm處的聲壓級，建立聲壓級和振級的關系，如式(4)所示.

Lp=Lv+c

(4)

式中：Lp為聲壓級，dB；Lv為振級，dB；c為常數.

對于平面聲波，聲壓p與質點速度u的關系如式(5)所示：

p=ρac0u

(5)

式中：ρa是空氣密度；c0是空氣中的聲速.兩者乘積是空氣的特性阻抗，在20 ℃標準大氣壓下，ρac0=415 kg·m-2·s-1.

上式兩邊同時除以p0u0并取對數，可以得到如式(6)所示的聲壓級和振級關系式：

(6)

式中：p0為參考聲壓，p0=2×10-5Pa；μ0參考速度，μ0=1×10-6m·s-1.

圖1 局部結構試驗臺

用面聲源在車頂施加一個白噪聲激勵，測試獲得各個頻段的內飾頂板振動和近場聲壓級.將振動數據代入式(4)，計算獲得的聲壓級與實測聲壓級具有很高的吻合度，如圖2所示.這說明，內飾板振動和車內聲場耦合響應特性在空氣聲和結構聲傳播過程中具有普遍適用性，可用于高速列車實車線路運行條件下的車內噪聲特性分析.

圖2 “聲-振”關系驗證

3 高速列車實車試驗

3.1 “聲-振”斷面測試

為分析車內噪聲低頻峰值來源，研究導致隧道運行噪聲增加的傳播途徑，在某高速列車線路試驗過程中開展了車內“聲-振”特性試驗，研究不同速度級車內噪聲特性與內飾板振動的關系.

列車的內飾板按照結構功能不同，可以分為地板、窗下墻板、窗口墻板、車窗、側頂板、中頂板六部分.以車輛縱向中心面為分界面，各面板均為左右對稱結構，如圖3所示.基于這種結構對稱性，在進行“聲-振”斷面測試時，只在半個斷面范圍內布置噪聲和振動測點.測點布置圖和現場照片如圖4所示.

a 內飾板分塊b “聲振”斷面測點

圖3 內飾板分塊及“聲-振”斷面測點布置

圖4測試現場照片

Fig.4Testsitephotos

3.2 車內噪聲和振動的相關性分析

高速列車車內噪聲實際上是內飾板振動的響應，車內距離地板面1.2 m的聲壓級是六部分內飾板振動輻射噪聲疊加的結果，可等效為多輸入單輸出系統.

相干函數γ(f)能夠反映輸入和輸出過程在各頻率分量上的線性相關度，可根據輸入和輸出過程的自功率譜密度函數和互功率譜密度函數計算[11].

(7)

式中：f為頻率；Gxy(f)為互相關函數；Gxx(f)和Gyy(f)分別為x、y信號的自相關函數.

相干函數反映了車內噪聲與內飾板振動之間的相關性，計算結果表明，絕大多數頻段的相關性均在0.9以上，整個頻段的平均相關系數達到0.94，如圖5所示.車內噪聲和內飾板振動的高度相關性說明，內飾板振動輻射是車內噪聲的主要來源，從內飾板振動的角度來分析車內噪聲問題是一種合理可信的分析方法.

圖5 車內噪聲與內飾板振動的相關性

3.3 不同速度級的“聲-振”特性

圖6給出了200 km·h-1、250 km·h-1、300 km·h-1、350 km·h-1四個速度級的車內噪聲頻譜，并用虛線框出了從噪聲峰值下降10 dB(A)的頻帶范圍作為噪聲控制的重點頻帶.可以看出，隨著速度級的提升，需要重點控制的頻帶范圍越來越小，越來越向中低頻集中，350 km·h-1速度級下的重點控制頻帶為100 Hz～630 Hz，而315 Hz～630 Hz頻帶的聲壓級比160 Hz的峰值低約9 dB(A).若進一步忽略該頻帶的影響，則高速下車內噪聲的重點控制頻帶為100～315 Hz，這在內飾板振動頻譜上的體現尤為明顯.以地板振動為例，由于車輛采取的減振措施，總體上看，250 Hz以上的振動幅值較小，個別頻率出現振動峰值，在200 km·h-1和250 km·h-1速度工況下，與低頻幅值相當，在300 km·h-1和350 km·h-1速度工況下，則遠遠小于低頻峰值，如圖7所示.

圖6 不同速度級車內噪聲頻譜

圖7 不同速度級下的內飾地板振動頻譜

3.4 350 km·h-1速度級“聲-振”特性

車內1/3倍頻程譜顯示，低頻成分對車內噪聲影響顯著，主要峰值頻段出現在160～250 Hz頻段，其中，160 Hz的峰值最高，如圖8所示，比相鄰的125 Hz高7 dB(A)，比200 Hz高3 dB(A)，對車內噪聲總值貢獻最大.分析獲得該頻段噪聲的主要來源，對其進行優先控制，是降低車內噪聲最經濟有效的途徑.

圖8 350 km·h-1時車內噪聲頻譜

對車內噪聲進行窄帶分析，發現噪聲譜上存在148.5 Hz和151.5 Hz兩個尖銳峰值，這2個峰值均在160 Hz的1/3倍頻帶內，是導致該頻帶噪聲高的主要原因.把車內噪聲譜分別與地板、車窗、墻板和頂板振動譜進行對比，發現該峰值在地板振動譜上有顯著的對應特征，而側墻結構和車頂結構上無該頻率特征，如圖9所示.

在140～160 Hz的窄帶頻段內，對車內噪聲和地板振動信號做相關性分析，結果表明148.5 Hz的相關性達到0.92，151.5 Hz的相關性達到0.84，表現出強相關特性，如圖10所示.因此，可以確定，160 Hz頻帶噪聲峰值主要來源于內飾地板結構的振動輻射.

a 車內噪聲

b 地板振動

c 車窗和墻板振動

d 頂板振動

圖10 峰值頻率噪聲與振動的相關性分析

高速列車在隧道環境下車內噪聲比明線噪聲高8 dB(A)左右，如圖11所示，對乘坐舒適性有較大影響.

圖11 隧道內外噪聲差異

采用跟明線工況相同的測點和分析方法對隧道內車內噪聲與內飾板振動特性進行分析，結果如圖12所示.隧道內外的地板振動幅值和頻譜特性基本不變，2個振動幅值依然存在，而墻板和車頂結構的振動大幅增加，增大的頻帶范圍與車內噪聲吻合.這說明，隧道環境車內噪聲的增加，主要是由于隧道壁面的聲反射，更多的噪聲能量通過側墻和車頂結構傳進車內導致的.高速列車車下區域原本就是一個相對封閉的狹小空間，而且處于輪軌噪聲區域，噪聲源較高，因此隧道內的聲發射作用對該區域影響較小.由此可見，降低高速列車隧道運行噪聲的關鍵在于加強側墻和車頂區域的減振降噪措施.

a 車內噪聲

b 地板振動

c 車窗振動

d 頂板振動

Fig.12Narrowbandspectrumofinteriornoiseandvibrationatopenlineandtunnelconditionat350km·h-1

3.5 面板貢獻度分析

內飾板分成圖3所示的6個區域，在測試獲得各區域的振動特性后，可按照式(3)計算獲得各面板輻射的聲壓.由于車內標準點噪聲是各面板振動輻射噪聲級的總和，按照聲能量所占比例，可以計算獲得各面板的貢獻量，如表1所示.對于明線工況，地板振動輻射的聲能量最大，占比達28%，在160 Hz的峰值頻率下，達到59%.隧道工況，地板所占比重減小到19%，與此同時，車窗、墻板所占比重大幅增加，貢獻最大的是車窗輻射聲能量，達26%，而在160 Hz頻率下，貢獻最大的面板仍然是地板，達39%.

表1 面板輻射噪聲貢獻量

4 噪聲源貢獻度分析

前文從車內聲場的角度分析了各面板振動對車內空間噪聲的貢獻量，但內飾面板的振動來源于車外噪聲源，采用工況傳遞路徑分析(Operational Transfer Path Analysis，OTPA)方法可以對各噪聲源的貢獻度進行定量化分析.

4.1 工況傳遞路徑分析理論[12-14]

OTPA是一種利用多工況下實測數據進行傳遞路徑定量化分析的方法.通常在測試過程中選取n(n>1)個激勵點，測試m(m≥n)種工況的數據，組成一個m維度的線性方程組，其中第j個工況數據中目標點處產生的響應分別pj(j=1,2,…,m)，第j個測試步中第i個激勵處的激勵信號為 (i=1,2,…,n)，兩者之間的傳遞函數為hi(i=1,2,…,n)，則有

(8)

其矩陣形式可以簡化為

P=XH

(9)

由于選取的測試工況數m大于等于激勵源的個數n，可以保證激勵源信號矩陣的逆矩陣是唯一的.因此在式(9)兩邊同時乘以X的逆矩陣，即可得到傳遞函數矩陣H，如式(10)所示.

H=X-1P

(10)

OTPA方法不需要測試靜態下的傳遞函數矩陣，較傳統TPA(Transfer Path Analysis)方法更為方便，并且能很好地對低頻噪聲貢獻量進行預測.因此在軌道車輛噪聲傳遞路徑分析中得到廣泛應用.

4.2 高速列車噪聲源貢獻度分析結果

任何一個噪聲振動的機械系統都可以用“激勵源-傳遞路徑-目標點”的模型來表示.假設高速列車系統為線性時不變系統，則車內目標點的聲壓等于各個激勵源沿著不同的傳遞路徑傳播到車內的所有貢獻量的疊加.

按照激勵方式不同，高速列車轉向架區的噪聲源可分為聲激勵和振動激勵兩大類，如表2所示.

表2 高速列車轉向架區噪聲源

按照OTPA理論要求，試驗時同時測試車內目標點的聲壓級、車外7個聲源處的噪聲和振動數據，并測試了多個恒速運行速度級、加減速運行等多個工況的數據，獲得了比較理想的傳遞函數矩陣.對于350 km·h-1速度級工況，采用OTPA方法對各噪聲源的貢獻度進行分析，結果如圖13所示.車體表面噪聲對總聲壓級的貢獻最大，達27.0%，而空氣彈簧、抗側滾扭桿等5個振動激勵所占比重的總和達到61.0%，對車內噪聲的貢獻度大于聲激勵的總和.這是因為高速列車車體結構高頻隔聲量較大，從而導致車內噪聲中低頻突出，這是結構聲傳播的主要頻率.在160 Hz峰值頻率處，貢獻度最大的是風機振動，達27.0%，其次為車體表面氣動噪聲和牽引拉桿振動激勵，因此優化風機安裝結構和牽引拉桿節點參數有利于降低該峰值噪聲.

圖13 噪聲源貢獻度

5 結論

高速列車明線運行工況的車內噪聲以低頻噪聲為主，在隧道運行環境下，1 000 Hz以下的中頻噪聲顯著增加，分析獲得這些噪聲成分的主要來源，是開展減振降噪結構設計的前提.利用高速列車高氣密性的特點，在不考慮直接透射聲的前提下，利用結構振動聲輻射理論，計算了某高速列車明線和隧道運行條件下的車內噪聲特性及面板貢獻度，并用OTPA方法進行了車外噪聲源的定量化分析.結果表明，明線工況的低頻噪聲峰值主要來源于地板結構聲輻射，貢獻度達28%，而隧道環境下側墻和車窗等結構的聲輻射比重增加.160 Hz的峰值頻率則主要來源風機和牽引拉桿振動，并通過地板斷面傳遞到車內.