城軌車輛輔助逆變器聲場仿真分析及優化

李 巖，王智鵬

（中車大連電力牽引研發中心有限公司，遼寧大連116052）

隨著城市軌道車輛的飛速發展，車輛的各種性能也得到了迅速的提高，乘客對車輛的舒適性提出了更高的要求，噪聲問題也逐步被關注起來。

輔助逆變器是軌道車輛的關鍵部件之一，其安裝在車輛底部，其主要功能是把來自接觸網上的1 500 V 直流電轉換為380 V、50 Hz 的三相交流電，為車輛的輔助負載提供電能。由于逆變器內部集成了諸多部件，如變壓器、電抗器、風機、逆變模塊等，并且采用風機進行強迫風冷散熱，這些部件在運行過程中都會產生噪聲，因此在設計過程中就需要關注噪聲的控制問題。

針對車輛逆變器噪聲超標問題，目前研究噪聲的方法主要以測試為主，數值仿真方法也主要是考慮單一方面的噪聲源，例如針對車輛逆變器噪聲超標問題，提出輔助逆變器氣動噪聲源和傳播過程的數值仿真方法［1］。而逆變器的聲源特性復雜，薄壁結構多，由氣體壓力脈動噪聲的壁板振動噪聲也不可忽略。所以對逆變器的噪聲成因進行識別，并對其進行分析及優化，對車輛的噪聲控制具有非常重要的意義［2］。

文中采用數值計算的方法，通過流場、結構場及聲場多場耦合的方法，對輔助逆變器由于氣體壓力脈動引起的振動噪聲進行了計算分析，并在此基礎上對結構進行了優化分析，通過試驗驗證了優化方案的合理性。

1 技術路線

根據文獻及試驗結果分析，逆變器的主要噪聲源來自于內部散熱風扇產生的氣流，作用到風道及箱體壁板上。由于氣體壓力的脈動，造成箱體壁板薄弱處產生一定頻率的振動，進而引起噪聲。

基于此，對逆變器噪聲的分析主要分為以下幾步：

（1）流場計算：采用大渦模擬方法對風道流場進行瞬態仿真計算，計算出逆變器風道內壓力的脈動情況，并將時域壓力FFT 變換為頻域結果，輸出給結構場進行諧響應振動分析；

（2）結構振動響應計算：以流體場計算出的壓力作為結構載荷，計算逆變器在不同頻率下的振動情況；

（3）噪聲分析：將結構振動的速度譜傳遞給噪聲分析模塊，計算噪聲在空氣域內的傳播情況。

仿真流程圖如圖1 所示。

2 流場計算

2.1 逆變器及風道結構說明

逆變器結構及風道截面如圖2 所示，模型中只保留了風道內部與流場及結構振動分析相關的部件。

冷卻空氣在風機的作用下，由柜體上部的2 個入風口進入為散熱器散熱，然后經過風機、變壓器、電抗器，由出風口吹出。

圖1 仿真流程圖

圖2 逆變器結構及風道截面

2.2 大渦模擬計算理論

流場計算采用大渦模擬（LES）方法對風道流場進行瞬態仿真計算。

湍流的特征是長度尺度和時間尺度的范圍極大，最大的渦結構通常與流動的特征長度相當，而最小的渦則表征著湍流動能的耗散。大渦模擬的基本原理是大尺度的渦直接數值計算，小尺度的渦通過湍流模型進行計算，因此LES 是介于DNS（直接數值模擬）和RANS（雷諾平均數值模擬）之間的一種方法，可以以合理的計算代價，更加真實的模擬流場信息，對氣動聲場的計算十分重要。

LES 需要求解過濾之后的N-S 方程，見式（1）：

式中：Cs為Smagorinsky 常數，取值范圍0.1～0.2。

2.3 流場仿真計算方法

流場及氣動噪聲的計算采用直接模擬方法（CAA）及聲波的產生和傳播通過直接求解流體動力學方程得到，通過求解非穩態N-S 方程，精確的模擬黏性效應和湍流效應。該方法能夠考慮聲音的反射，幫助理解復雜流動中噪聲產生的機理和抑制。

采用ANSYS Fluent 軟件進行氣動聲源的分析，入風口設置為速度入口，出口采用壓力邊界，壁面設置為無滑移表面，風機區域通過滑移網格方法實現動、靜域之間的數據傳遞。在計算時，首先采用雷諾平均湍流模型得到速度、壓力的穩態流場，以此作為瞬態計算的初始條件，并使用LES的Smagorinsky-Lilly 亞格子模型，時間步長設置為1×10-4s，每個時間步迭代20 次，得到時域上的壓力脈動。

2.4 計算域的選取和網格劃分

逆變器的噪聲測試方法一般按IEC 61287-1：2004 中4.5.3.12 中相關要求執行，為便于與標準以及后期試驗結果進行比較，按測試標準中的測量點位置，即箱體外側四周1 m 處作為檢測點。采用CAA 方法需要保證接收器的位置在計算域內，因此計算域包含兩部分：逆變器內部風道和外部空氣域如圖3 所示。由于CAD 模型包含了很多細節特征，如支架、螺栓、加強筋等結構，會對氣流產生一些擾動，但是影響不大，因此本次計算中予以簡化，僅保留主風道、風機、擋板、變壓器、電抗器等結構。

圖3 氣動仿真模型及計算域

由于流道的結構十分復雜，外部空氣域劃分六面體網格，內部流道劃分四面體網格如圖4 所示，為了滿足LES 模擬的需要，在風機葉片的壁面劃分了邊界層，得到的網格數約為2.0×107。

圖4 風道網格

2.5 流場及氣動噪聲結果分析

通過風機中心垂直截面的壓力分布云圖，如圖5 所示，可以看出，由于風機做功，空氣在流過風機后得到了一定的靜壓，但是也存在一些低壓區，這是由于此處有較強的旋渦存在，并且沿軸向分布并不均勻，是產生噪聲的原因之一。

圖5 風道截面壓力云圖

為了進一步研究風機產生噪聲的原因提取了葉片附近的漩渦結構，如圖6 所示。通過傅里葉計算得到監測位置的平均氣動聲壓級為49.23 dB，風機為主要的氣動噪聲源，但其位于逆變器箱體內部，固體壁面又對壓力波具有反射作用，因此由于單純的氣流引起的監測點處的壓力脈動并不大，產生的噪聲值較小。

圖6 葉片周圍漩渦分布

3 結構振動響應計算

通過瞬態仿真計算，得到了壁面壓力脈動，然后通過FFT 將聲源位置的時域壓力脈動轉換成頻域分布，映射到諧響應分析模塊中計算振動結果。

噪聲產生源頭是振動，通過諧響應分析可以計算出結構在各頻段載荷下振動的情況，為后續計算噪聲得到數據支撐。

任何持續的周期載荷將在結構系統中產生持續的周期響應（諧響應）。諧響應分析是用于確定線性結構在承受隨時間按正弦（簡諧）規律變化的載荷時穩態響應的一種技術。分析的目的是計算出結構在幾種頻率下的響應并得到一些響應值（通常是位移或速度）對頻率的曲線。諧響應分析使設計人員能預測結構的持續動力特性，從而使設計人員能夠驗證其設計能否成功地克服共振、疲勞，及其他受迫振動引起的有害效果。

在ANSYS Mechanical Harmonic 分析模塊中進行仿真計算，邊界條件的設置如圖7 所示。經過仿真分析后得到不同頻率下柜體結構的振動結果，800 Hz 及996 Hz 的振動結果如圖8、圖9 所示。

圖7 結構振動邊界條件設置

圖8 800 Hz 振動速度分布

圖9 996 Hz 振動速度分布

4 噪聲分析

4.1 控制方程

在聲場的流固耦合問題中，要把結構的動力方程與流體斯托克斯方程中的動量方程和連續性方程綜合考慮。聲學基本方程是流體方程在把空氣作為特殊流體條件下的簡化。通過理想流體介質的以下假設：

（1）流體是可壓縮的，密度隨壓力變化而變化；

（2）流體是非黏性流體，密友黏性引起的能量損耗；

（3）流體中沒有不規則流動；

（4）流體是均質的，各點平均密度和聲壓相同。

流體的動量方程（斯托克斯方程）和連續性方程可以簡化為聲場波動方程為式（6）：

由于黏性損耗被忽略，式（6）被視作為在流體媒介中聲波傳播的無損耗波動方程。在聲固耦合問題中，離散化的結構方程和無損耗的波動方程要同時考慮。

對于諧態變化的聲壓，為式（7）：

式中：P為聲壓幅值，j為虛數因子，ω為角頻率，代入一式中得到霍姆霍茲方程為式（8）：

式（8）為無損耗聲波方程的離散化。

矩陣符號式（9）和式（10）（梯度和離散度）將被用于式（6）中：

通過用迦遼金法對方程（12）離散化即得到單元矩陣，在方程（12）左右同時乘以一個聲壓變化值，然后在一定區域內對體積積分，得式（13）：

式中：vol為一定區域的體積；δP為一定的聲壓變化值；S為聲壓向量所指向的表面；｛n｝界面S的單位法向量。

在聲固耦合界面問題中，面S被視為界面，由于簡化假設，流體的動量方程中法向聲壓梯度與結構的法向加速度在界面處遵循式（14）的規律，

式中：｛U｝為結構在界面處的位移向量，用矩陣形式表示，即為：

4.2 聲場流體問題中矩陣的推導

方程式（16）中包含的變量有：聲壓P，結構位移u，v，w。定義有限單元的近似形函數為式（17）、式（18）：

式中：｛N｝為聲壓函數，{N′}為位移形函數，｛Pe｝為節點聲壓向量，｛Ue｝=｛ue｝，｛ve｝，｛we｝為節點位移向量。

聲壓和位移的時間二階導數及聲壓變化值可表示為式（19）～式（21）：

定義矩陣［B］為式（22）：

將式（17）和式（22）代入方程（16），聲波方程的有限元表達式則為式（23）：

式中：｛n｝為流體邊界向量，為式（24）：

把式（24）改寫為矩陣表達形式即得到離散化的聲波式（25）：

4.3 聲場聲固耦合問題

為實現完整的表達流固耦合的問題，將在界面處流體聲壓載荷加入結構有限元方程中，得到式（26）：

式中：{N′}為離散化位移u，v，w 的結構形函數矩陣；｛n｝為流體邊界向量。

將聲壓的形函數矩陣式（17）代入式（27）中，得到式（28）：

完整的流固耦合問題的有限單元法離散方程式（31）：

式中：[Mfs]=ρ0[Re]T，[Kfs]=-[Re]。

對于流固耦合問題，聲場流體單元除了產生耦合子矩陣ρ0[Re]T和[Re]之外，還產生以fs為上標的子矩陣。而沒有上標的子矩陣都是由模型中相應的結構單元來產生的。

4.4 仿真計算

在ANSYS Mechanical 仿真平臺中，將諧響應分析模塊（Harmonic）的計算結果（速度譜），傳遞給噪聲分析模塊（Acoustic）中，計算噪聲在空氣域內的傳播情況，振動速度映射到聲場結果如圖10 所示。

如文中所述，選取逆變器中面四周1 m 的位置作為檢測點，通過仿真計算得到各檢測點不同位置的噪音分布，如圖11～圖15 所示。

各監測點噪聲平均值：位置1 為84.5 dBA；位 置2 為81.2 dBA；位 置3 為86 dBA；位 置4 為84 dBA。

圖10 振動速度映射到聲場

圖11 逆變器中面A 計權聲壓級分布

圖12 中面一米距離噪聲分布（位置1）

圖13 中面一米距離噪聲分布（位置2）

圖14 中面一米距離噪聲分布（位置3）

5 優 化

通過比較仿真結果可以知道，風機引起空氣振動噪聲在檢測點的值約為49.23 dB，遠小于柜體由于氣流脈動作用而產生的振動噪聲，可以推斷后者為逆變器的主要噪聲來源［3］。所以盡可能減少柜體由于氣流引起的噪聲對于降低逆變器整體的噪聲水平具有非常重要的意義。

可以通過對現有逆變器的結構進行優化以減少噪音水平，優化方案見表1。

方案1 原理是通過在柜體壁板上增加加強筋結構從而增加柜體壁板的剛度，以減小柜體在氣流作用下的振動水平，如圖16、圖17 所示。

方案2 原理是通過優化風道結構降低風道流阻，使風道中的氣壓脈動減小，從而減少柜體的振動水平如圖18 所示。

方案3 原理是通過在柜體與氣體接觸面上增加吸音棉材料，氣流脈動被吸音棉吸收以后，強度降低［4］，從而實現減少柜體壁板振動，最終減少噪聲水平，如圖18 所示。

圖16 在振動強烈處增加加強筋結構

圖17 上蓋板內側有加強筋結構

圖18 出風口位置增加導流裝置，內部添加吸音棉

最終各個優化方案的仿真結果對比如表2所示。

通過對仿真結果的對比及分析可以得到如下結論：

（1）原始結構的噪聲較大，主要為氣動壓力引起的結構振動噪聲。

（2）優化方案1 在結構較為薄弱的位置添加加強筋結構，保證壁板的強度。從仿真結果看，可以較為明顯的改善結構振動和噪聲情況。

（3）優化方案2 增加了導流裝置，將出風口面積增大，并調整了出風口的位置，從計算結果看，噪聲有所降低但效果不明顯，原因可能是由于柜體風道結構基本定型，風道優化空間有限，對于流阻的改善不明顯；

（4）優化方案3 在后壁板和上蓋板上添加吸音棉結構，這2 個位置相較于之前結構，振動上有較大的改善，效果較為明顯。

以上的仿真結果均為理想條件下的仿真結果，例如是吸音棉的使用，其仿真等效模型為一種彈性體介質，跟實際物理參數可能還是有一些差異的，但通過仿真結果基本可以驗證幾種優化降噪方法對于降低氣流脈動引起的結構振動效果是明顯的。

6 試驗驗證

為驗證仿真方法的合理性，對樣機進行了噪聲的試驗研究，該樣機方案為采用3 種優化措施后的逆變器。測試方法按IEC 61287-1：2004 中4.5.3.12 中相關要求執行，分別在柜體的4 個側面選取了4 個評測點，距離柜體距離為1 m，試驗狀態和評測點位置如圖19、圖20 所示，最終測試結果與仿真結果的對比見表3。

可見，在監測位置處仿真結果與試驗結果吻合良好，文中提出的仿真路線可以對逆變器的噪聲進行預測。

表2 各種結構振動噪聲計算結果對比

圖19 試驗狀態

圖20 評測點位置

表3 測試結果與仿真結果的對比

7 結束語

文中提出了一種對軌道車輛輔助逆變器噪聲的分析方法，通過流場、結構場及聲場多場耦合的仿真分析方法，分析出輔助逆變器的噪聲來源主要是由于氣體壓力脈動引起的柜體振動產生的噪聲，并針對噪聲的成因對結構進行了優化并進行了仿真分析，最后通過試驗驗證了仿真方法的合理性。為今后軌道車輛降噪設計提供了一定的借鑒。后續還需要繼續對各降噪措施的仿真與試驗進行對比分析以及各種仿真模型，如吸音棉等的物理參數的校正，以提高仿真方法的準確性。