隧道內運行城鐵車輛的聲學性能分析

李博，李新一，高陽

(中車長春軌道客車股份有限公司 國家軌道客車工程研究中心，吉林 長春 130062)*

近幾年，隨著我國經濟的飛速發展，越來越多的城市采用一種現代化的城市公共交通運輸形式:城市軌道交通，來緩解日益繁重的交通壓力，給城市居民的出行帶來快捷和方便.隨著城市軌道交通向高速方面發展，乘客對車輛的乘坐舒適性要求越來越多，城市軌道交通車輛的車內噪聲直接影響旅客的乘坐舒適性，也是反映車輛品質的重要指標［1］.關于軌道車輛噪聲產生機理、噪聲特性分析以及尋找控制措施等方面，國內外學者進行了大量的工作，已經取得豐富的成果［2-3］.目前大部分關于城市軌道交通車輛的聲學特性研究是基于車輛在空曠場地運行的條件下開展的，然而幾乎所有城市的軌道交通車輛是在地下隧道內運行，乘客對車輛的聲學舒適性最直觀的要求也是基于車輛在隧道內運行時車內的噪聲情況.

本文利用統計能量法建立某項目軌道車輛在隧道內運行的SEA模型，并進行軌道線路的粗糙度及衰減率測試、子系統的隔聲量測試、將測試結果作為車輛SEA計算輸入條件，計算車輛全頻段范圍內的振動噪聲［4］，研究車輛在隧道內以120 km/h速度運行時車內噪聲情況，分析車輛在隧道內運行時，影響車輛聲學性能的主要因素.為后續軌道車輛在隧道內運行的車內噪聲研究提供技術支持.

1 隧道內運行情況分析

速度等級為300 km/h以下的軌道車輛主要噪聲源為輪軌噪聲，軌道車輛運行在空曠的開闊場時，車下的輪軌噪聲大部分傳遞到遠處，有一部分輪軌噪聲通過地板傳遞到車輛內部，少部分的噪聲通過車輛的其他部件(客室門、客室車窗、側墻、車頂)傳遞到車內，如圖1所示.

圖1 列車在空曠場地運行

當車輛運行在隧道內時，由于隧道空間的四周壁面均為硬質水泥，因此可以將車輛周圍的隧道空間考慮成混響空間，根據混響空間的特性可知:整個混響空間噪聲能量基本上是均勻分布的，軌道車輛的輪軌噪聲輻射到隧道壁之后又反射到車輛上，車輛外部作用在車輛四周板件(底架地板結構、客室門、客室車窗、側墻、車頂)的聲音能量基本相同，如圖2所示.因此，對于運行在隧道內的軌道車輛，車輛四周的所有板件的隔聲量對車輛的聲學性能的貢獻量基本相同，所以，為了降低隧道內運行車輛的車內噪聲水平，需要提高車輛所有板件的隔聲量.

圖2 列車在隧道內運行

2 車內噪聲計算

2.1 整車SEA模型建立

表1給出了某項目車輛的車體參數以及隧道尺寸參數，以此參數在SEA分析計算軟件中建立車輛和包裹車輛的隧道模型，如圖3所示，合計有296個板殼子系統.將車體外的隧道空間建立成聲腔子系統，模擬隧道環境的聲能量混響狀態.

表1 某項目地鐵車輛車體參數及運行隧道參數

圖3 車輛和隧道SEA模型

建立了詳細的子系統模型，包括客室門、司機室端門、客室車窗、空調系統、地板結構、側墻結構、車頂結構、端墻結構等8個子系統，在計算軟件中對不同的子系統賦予不同的材料屬性以及隔聲特性，各子系統的材料屬性如表2所示.

表2 車體SEA模型材料參數表

統計能量法具有能量統計特性［5］，因此不論子系統尺寸多大、結構多么復雜，計算的聲音能量在各個點的響應是相同的，因此，為了區分并細化不同區域的聲學特性，在計算時需將大的系統劃分成小子系統，如圖4所示.

圖4 SEA模型子系統劃分

通過對整車的噪聲傳遞路徑分析，可以獲得車輛在隧道內運行，影響車輛車內聲學性能最重要的結構是那些，據此優化這些結構聲學設計，提高車輛的聲學性能.

2.2 邊界條件設置

準確的計算輸入可以使車輛在隧道內運行情況下的SEA計算更加準確，能夠更好的為項目開展聲學設計研究提供可靠的技術支持.因此，從兩方面考慮計算車輛車內噪聲的邊界條件，一是聲源輪軌噪聲輸入，二是子系統的隔聲量輸入.

2.2.1 輪軌噪聲輸入

對該項目車輛運行的軌道線路粗糙度和衰減率進行測試，利用測試結果計算車輛的輪軌噪聲［6-8］作為車輛噪聲SEA計算的聲源輸入.

軌道的衰減率測試結果如圖5所示，其中曲線1為國際標準ISO 3095-2013［9］中關于軌道衰減率的要求，曲線2為測試的實際線路衰減率.可以看出軌道衰減率在高頻1 000 Hz以上是滿足標準要求的，但是在影響輪軌噪聲的關鍵頻率處500～1 000 Hz范圍，軌道的衰減率明顯低于標準要求.

圖5 軌道衰減率

圖6 為軌道粗糙度測試結果，圖中曲線2為國際標準ISO 3095-2013中關于軌道粗糙度的要求，曲線1為線路的軌道粗糙度測試結果，可以看出軌道的粗糙度基本滿足標準的要求，但波長大約為2.4～12.5 cm范圍內的結果超過標準要求，該波長范圍內的軌道粗糙度引起的120 km/h速度車輛的輪軌噪聲頻率范圍為300～1 400 Hz.

影響車輛輪軌噪聲的主要參數是軌道的粗糙度和衰減率，由圖5的軌道衰減率測試結果和圖6的軌道粗糙度測試結果可知，車輛的輪軌噪聲峰值應該在500～1 000 Hz范圍內.

圖7為輪軌噪聲的計算結果，可以看出車輛的輪軌噪聲在 315～1 600 Hz范圍內，超過90dBA，輪軌噪聲的峰值在 630 Hz處，超過105dBA，輪軌噪聲的特性符合軌道粗糙度和衰減率的測試結果.

圖7 輪軌噪聲計算結果

2.2.2 子系統隔聲量測試

該項目車輛的設計是在現有技術平臺車輛的基礎上開展的，其中主要改進的結構為地板結構和空調系統:地板結構采用的是不銹鋼板下置式的懸浮地板結構;空調系統的安裝方式為下沉式安裝.其他結構沒有改變，因此司機室端門、客室車窗、側墻結構、車頂結構和端墻結構的隔聲量參考現有車輛的數據，對新的地板結構和空調系統進行隔聲量測試.

關于客室門，現有的隔聲量數據都是在實驗室測試單個門板的數據，不能代表客室門系統安裝在車輛上的整體隔聲量(考慮實際安裝情況下車門系統安裝配合以及車門系統與車體之間的安裝配合)，因此，為了準確的計算車內噪聲水平，獲得準確的子系統隔聲量數據，對該項目的車門系統模擬實際安裝情況進行隔聲量測試.

圖8為車門系統隔聲量測試現場圖片.在聲學實驗室的混響-全消隔聲套組測試窗口安裝整個車門系統，安裝的結構還包括車門與門框的連接部位，在實驗室內復現車門系統安裝的實際情況，這樣測試獲得的車門系統隔聲量結果更接近實際情況.

圖8 車門系統隔聲測試

從測試結果圖9可以看出，該項目采用的車門系統隔聲量在800～1 250 Hz頻率范圍存在谷值，研究發現，引起該車門系統隔聲量在800～1250Hz頻率范圍存在谷值的主要原因是由于為了保證車門系統能夠正常開關，在下方車門與滑道之間存在一定的縫隙.該項目車門系統隔聲量為26 dB左右.

圖9 車門隔聲量測試結果

圖10為空調系統隔聲量測試工裝.該項目車輛的空調系統的安裝方式不同于傳統的車輛的空調安裝，車體上空調安裝處沒有車體結構，空調屬于下沉式安裝，因此空調系統結構不僅僅是聲源設備，其還承擔著防止車外噪聲進入車內的隔聲結構作用.為了準確的測試空調結構的隔聲量，在半消聲室中建立如圖10的測試工裝，工裝本身為一個小型的單獨混響室結構，空調結構模擬在車體上安裝方式安裝在工裝上方，標準聲源設備放在工裝內部，在工裝上方利用聲強掃描方式進行空調隔聲量測試.該空調結構的隔聲量為33 dB左右.

圖10 空調系統隔聲量測試

該項目車輛的地板結構采用的是懸浮地板結構，懸浮地板的結構簡單，有一定的減重效果，為了驗證其隔聲效果，對其進行隔聲量測試，如圖11所示，在上下結構的混響-混響隔聲套組中進行地板隔聲量測試.根據測試結果可知，該懸浮地板結構的計權隔聲量為40 dB左右.

圖11 地板結構隔聲量測試

2.3 計算結果

將2.2節所述的邊界條件輸入到車輛的SEA計算模型中，利用SEA軟件對車輛在隧道內運行的情況進行車內噪聲計算，計算結果如圖12所示，可以看到車內噪聲的能量主要在630～1600Hz范圍內，并且客室4的噪聲能量最大，總聲壓級將近85 dBA.

圖12 計算結果

為了進一步研究車輛在隧道內運行時噪聲的傳遞路徑，有針對性的提出車輛聲學優化設計方案，計算了從各子系統進入聲腔客室4的聲音能量比率，計算結果如下表3所示，可以看出從車門處進入聲腔客室4的聲音能量最多，占總能量的61.3%.根據子系統隔聲量測試結果可知，車門的隔聲量是子系統中最低的，因此為了降低車輛在隧道內運行時車內噪聲，改進車門結構提高車門隔聲量是一個重要的措施.

表3 各子系統對客室4的聲能量貢獻量%

3 結論

為研究隧道內運行軌道車輛車內噪聲，本文對某120 km/h速度等級城市軌道交通車輛項目在隧道內運行的情況建立SEA模型，并測試該項目運行線路的軌道粗糙度及衰減率，測試車輛子系統:地板、車門、空調的隔聲量，將測試結果作為輸入條件，進行車輛車內噪聲計算.

(1)根據車體參數以及隧道尺寸參數，在SEA分析計算軟件中建立車輛和包裹車輛的隧道模型，合計有296個板殼子系統.將車體外的隧道空間建立成聲腔子系統，模擬隧道環境的噪聲能量混響狀態;

(2)在聲學實驗室中測量完整車門系統的隔聲量，發現車門系統下方滑道部分結構存在聲泄露問題，影響車門整體隔聲性能，車門系統隔聲量為26 dB左右;測試所采用的懸浮地板結構隔聲量為40 dB，空調系統隔聲量為33 dB;

(3)該項目車輛在隧道內以120 km/h運行時，車內噪聲水平為85 dBA左右;

(4)車輛在隧道內運行時，車外環境類似為混響場，車輛四周的噪聲能量相當，由于客室車門的隔聲量最低，噪聲通過客室車門進入車內的噪聲能量最多，占總噪聲能量的61.3%，因此研究客室車門結構，提高客室車門的隔聲量是降低隧道內運行軌道車輛車內噪聲水平的重要研究方向.