牽引傳動(dòng)系統(tǒng)對地鐵車輛車內(nèi)噪聲影響研究

摘要：【目的】針對某地鐵車輛運(yùn)行時(shí)動(dòng)車（M車）與拖車（T車）車內(nèi)噪聲差異異常顯著的問題，結(jié)合數(shù)值模擬與實(shí)車測試分析動(dòng)車牽引傳動(dòng)系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲的影響?！痉椒ā渴紫然谡駝?dòng)噪聲測試結(jié)果，分析動(dòng)車與拖車的車體內(nèi)外振動(dòng)噪聲頻譜響應(yīng)及傳遞特性，然后結(jié)合統(tǒng)計(jì)能量法（SEA）與有限元法（FEA），建立全頻車內(nèi)噪聲仿真模型進(jìn)行數(shù)值模擬，仿真分析得出車內(nèi)高頻空氣聲與低頻結(jié)構(gòu)聲分布規(guī)律，通過計(jì)算將結(jié)構(gòu)聲與空氣聲疊加，得到全頻段噪聲分布特性并與線路實(shí)測數(shù)據(jù)進(jìn)行對比?！窘Y(jié)果】研究結(jié)果表明：動(dòng)車車內(nèi)噪聲在150～400 Hz頻段存在顯著峰值，與車內(nèi)地板結(jié)構(gòu)振動(dòng)峰值吻合，車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)聲模型仿真結(jié)果與實(shí)測結(jié)果吻合?！窘Y(jié)論】車內(nèi)高頻噪聲主要來自輪軌滾動(dòng)噪聲及牽引系統(tǒng)聲源的空氣聲傳播路徑，而動(dòng)車車內(nèi)噪聲峰值是由于包括電機(jī)、齒輪箱在內(nèi)的牽引傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)振動(dòng)經(jīng)構(gòu)架與二系懸掛元件傳遞至車體結(jié)構(gòu)，引起較高的低頻結(jié)構(gòu)噪聲?；诖丝蔀榻档蜖恳齻鲃?dòng)系統(tǒng)對城軌列車的動(dòng)車車內(nèi)噪聲影響提供依據(jù)。

關(guān)鍵詞：軌道車輛；牽引傳動(dòng)系統(tǒng)；車內(nèi)噪聲；有限元與統(tǒng)計(jì)能量法；結(jié)構(gòu)聲；空氣聲

中圖分類號：U270.33 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

本文引用格式：張佳聶，孫文靜，王嘉豪，等. 牽引傳動(dòng)系統(tǒng)對地鐵車輛車內(nèi)噪聲影響研究[J]. 華東交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2024，41（5）：84-93.

Influence of Traction Transmission System on Interior

Noise of Metro Trains

Zhang Jianie， Sun Wenjing， Wang Jiahao， Zhou Jinsong

（Institute of Rail Transit， Tongji University， Shanghai 201804， China）

Abstract： 【Objective】To address the significant difference of interior noise between the motor car （M car） and the trailer （T car） during the operation of an urban rail vehicle， this research examines the impact of the motor car's traction drive system on interior noise through a combination of numerical simulation and real-world vehicle testing. 【Method】Initially， spectral responses and transmission characteristics of the vibration and noise within and outside the car body of both the motor car and the trailer were analyzed based on test results. Subsequently， a full-frequency vehicle interior noise simulation model was developed by integrating the statistical energy method （SEA） and the finite element method （FEA） for numerical simulation purposes. The simulation revealed the distribution patterns of high-frequency airborne sound and low-frequency structural sound within the vehicle. Through computational superposition of structural and airborne sound， comprehensive noise distribution characteristics across the full frequency band were obtained and compared with corresponding measured data from the rail line. 【Result】The results show that a prominent peak exists in the interior noise of the motor car within the frequency range of 150 to 400 Hz， which corresponds with the vibration peak of the floor structure within the vehicle. 【Conclusion】The simulation outcomes of the low-frequency structural acoustic model of the vehicle exhibit a high degree of consistency with the actual measured data. The high-frequency noise within the vehicle is primarily attributed to wheel-rail rolling noise and the airborne acoustic propagation path of the traction system's sound source. The peak noise levels in the motor car are a result of structural vibrations from the traction drive system， which includes the motor and gearbox， being transmitted through the frame and secondary suspension components to the vehicle body structure， leading to increased levels of low-frequency structural noise. These findings may provide some reference for mitigating the impact of the traction drive system on the interior noise of urban rail vehicles.

Key words： rail vehicle; traction transmission system; interior noise; finite element and statistical energy analysis; structure acoustics; airborne sound

Citation format： ZHANG J N， SUN W J， WANG J H， et al. Influence of traction transmission system on interior noise of metro trains[J]. Journal of East China Jiaotong University， 2024， 41（5）： 84-93.

【研究意義】地鐵車內(nèi)噪聲水平是影響乘客乘坐舒適性的重要指標(biāo)，車內(nèi)噪聲越來越受到人們重視。地鐵運(yùn)行時(shí)的車內(nèi)噪聲主要聲源為牽引噪聲（列車運(yùn)行過程中牽引系統(tǒng)工作產(chǎn)生的噪聲）及輪軌噪聲（由車輪不圓及鋼軌粗糙度等引起的輪軌滾動(dòng)噪聲或者異常曲線嘯叫聲）。研究表明運(yùn)行速度不超過35 km/h時(shí)牽引噪聲為主要聲源，在35～250 km/h范圍時(shí)輪軌噪聲為主要聲源[1]。

【研究進(jìn)展】大量研究結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向架及車間連接區(qū)域是地鐵列車車內(nèi)噪聲最顯著的位置[2-3]。Li等[4-6]采用2.5D邊界元法與統(tǒng)計(jì)能量法結(jié)合，分析輪軌噪聲經(jīng)車體板件傳遞至車內(nèi)的聲路徑，并重點(diǎn)研究高頻噪聲響應(yīng)。Soeta等[7]對輪軌噪聲、電機(jī)及齒輪箱對車內(nèi)噪聲的影響進(jìn)行研究，得出了滾動(dòng)噪聲、沖擊噪聲與曲線嘯叫在不同頻段各自分量的差異性。Liu等[8]結(jié)合實(shí)驗(yàn)室測試與數(shù)值模擬，建立了精細(xì)化的一系懸掛元件振動(dòng)傳遞模型，分析結(jié)構(gòu)聲傳遞路徑對地鐵車內(nèi)噪聲影響。馮青松等[9]通過建立隧道-車體有限元-邊界元聲學(xué)分析模型研究隧道內(nèi)地鐵車內(nèi)噪聲特性，結(jié)果表明，在振動(dòng)激勵(lì)和輪軌聲激勵(lì)共同作用下仿真結(jié)果更接近實(shí)測結(jié)果。劉國漪等[10]通過建立聲振耦合的有限元模型，對車體低頻結(jié)構(gòu)聲進(jìn)行分析，并進(jìn)行板件貢獻(xiàn)量分析與優(yōu)化。Str?m[11]運(yùn)用OTPA方法分析了不同速度條件下司機(jī)室內(nèi)噪聲傳遞路徑貢獻(xiàn)量，結(jié)果表明在500 Hz以內(nèi)的頻段，結(jié)構(gòu)聲是司機(jī)室噪聲的主要來源，主要傳遞路徑為二系橫向減振器和牽引桿，空氣聲在高頻段內(nèi)貢獻(xiàn)量較大。Sapena等[12]基于FE-SEA法建立高速列車內(nèi)部噪聲預(yù)測模型，考慮了包括轉(zhuǎn)向架、牽引電機(jī)及齒輪箱等部件在內(nèi)的結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞及空氣傳播，進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，結(jié)果與試驗(yàn)較為吻合。蔣佳妗等[13]基于統(tǒng)計(jì)能量法對車內(nèi)噪聲傳遞路徑上的地板進(jìn)行隔聲量全頻段分析，分析不同型材及厚度下地板隔聲性能，發(fā)現(xiàn)噴涂阻尼層的鋁型材地板能夠經(jīng)濟(jì)有效地提高隔聲量。Zhang等[14]建立隧道內(nèi)地鐵車內(nèi)噪聲模型，預(yù)測并提高乘坐舒適性，結(jié)果表明其仿真與實(shí)測差異為3～6 dB。

目前，國內(nèi)外標(biāo)準(zhǔn)及地鐵運(yùn)營公司均對列車車內(nèi)噪聲具有相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)限值要求，而動(dòng)車轉(zhuǎn)向架由于安裝了電機(jī)等牽引傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，往往使得其車內(nèi)噪聲略高于拖車。張玉梅等[15]針對某低地板車輛進(jìn)行測試，結(jié)果表明在運(yùn)行速度60 km/h時(shí)車內(nèi)噪聲能量主要集中在400～1 250 Hz頻段內(nèi)，尤其在400 Hz處動(dòng)車噪聲比拖車高6.8 dB，且能量主要來自電機(jī)激勵(lì)。許孝堂等[16]針對某地鐵車輛進(jìn)行車內(nèi)噪聲測試發(fā)現(xiàn)拖車和動(dòng)車客室存在噪聲問題，且動(dòng)車客室噪聲高于拖車，分析發(fā)現(xiàn)車內(nèi)噪聲主要是由牽引系統(tǒng)的振動(dòng)激勵(lì)在556，690，1 105 Hz等頻率下傳遞進(jìn)而激勵(lì)車內(nèi)結(jié)構(gòu)振動(dòng)而產(chǎn)生的聲輻射。

【創(chuàng)新特色】基于上述研究及實(shí)際試驗(yàn)，對車內(nèi)噪聲的設(shè)計(jì)及優(yōu)化控制更應(yīng)當(dāng)針對動(dòng)車車內(nèi)噪聲展開。本文針對軌道車輛動(dòng)車與拖車在牽引傳動(dòng)系統(tǒng)這一結(jié)構(gòu)上的不同，對兩種車廂車內(nèi)噪聲開展仿真與測試研究，分析轉(zhuǎn)向架上方車內(nèi)區(qū)域兩節(jié)車振動(dòng)噪聲的差異，探究動(dòng)車車內(nèi)噪聲較大原因及牽引傳動(dòng)系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲特性的量化影響，為今后地鐵動(dòng)車車廂噪聲控制提供依據(jù)。

1 軌道車輛振動(dòng)噪聲特性分析

1.1 車輛振動(dòng)噪聲測試

首先對該車輛的M車與T車進(jìn)行振動(dòng)噪聲測試，包括設(shè)備全開的靜置工況，勻速60，80 km/h的動(dòng)態(tài)工況。沿車體軸向在轉(zhuǎn)向架上方及車體中心位置的1.6 m高度處布置測點(diǎn)，車外測點(diǎn)包括M車的電機(jī)、齒輪箱、車輪與T車車輪處。同時(shí)，對車內(nèi)轉(zhuǎn)向架上方地板、車體中心地板及側(cè)墻、牽引逆變器、電機(jī)、齒輪箱、空簧上車體底架及構(gòu)架進(jìn)行了振動(dòng)加速度測試，采用Bowers amp; Wilkins的三向加速度傳感器，分別測量橫向與垂向振動(dòng)，采用Brüel amp; Kj?r的多通道聲學(xué)/振動(dòng)分析系統(tǒng)采集設(shè)備，進(jìn)行振動(dòng)噪聲的同步采樣，采樣頻率設(shè)置為25.6 kHz。車內(nèi)測試位置如圖1所示，轉(zhuǎn)向架處測點(diǎn)信息見表1，部分振動(dòng)測點(diǎn)如圖2所示。

1.2 車輛噪聲頻譜特性分析

M車和T車在不同運(yùn)行速度下的車內(nèi)噪聲頻譜對比如圖3所示，兩車車內(nèi)噪聲均隨速度的增加而提高，但不同車速下M車內(nèi)噪聲與T車相比，在150～400 Hz均存在一個(gè)較大的噪聲峰值；在50～75 Hz內(nèi)M車與T車噪聲聲壓級存在差異是由于試驗(yàn)傳輸線誤差引起并且兩者聲壓級相差不大對整體影響可以忽略。在高頻區(qū)間，由于T車與M車在車輪粗糙度、兩車密封性等差異，可能會(huì)引起T車比M車在高頻部分頻率處高的情況，但由于車體板件高頻處較高的隔聲特性，該頻率區(qū)間噪聲響應(yīng)不會(huì)對車內(nèi)噪聲總值產(chǎn)生影響。除此之外其它頻率下兩者噪聲幾乎相同。

1.3 振動(dòng)噪聲傳遞特性分析

如圖4所示，選取車速為80 km/h工況下0～800 Hz頻段對比M車地板振動(dòng)加速度與車內(nèi)噪聲，在200 Hz附近均存在顯著峰值。在150～400 Hz頻段，M車與T車車內(nèi)噪聲相比高出5～10 dB，地板振動(dòng)加速度顯著高于T車，表明在該頻段內(nèi)地板結(jié)構(gòu)振動(dòng)對車內(nèi)噪聲具有重要的貢獻(xiàn)。當(dāng)頻率超過450 Hz后，M車地板振動(dòng)與T車差距縮小，兩者聲壓級水平接近，該現(xiàn)象表明隨著頻率的增加，結(jié)構(gòu)振動(dòng)對噪聲的影響逐漸減小，結(jié)構(gòu)聲貢獻(xiàn)量有所降低。因此，M車存在的異常噪聲主要是由地板振動(dòng)引起的?？紤]到M車與T車在轉(zhuǎn)向架上的差異，可以推測牽引系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲存在較大的影響。

車內(nèi)噪聲是經(jīng)空氣與結(jié)構(gòu)兩種傳遞路徑傳遞產(chǎn)生，為了探究空氣聲與結(jié)構(gòu)聲各自對車內(nèi)噪聲產(chǎn)生的影響，分別對其進(jìn)行傳遞特性分析。如圖5所示為從牽引系統(tǒng)到車內(nèi)地板振動(dòng)功率譜密度圖，在0～800 Hz頻率范圍內(nèi)，無論是垂向還是橫向，各測點(diǎn)振動(dòng)特性曲線在整體上均呈現(xiàn)較強(qiáng)的對應(yīng)關(guān)系，且地板垂向振動(dòng)能量在200～400 Hz頻率范圍內(nèi)存在顯著峰值。據(jù)此判斷，地板振動(dòng)的能量是源于電機(jī)振動(dòng)傳遞至構(gòu)架再傳遞到地板，表明車內(nèi)異常噪聲確實(shí)與牽引系統(tǒng)存在密切的聯(lián)系。

通過對測得的各位置振動(dòng)響應(yīng)在頻域范圍內(nèi)進(jìn)行響應(yīng)量之比，得到傳遞率，圖6為M車的垂向振動(dòng)傳遞率。轉(zhuǎn)向架電機(jī)的振動(dòng)傳遞至構(gòu)架時(shí)在200 Hz附近出現(xiàn)了振動(dòng)放大的現(xiàn)象。構(gòu)架振動(dòng)傳遞至車體底架時(shí)由于轉(zhuǎn)向架中二系懸掛等彈性元件的減振作用，振動(dòng)得到一定程度的衰減，但在300～400 Hz處振動(dòng)衰減明顯低于其他頻率，與地板垂向振動(dòng)能量分布對應(yīng)關(guān)系較強(qiáng)。

2 車內(nèi)高頻空氣聲仿真分析

2.1 統(tǒng)計(jì)能量分析法

統(tǒng)計(jì)能量分析法[17-18]（statics energy analysis， SEA）是一種從模態(tài)和能量角度出發(fā)的統(tǒng)計(jì)處理方法，用于分析高頻區(qū)內(nèi)復(fù)雜系統(tǒng)的噪聲振動(dòng)的耦合問題。由于有限元法高頻局部振動(dòng)存在分析效率不高且精度不夠的問題[19]，而對于復(fù)雜結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的高頻噪聲計(jì)算，SEA算法基于系統(tǒng)能量傳遞和平衡的統(tǒng)計(jì)求解方法，隨著模態(tài)數(shù)的增加，SEA算法的計(jì)算精度逐漸提升，其在高頻段噪聲分析具有優(yōu)勢。

統(tǒng)計(jì)能量法需將分析模型大的子系統(tǒng)分為若干個(gè)小子系統(tǒng)，從而能夠區(qū)別不同區(qū)域的聲學(xué)特性。子系統(tǒng)的劃分以模態(tài)密度為基準(zhǔn)，以點(diǎn)導(dǎo)納法[20]估算模態(tài)密度，將平均內(nèi)損耗因子[21]和耦合損耗因子納入耦合系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)能量計(jì)算。

整個(gè)系統(tǒng)平衡方程組公式如下

[Π1Π2?Πm=ωη11-η12?-η1m-η21η22?-η2m……?…-ηm1-ηm2?ηmmE1E2?Em] （1）

式中：[Πm]為作用于第m個(gè)子系統(tǒng)的激勵(lì)源對該子系統(tǒng)的平均輸入功率；[ηmm]為第m個(gè)子系統(tǒng)總損耗系數(shù)；[Ei]為第i個(gè)子系統(tǒng)的平均模態(tài)能量。

2.2 車內(nèi)噪聲模型建立

基于SEA法建立高頻車內(nèi)聲學(xué)仿真模型，對該模型進(jìn)行結(jié)構(gòu)簡化，車體建模均采用平板結(jié)構(gòu)單元，車身結(jié)構(gòu)材料為鋁，車窗為玻璃。整個(gè)模型由3節(jié)車構(gòu)成，車長57.0 m，車寬3.8 m，車高2.6 m。T車（含司機(jī)室）質(zhì)量為18 t，M車（含貫通道）19 t。通過對平板單元賦予隔聲量，基于實(shí)測數(shù)據(jù)設(shè)置聲腔阻尼損耗因子，來實(shí)現(xiàn)聲腔間的傳遞和衰減，如圖7所示。

聲腔車體模型與附加聲源位置如圖8所示，聲源作為激勵(lì)，附加在對應(yīng)聲腔。

運(yùn)行狀態(tài)下車輛噪聲源包括輪軌噪聲、牽引逆變器、電機(jī)和齒輪箱噪聲等各設(shè)備聲源，在運(yùn)行情況下由實(shí)驗(yàn)室測試得到，主要聲源數(shù)據(jù)如圖9所示。相較于T車，除了輪軌噪聲以外，M車具有牽引系統(tǒng)噪聲源，相較于結(jié)構(gòu)聲，輪軌噪聲與牽引系統(tǒng)在高頻區(qū)間較大，地板、側(cè)墻、車門等車體板件結(jié)構(gòu)在高頻處隔聲量較高，對這些空氣聲源進(jìn)行隔離，所以對于車內(nèi)的空氣傳遞路徑而言，T車與M車的輪軌噪聲及牽引噪聲聲源及板件隔聲的差異會(huì)對其產(chǎn)生重要影響。

對車體各個(gè)位置板件的隔聲量進(jìn)行測試，經(jīng)聲學(xué)實(shí)驗(yàn)室測試得到。圖10為車體部分結(jié)構(gòu)隔聲量數(shù)據(jù)。車體結(jié)構(gòu)在高頻隔聲量較大，低頻時(shí)較小，中間頻段由于吻合效應(yīng)，在部分頻率會(huì)出現(xiàn)隔聲量下降的趨勢，車體結(jié)構(gòu)對于1 000 Hz以上的高頻噪聲隔聲效果較好。

2.3 車內(nèi)空氣聲響應(yīng)分析

圖11與圖12分別對比了60 km/h與80 km/h工況下M車與T車1車門處車體中心位置的噪聲仿真與實(shí)測結(jié)果對比，噪聲出現(xiàn)較大差異的頻段主要在150～400 Hz頻段內(nèi)，實(shí)測結(jié)果遠(yuǎn)高于仿真結(jié)果。

因該模型僅考慮了空氣聲傳遞路徑，因而此頻段內(nèi)噪聲差異主要來源于因結(jié)構(gòu)振動(dòng)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲。這也表明無論是M車或T車，在250 Hz頻率附近都存在一定的結(jié)構(gòu)聲。但T車在該頻率的聲壓級較整體來說并不突出，因此在實(shí)際測試中沒有表現(xiàn)出異常噪聲的情況。

對比不同車速下M車與T車的噪聲，可得M車聲壓級基本在全頻段都高于T車聲壓級，在小于1 000 Hz范圍內(nèi)較為明顯且整體噪聲聲壓級變化與運(yùn)行速度呈正相關(guān)。運(yùn)行工況較靜置工況在聲源激勵(lì)方面上增加了輪軌噪聲、電機(jī)、齒輪箱與牽引逆變器處的噪聲源。其中除輪軌噪聲外，另外三個(gè)噪聲源都屬于牽引系統(tǒng)，僅在M車施加。由于測試時(shí)采用新車，所以M車與T車車輪結(jié)構(gòu)一致，可以排除兩者輪軌噪聲差異?？梢缘贸?，牽引系統(tǒng)傳遞至車內(nèi)的空氣聲對車內(nèi)總體聲壓級具有較大的影響。

圖13是對比80 km/h工況下M車和T車車內(nèi)實(shí)測與仿真結(jié)果。M車結(jié)果差值主要集中在150～400 Hz，車門處的結(jié)構(gòu)聲與牽引系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞具有明顯的聯(lián)系，由于T車沒有牽引系統(tǒng)，僅受到輪軌激勵(lì)的振動(dòng)傳遞，而M還會(huì)受到牽引系統(tǒng)中電機(jī)齒輪箱等設(shè)備的振動(dòng)傳遞，因此T車車內(nèi)在250 Hz附近實(shí)測與仿真的差值較M車較小。

3 車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)聲影響分析

使用有限元法建立車輛低頻結(jié)構(gòu)噪聲仿真模型，進(jìn)一步探究由牽引傳動(dòng)系統(tǒng)傳遞至車內(nèi)的振動(dòng)產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲對車內(nèi)噪聲的影響。

3.1 有限元法

有限元法是根據(jù)不同的離散化類型來構(gòu)造出近似的方程組，通過數(shù)值方法求解。而這些數(shù)值模型方程的解，就是相應(yīng)的偏微分方程真實(shí)解的近似解。該方法對計(jì)算和分析中低頻率激勵(lì)作用下振動(dòng)和聲輻射十分有效[22]。

體結(jié)構(gòu)的位移響應(yīng)公式

[Hωuω=f（ω）] （2）

式中：[ f（ω）]為振動(dòng)源位置施加的隨機(jī)激勵(lì)；[Hω]為頻率響應(yīng)函數(shù)（動(dòng)態(tài)、剛度矩陣）；[u（ω）]為位移響應(yīng)，[ω]為頻率。

頻率響應(yīng)函數(shù)的計(jì)算公式如下

[Hω=K+iωD-ω2M] （3）

式中：K為剛度矩陣；D為阻尼矩陣；M為質(zhì)量矩陣。

將位移響應(yīng)轉(zhuǎn)變?yōu)榉ㄏ蛩俣软憫?yīng)公式

[vnω=iωH-1（ω）f（ω）n] （4）

式中：[vnω]為結(jié)構(gòu)法向速度響應(yīng)；[n]為結(jié)構(gòu)件數(shù)量。

計(jì)算車內(nèi)具體的某點(diǎn)的聲壓頻率響應(yīng)公式

[ piω=bTωvnω=]

[iωbTωH-1ωfωn] （5）

式中：[bTω]為影響系數(shù)矩陣；[i]為結(jié)構(gòu)件上節(jié)點(diǎn)序數(shù)。

結(jié)構(gòu)中某點(diǎn)的整體聲壓響應(yīng)公式

[p=j=1ni=1mpjiω][=j=1ni=1mbjivnji] （6）

式中：[n]為結(jié)構(gòu)件數(shù)量；[m]為結(jié)構(gòu)件上節(jié)點(diǎn)數(shù)量；[pjiω]為第[j]件結(jié)構(gòu)件上第[i]個(gè)節(jié)點(diǎn)的聲壓頻率響應(yīng)[vnji]為第[j]件結(jié)構(gòu)件上第[i]個(gè)節(jié)點(diǎn)的結(jié)構(gòu)法向速度響應(yīng)；[bji]為第[j]件結(jié)構(gòu)件上第[i]個(gè)節(jié)點(diǎn)的影響系數(shù)。

3.2 有限元模型建立

以M車為例，車輛三維模型包括了主要的承載結(jié)構(gòu)以及必要的附加設(shè)備，為了提高計(jì)算效率，對模型適當(dāng)簡化，保留主要承載結(jié)構(gòu)原有結(jié)構(gòu)，將板件簡化為殼單元，將附加設(shè)備以質(zhì)量點(diǎn)的形式均勻分布在車體上。其中地板板件是由多層板件組成，根據(jù)實(shí)際車輛情況，還布置有橡膠減振墊。其結(jié)構(gòu)阻尼設(shè)置依據(jù)橡膠材料特性，選擇保留線性部分應(yīng)變能的一階Mooney-Rivlin本構(gòu)模型，同時(shí)設(shè)置整體結(jié)構(gòu)阻尼比。建立有限元模型，如圖14所示。

3.3 振動(dòng)噪聲響應(yīng)分析

基于實(shí)際測試獲取的各測點(diǎn)振動(dòng)加速度作為輸入激勵(lì)，計(jì)算在該工況下的車內(nèi)振動(dòng)噪聲響應(yīng)。以80 km/h運(yùn)行工況為例，施加激勵(lì)得到計(jì)算結(jié)果與實(shí)測地板振動(dòng)加速度對比，如圖15所示。基于有限元方法計(jì)算得到的地板振動(dòng)響應(yīng)與實(shí)際測試的結(jié)果兩者窄帶頻譜趨勢能夠較好吻合，證明了結(jié)構(gòu)聲仿真模型的可靠性。

由于低頻段內(nèi)車內(nèi)噪聲主要來自于結(jié)構(gòu)聲，在計(jì)算結(jié)構(gòu)聲與結(jié)構(gòu)振動(dòng)以及比較分析時(shí)忽略空氣聲影響。分別對60 km/h與80 km/h工況進(jìn)行噪聲仿真，頻譜結(jié)果如圖16所示。隨著列車運(yùn)行速度的提高，噪聲在全頻段內(nèi)都有所增加，M車在200 Hz附近存在明顯峰值，T車較為不明顯。

為了獲得結(jié)構(gòu)聲在全頻段的分布趨勢，將計(jì)算得到的結(jié)構(gòu)聲窄帶頻譜轉(zhuǎn)化為1/3倍頻程后，與前文得到的空氣聲結(jié)果進(jìn)行疊加，并與實(shí)測結(jié)果對比，如圖17所示。疊加之后的仿真結(jié)果在全頻段內(nèi)與實(shí)測結(jié)果都較為接近。疊加之前在150～400 Hz頻段內(nèi)，空氣聲模型仿真結(jié)果與實(shí)測結(jié)果相差較大，在與結(jié)構(gòu)聲疊加后基本與實(shí)測保持一致，證實(shí)了前文在150～400 Hz頻段內(nèi)主要為結(jié)構(gòu)聲的猜測。進(jìn)一步證明該試驗(yàn)城軌車輛的M車因?yàn)檗D(zhuǎn)向架等牽引系統(tǒng)的存在，使得車內(nèi)噪聲整體高于T車。

4 結(jié)論

1）通過試驗(yàn)得出，M車相較于T車在轉(zhuǎn)向架上方車內(nèi)區(qū)域噪聲在150～400 Hz頻段內(nèi)存在顯著峰值，同時(shí)該區(qū)域地板振動(dòng)加速度峰值較高。

2）基于統(tǒng)計(jì)能量法建立空氣聲模型。計(jì)算對比實(shí)測結(jié)果發(fā)現(xiàn)在超過500 Hz的頻段內(nèi)空氣聲占主要成分。同時(shí)通過對比靜置與運(yùn)行狀態(tài)下M車與T車仿真結(jié)果得出結(jié)論，牽引系統(tǒng)傳遞至車內(nèi)的空氣聲使得車輛在全頻段內(nèi)聲壓級有所提高，對車內(nèi)噪聲影響較大。

3）基于有限元法建立車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)聲仿真模型，研究結(jié)果表明在200 Hz附近存在顯著的車內(nèi)噪聲峰值，且M車聲壓級整體高于T車。并且隨著頻率的增加逐漸降低，表明牽引系統(tǒng)振動(dòng)傳遞產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)聲對車內(nèi)噪聲在較低頻段內(nèi)具有較大的貢獻(xiàn)?；诜抡婺Ｐ团c車輛振動(dòng)噪聲的線路測試，將結(jié)構(gòu)聲與空氣聲的全頻域仿真結(jié)果疊加后與實(shí)測結(jié)果進(jìn)行對比，兩者較為接近，在200 Hz附近的異常噪聲峰值是由于牽引系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞至車內(nèi)產(chǎn)生的。

參考文獻(xiàn)：

[1] " "THOMPSON D. Railway noise and vibration： mechanisms， modelling and means of control[M]. Amsterdam：Elsevier， 2008.

[2] " "HARDY A E J. Railway passengers and noise[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part F： Journal of Rail and Rapid Transit， 1999， 213（3）： 173-180.

[3] " "ZHANG J， XIAO X B， SHENG X Z， et al. Characteristics of interior noise of a Chinese high-speed train under a variety of conditions[J]. Journal of Zhejiang University-Science A， 2017， 18（8）： 617-630.

[4] " "LI H， THOMPSON D， SQUICCIARINI G， et al. A framework to predict the airborne noise inside railway vehicles with application to rolling noise[J]. Applied Acoustics， 2021， 179： 108064.

[5] " "LI H， THOMPSON D， SQUICCIARINI G， et al. Investigation of acoustic transmission beneath a railway vehicle by using statistical energy analysis and an equivalent source model[J]. Mechanical Systems and Signal Processing， 2021， 150： 107296.

[6] " "LI H， SQUICCIARINI G， THOMPSON D， et al. A modelling approach for noise transmission through extruded panels in railway vehicles[J]. Journal of Sound and Vibration， 2021， 502： 116095.

[7] " "SOETA Y， SHIMOKURA R. Survey of interior noise characteristics in various types of trains[J]. Applied Acoustics， 2013， 74（10）： 1160-1166.

[8] " "LIU X W， THOMPSON D， SQUICCIARINI G， et al. Measurements and modelling of dynamic stiffness of a railway vehicle primary suspension element and its use in a structure-borne noise transmission model[J]. Applied Acoustics， 2021， 182： 108232.

[9] " "馮青松， 周豪， 陳艷明，等. 隧道內(nèi)地鐵列車車內(nèi)噪聲預(yù)測分析[J]. 振動(dòng)與沖擊， 2021， 40（15）： 271-276.

FENG Q S， ZHOU H， CHEN Y M， et al. Prediction and analysis of noise inside metro train in tunnel[J]. Journal of Vibration and Shock， 2021， 40（15）： 271-276.

[10] "劉國漪， 孫文靜， 周勁松. 地鐵列車車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲仿真[J]. 計(jì)算機(jī)輔助工程， 2018， 27（3）： 6-10.

LIU G Y， SUN W J， ZHOU J S. Simulation of low frequency structure noise in metro train[J]. Computer Aided Engineering， 2018， 27（3）： 6-10.

[11] "STR?M R. Operational transfer path analysis of components of a high-speed train bogie[D]. G?teborg： Chalmers University of Technology， 2014.

[12] "SAPENA J， TABBAL A， JOVé J， et al. Interior noise prediction in high-speed rolling stock driver's cab： focus on structure-borne paths （mechanical and aero sources）[M]. Tokyo： Springer， 2012.

[13] "蔣佳妗， 孫文靜， 周勁松. 地鐵車內(nèi)空氣聲傳遞路徑分析及板件隔聲性能優(yōu)化[J]. 噪聲與振動(dòng)控制， 2023， 43（3）： 153-160.

JIANG J J， SUN W J， ZHOU J S. Analysis of airborne noise transfer path in metro and optimization of sound insulation performance of panel structures[J]. Noise and Vibration Control， 2023， 43（3）： 153-160.

[14] "ZHANG Y， LI L， LI H. Interior noise prediction of metro train in a tunnel caused by wheel/rail rolling[J]. Acoustics Australia， 2024， 52（2）： 161-173.

[15] "張玉梅， 肖新標(biāo)， 溫澤峰， 等. 低地板車結(jié)構(gòu)傳聲及車內(nèi)噪聲特性[J]. 噪聲與振動(dòng)控制， 2014， 34（4）： 1-4.

ZHANG Y M， XIAO X B， WEN Z F， et al. Structure-borne sound transfer path of a low-floor vehicle and its interior noise property[J]. Noise and Vibration Control， 2014， 34（4）： 1-4.

[16] "許孝堂， 金學(xué)松. 地鐵車內(nèi)噪聲超標(biāo)分析[J]. 噪聲與振動(dòng)控制， 2017， 37（5）： 75-79.

XU X T， JIN X S. Analysis of the excessive interior noise in a metro coach[J]. Noise and Vibration Control， 2017， 37（5）： 75-79.

[17] "FORSSéN J， TOBER S， CORAKCI A C， et al. Modelling the interior sound field of a railway vehicle using statistical energy analysis[J]. Applied Acoustics， 2012， 73 （4）： 307-311.

[18] "SADRI M， BRUNSKOG J， YOUNESIAN D， et al. Application of a Bayesian algorithm for the statistical energy model updating of a railway coach[J]. Applied Acoustics， 2016（112）： 84-107.

[19] "雷曉燕， 翁凌霄， 余亮亮， 等. 基于混合FE-SEA法的箱梁結(jié)構(gòu)噪聲特性研究[J]. 華東交通大學(xué)學(xué)報(bào)， 2023， 40（4）： 1-8.

LEI X Y， WENG L X， YU L L， et al. Structural noise of box girder for elevated track： an analysis based on the hybrid FE-SEA model and experiment[J]. Journal of East China Jiaotong University， 2023， 40（4）： 1-8.

[20] "陳飛， 董萼良. 點(diǎn)導(dǎo)納法的模態(tài)密度測試試驗(yàn)[J]. 噪聲與振動(dòng)控制， 2017， 37（1）： 183-187.

CHEN F， DONG E L. Modal density measurement test based on point admittance method[J]. Noise and Vibration Control， 2017， 37（1）： 183-187.

[21] "JANG H， HOPKINS C. Prediction of sound transmission in long spaces using ray tracing and experimental statistical energy analysis[J]. Applied Acoustics， 2018，130： 15-33.

[22] "鄭建華. 高速列車車內(nèi)低頻噪聲分析與預(yù)測研究[D]. 濟(jì)南：山東大學(xué)， 2016.

ZHEN J H. Research on the analysis and prediction of the interior noise of high-speed train in low frequency domain[D]. Ji′nan： Shandong University， 2016.

第一作者：張佳聶（1999—），男，碩士研究生，研究方向?yàn)檐囕v噪聲與振動(dòng)控制。E-mail： zhangjianie915@163.com。

通信作者：孫文靜（1989—），女，副教授，博士，研究方向?yàn)檐囕v噪聲與振動(dòng)控制。E-mail： sunwenjing@tongji.edu.cn。