動車組主斷路器轉換閥沖擊噪聲研究

張 超，王俊峰，姜 贊，劉鄭森，王俊勇

(1. 西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031；2. 北京中車賽德鐵道電氣科技有限公司，北京 100176)

0 引言

目前，國產動車組已達到世界領先的技術水平，而動車組的運行品質則成為人們關注的焦點問題。車廂內的噪聲是影響旅客乘坐舒適性的重要因素，尤其對老人、孩子以及生病的旅客影響較大。動車組的主斷路器安裝于車廂上方，列車過分相時主斷路器的斷開、閉合會發出很大的瞬時沖擊噪聲[1]。本文研究發現，主斷路器閉合噪聲主要來自轉換閥閥芯撞擊閥體產生的結構輻射噪聲。因此，研究分析轉換閥的沖擊噪聲具有重要意義。

沖擊噪聲是由結構零件受到沖擊載荷作用而產生的，具有持續時間短而聲壓峰值高的特點，并且對機械設備、人體健康造成很大的負面影響。很多學者對沖擊噪聲的機理與控制進行了深入研究，并采用數值仿真方法計算沖擊噪聲[2，3]。降低沖擊噪聲的主要措施是緩和沖擊、衰減結構表面振動[4]。本文基于振動與噪聲理論，研究轉換閥沖擊噪聲的成因、特性及降噪措施。

1 噪聲分析

主斷路器實質是一個電氣開關，其控制回路如圖1所示。閉合時，電磁閥控制轉換閥閉合，壓縮空氣進入傳動氣缸，推動傳動桿上移，使主觸頭閉合。此過程中的沖擊包括轉換閥內閥芯對閥體的撞擊、氣流的沖擊以及主觸頭閉合時的撞擊。轉換閥結構如圖2所示，主觸頭結構如圖3所示。其中，主觸頭處于真空包內，撞擊產生的振動無法向外輻射噪聲。因此，可以推斷產生噪聲的沖擊主要為轉換閥內閥芯對閥體的撞擊，以及轉換閥表面的振動向外輻射噪聲。

為驗證這一推斷，分別測量主斷路器閉合及轉換閥閉合時產生的噪聲。試驗裝置如圖4所示，使用AWA6228+型噪聲分析儀，測點距離聲源1 m。噪聲測量結果如圖5所示，其中，主斷路器閉合噪聲為101 dB，轉換閥沖擊噪聲為99 dB。因此，可以證明轉換閥的沖擊噪聲是主斷路器閉合的主要噪聲源。

圖1 主斷路器控制回路

沖擊噪聲的動力學過程是轉換閥的閥芯撞擊閥體，可利用有限元軟件對其進行數值計算[5]。并且，碰撞問題具有強烈的非線性特征，適合采用顯式動力學方法。沖擊噪聲是由轉換閥振動在空氣中傳播形成，可使用聲學邊界元法計算輻射聲場。并且，間接邊界元法可以同時計算結構表面振動引起的內部和外部聲場，具有獨特的優勢[6]。

1-閥桿；2-提升閥；3-彈簧；4-閥墊；5-活塞；6-底板；7-閥體；8-頂板圖2 轉換閥結構

A-靜觸頭；B-外殼；C-屏蔽罩；D-波紋管圖3 主觸頭結構

圖4 噪聲測量裝置

2 沖擊噪聲仿真

2.1 轉換閥動態特性仿真

轉換閥沖擊噪聲仿真可分為以下三步：①使用AMESim軟件仿真轉換閥動態特性，以求得轉換閥閉合時閥芯撞擊閥體的速度[7];②將閥芯撞擊閥體的速度作為邊界條件，使用ANSYS/LS-DYNA軟件模擬閥芯撞擊閥體的動力學過程，以求得轉換閥瞬態振動響應[8];③將轉換閥瞬態振動響應導入LMS Virtuall.Lab軟件，采用聲學邊界元法計算轉換閥表面振動的輻射聲場，即為轉換閥的沖擊噪聲[9]。

在AMESim軟件中，建立主斷路器控制回路模型，如圖6所示。模型主要包括電磁閥、轉換閥及傳動氣缸三部分，關鍵參數如表1所示，仿真結果如圖7、圖8所示。根據圖7，主觸頭閉合時間為74 ms。按試驗標準，主觸頭應在100 ms以內閉合，試驗中實際閉合時間在70 ms左右。因此仿真結果與試驗數據相符，得到的仿真結果可靠。根據圖8，轉換閥閉合時閥芯撞擊閥體的速度為2.32 m/s。

圖5 噪聲測量結果

圖6 主斷路器控制回路模型

表1 主斷路器控制回路關鍵參數

圖7 主觸頭動作曲線

圖8 閥芯速度曲線

2.2 沖擊動力學仿真

結構動力學響應與結構模態密切相關，因此對轉換閥閥體進行模態分析，得到的轉換閥前10階固有頻率如表2所示。

閥芯撞擊閥體的動力學過程使用ANSYS/LS-DYNA軟件進行仿真，仿真模型如圖9所示。轉換閥通過螺栓連接到試驗臺基座上，給閥芯施加2.32 m/s的速度，使其撞擊閥體，求解轉換閥瞬態振動響應。以排氣口所在表面為例，觀察轉換閥瞬態振動響應，如圖10、圖11所示。

表2 轉換閥前10階固有頻率

圖9 轉換閥仿真模型

圖10 轉換閥表面振幅

圖11 轉換閥表面振動加速度

閥芯對閥體的撞擊是瞬時沖擊，持續時間短而沖擊強度高。并且瞬時沖擊具有寬頻特性，而轉換閥的固有頻率也有較寬的頻率范圍，因此瞬時沖擊能夠激勵出轉換閥各階振動。轉換閥的瞬態振動響應可分為兩部分：一是沖擊力作用下的強迫振動，此部分振幅較大，但持續時間很短，沖擊力作用結束后即結束；二是沖擊力結束后的自由振動，自由振動的振幅較小，并且逐漸衰減，但持續時間較長。

2.3 輻射聲場仿真

將轉換閥瞬態振動響應導入LMS Virtual.Lab軟件計算輻射聲場。仿真計算采用瞬態邊界元法，模型如圖12所示，轉換閥位于場點網格中心，測點距轉換閥1 m。其中結構網格采用有限元網格，聲學網格采用邊界元網格，場點網格尺寸為2 000 mm×2 000 mm。

圖12 聲學瞬態邊界元模型

仿真得到的測點聲壓響應曲線如圖13所示。圖13(a)表示測點聲壓級(dB)，約3 ms時聲波到達測點，峰值聲壓級約為100 dB，與試驗結果相符，振動結束后聲壓級逐漸減小。圖13(b)表示測點聲壓(N/m2)，聲壓曲線能形象地表示聲振關系。與轉換閥瞬態振動相對應，沖擊噪聲也可以分為兩部分：一部分是加速度噪聲，在轉換閥受到沖擊的瞬間其加速度迅速發生變化而產生，在沖擊過程中此部分噪聲持續存在，加速度噪聲通常只決定噪聲的第一個峰值，其噪聲能量也較小；另一部分是自鳴噪聲，在沖擊結束后轉換閥繼續振動所輻射的噪聲，自鳴噪聲占據了噪聲能量的絕大部分。

聲壓云圖如圖14所示。從聲壓云圖可以看出，沖擊噪聲具有明顯的方向性。一方面，轉換閥表面振動為噪聲源，噪聲從轉換閥向四周傳播，并逐漸衰減；另一方面，在距噪聲源相同的距離上，碰撞方向上的聲壓級大于垂直于碰撞方向上的聲壓級。

圖13 測點聲壓響應曲線

3 轉換閥降噪研究

3.1 橡膠閥墊

從轉換閥結構可知，閥芯與閥體的碰撞面為閥墊表面與閥體內表面。其中，閥墊材料為聚四氟乙烯，閥體材料為鋁合金。橡膠閥墊具有良好的密封、緩震與吸能作用[10]。因此，本文將聚四氟乙烯閥墊更換為減振性能良好的橡膠閥墊，以緩和閥芯對閥體的撞擊。

本文選取了硅橡膠、丁腈橡膠、氟橡膠及聚氨酯橡膠四種材質的橡膠閥墊，如圖15所示(由左至右的材質依次為：硅橡膠，丁腈橡膠，氟橡膠，聚氨酯橡膠)。用4種橡膠閥墊依次替換聚四氟乙烯閥墊進行試驗，得到的結果如圖16、圖17所示。

從試驗結果可知，橡膠閥墊可有效降低沖擊噪聲，并且降噪效果與閥墊的硬度和厚度相關。由圖16可知，橡膠閥墊的硬度越低，降噪效果越好。原因在于，橡膠閥墊通過變形吸收沖擊能量，緩和閥芯對閥體的撞擊，而硬度低的閥墊受到撞擊時變形更大，吸收的沖擊能量更多，降噪效果更好。由圖17可知，橡膠閥墊的厚度越厚，降噪效果越好，并且硬度越低的閥墊，厚度對降噪效果的影響越明顯。原因在于，硬度高的閥墊受到沖擊時變形不大，因此繼續增加閥墊厚度并不能顯著降低噪聲。

圖14 聲壓云圖

圖15 四種橡膠材料的閥墊 圖16 閥墊硬度-降噪值關系 圖17 閥墊厚度-降噪值關系

3.2 阻尼隔震貼片

增加結構阻尼可以快速衰減沖擊結束后的振動，進而降低沖擊噪聲。因此，本文采用附加阻尼結構，在轉換閥表面粘貼一層阻尼材料。阻尼材料選用丁基橡膠粘彈性阻尼材料，包括丁基膠與鋁片兩層，如圖18所示。

圖18 丁基膠阻尼片

將丁基膠阻尼片粘貼到轉換閥表面，如圖19所示，噪聲試驗結果如圖20所示。試驗結果表明，阻尼片的降噪效果約為8 dB，增加阻尼片層數未取得顯著的降噪效果。丁基膠阻尼片的降噪效果源于對轉換閥表面振動的衰減，轉換閥表面振動時，丁基膠的粘彈性特性會損耗振動與噪聲的能量；鋁片能夠約束丁基膠的變形，增大能量的損耗。這樣的雙層結構比單層阻尼材料有更好的減振降噪性能。

4 結論

本文研究了動車組主斷路器轉換閥沖擊噪聲的成因、特性及降噪措施，得到以下結論：

(1) 運用理論分析與試驗方法，證明轉換閥閉合的沖擊噪聲是主斷路器閉合的主要噪聲源，噪聲值達99 dB。

(2) 采用顯式動力學與聲學邊界元方法，建立了轉換閥沖擊噪聲仿真數學模型，研究結果表明，轉換閥瞬態振動響應以自由振動為主，沖擊噪聲具有明顯的方向性。

(3) 采用橡膠閥墊、阻尼隔震貼片進行降噪處理，試驗證明最高可取得14 dB的降噪效果。

圖19 貼阻尼片的轉換閥

圖20 阻尼片降噪效果