摘要：
建立某地铁列车车体结构和车内声腔有限元模型，进行声固耦合模态分析，得到车体结构和车内声腔的模态特征。将车体动力学模型计算得到的车体振动激励施加于声固耦合模型中，分析地铁列车车内低频噪声和车身板件声压贡献量，得到对观察点声压贡献较大的板件，有针对性地提出车体结构改善方案，降低观察点处的噪声，为地铁列车车内噪声优化提供指导。
关键词：
地铁列车； 声腔； 声固耦合； 低频噪声； 板件； 贡献量
中图分类号： U270.16
文献标志码： B
Simulation of low frequency structure noise in metro train
LIU Guoyi， SUN Wenjing， ZHOU Jinsong
（Institute of Rail Transit， Tongji University， Shanghai 201804， China）
Abstract：
The finite element models of the body structure and interior acoustic cavities of a metro train are built. The modal analysis of acousticstructure coupling is carried out， and the modal characteristics of the body structure and interior acoustic cavities are obtained. The vehicle body vibration excitation obtained by the vehicle body dynamic model calculation is applied to the acousticstructure coupling model. The interior low frequency noise of metro vehicle and the sound pressure contribution of panels are analyzed. The plates that contribute greatly to the sound pressure of the observation point are found. The pointed reference to improve the vehicle body structure is proposed. The noise at the observation point is reduced. The results can provide a feasible scheme for the optimization of the interior noise of the metro vehicle.
Key words：
metro train； acoustic cavity； acousticstructure coupling； low frequency noise； panel； contribution
0 引 言
隨着地铁列车运行速度不断提高，车内噪声不断变大，乘客乘车舒适度大大降低，还会造成噪声污染。列车运行时的车内噪声主要由4部分组成：车体结构振动产生的结构噪声；轮轨之间相互作用产生的轮轨噪声；牵引系统产生的牵引噪声；列车运行时表面涡流压力波击打列车引起的壁板噪声。各种噪声在车内经过车体多次反射形成混响声。[1]地铁列车的运行速度一般在200 km/h以下，因此对于车内噪声而言，中、低频的噪声占据主要地位。[2]
结构噪声主要由车体本身的结构振动产生，其来源主要是轮轨激励以及车下设备在工作时产生的振动激励。这些激励通过车体的连接节点引起车体的振动，进而产生结构噪声。研究结构噪声对降低列车车内噪声有重要意义。张硕等[3]指出乘客的烦恼度与地铁列车低频噪声密切相关；左言言等[4]对地铁车内低频结构噪声进行预测，但未具体提出改进措施的研究方案。
本文针对某地铁列车建立动力学仿真模型，计算施加在车体结构上的振动激励，建立声固耦合的车体有限元模型，分析其特性并提出降低噪声的相应建议，为优化地铁列车车内噪声提供参考。
1 地铁列车动力学模型
地铁列车动力学模型分为构架、轮对和车体3个部分。转向架一系悬挂由钢制弹簧、液压式减震器和转臂式轴箱组成。转向架二系悬挂由空气弹簧和橡胶堆组成。将车体物理模型分解为多体动力学仿真的基本要素：刚/柔体、铰、约束和力元。将轮对和轴箱视为刚体，车体之间的铰接关系用弹簧模拟，忽略弹性悬挂的质量。建立多体动力学仿真单元的关系，参照车辆参数，运用动力学仿真软件SIMPACK建立整车动力学仿真模型，见图1。按列车最高速度120 km/h计算，选择美国五级线路谱为轨道激励，在4个空气弹簧与车体接触的位置输出x、y和z等3个方向的激励载荷谱。
2 声固耦合的车体有限元模型
2.1 车体结构有限元模型
以某地铁列车为例，利用HyperMesh建立有限元模型。车体主要由车顶、端墙、侧墙和底架等构成。整体车身结构选用四边形壳单元，网格共823 532个，节点共691 002个。吊挂设备，如空调、主变压器、低压箱等简化处理。使用一维单元MASS模拟设备质心，使用一维单元RBE2连接设备与车体吊挂处。其余附件和装饰质量以均布形式加入有限元车体模型相应的位置。车体结构有限元模型见图2。
2.2 车体结构模态计算
分析车体结构模态有助于把握车内噪声的产生机理，可为诊断声源和控制车内噪声提供依据。对车体结构和车内声腔进行模态分析，以获得车体和声腔的共振频率，为车辆声学设计时避免共振提供研究基础。同时，分析车体结构模态也可验证车体有限元模型的准确性。采用Block Lanczos法提取模态，计算前60阶模态。具有代表性的低阶模态振型见图3。
第1阶自由模态频率为1阶垂向弯曲振型，频率为6.69 Hz。因为整备状态下车体质量较大，所以一般要求第1阶自由模态在10 Hz以下，该计算结果比较准确，说明有限元模型可靠。第3阶模态振型为1阶菱形振型，频率为7.83 Hz；第6阶模态振型为2阶垂弯振型，频率为11.77 Hz；第7阶模态为呼吸振型，频率为12.65 Hz。低频模态一般为整体模态；从28阶（30.80 Hz）起为高频模态，会呈现局部特性，主要集中在车顶的空调吊挂处和端墙处，可适当增加车顶空调吊挂处的刚度。
2.3 声腔有限元模型和模态分析
声学模态频率是声腔内部声音的共鸣频率。在各阶模态频率附近，车厢室内的空腔会产生声学共鸣，造成声压级增加。[5]在已有的车体结构有限元模型基础上，使用六面体实体网格生成车内声腔的有限元模型，见图4。在模型中通过“ACMODL”卡片设定相关参数和选项，将车体结构模型和声腔模型的重合节点耦合，实现整体模型的声固耦合。设定空气密度为1.225 kg/m3，声速为340 m/s，计算0～160 Hz频率范围内的模态。部分声腔模态振型见图5。
声腔的模态以声压级为表征值。在图5中，声腔模态一般呈现横向、纵向和垂向条纹状。不考虑刚体模态第2阶模态频率为7.796 Hz，第3阶模态频率为15.612 Hz。在车体结构某阶模态的频率与声腔模态的某阶频率相近时，车体就会产生与声腔的共振响应，此时会造成乘客听觉的强烈不适，影响乘坐的舒适性。车内声腔部分模态频率见表1。
3 车内声学响应分析
依据GB/T 3449—2011《声学 轨道车辆内部噪声测量》[6]和NF F01381—2011《铁路应用设施 声学 有轨车辆内部噪声测量》[7]选取观察点。在离地板上方1.6 m处，沿车体纵轴选取5个观察点，见图6。
车身结构板件振动可引起车内噪声的频率一般在160 Hz以下。[8]在车体与空气弹簧相接触位置的x、y和z等3个方向施加单位激励力，采用模态叠加法计算振动频率160 Hz以下车体和声腔的响应。一般选择提取模态的频率为响应频率的2.0～2.5倍，因此设置提取模态的频率为0～400 Hz。各观察点的频率响应A计权声压级频谱见图7。
由图7可知，振动频率在10 Hz以上时，随着频率的增大，车内1～5号观察点的声压级迅速升高。由于车体的对称性，1号与5号观察点声压级曲线相似度较高，2号与4号观察点的声压级曲线相似。振动频率在20～160 Hz范围内，各个观察点有多个明显的共振频率，在这些频率下车身板件与车内声腔发生强烈共振，导致声压级增大，其中：1、3、5号观察点都在47.0 Hz产生共振，并且达到最大的声压级，分别为78.52、80.78和76.91 dB（A）；2、4号观察点在152.0 Hz频率时的声压级分别为69.53和74.85 dB（A）。除此之外，频率为32.0、87.5和134.0 Hz时，5个观察点都出现不同程度的共振现象。在某些频率下，不同观察点的响应振动特性不同，如在55.0 Hz处，1、2、4、5号点的声压级都在60.00 dB（A）以上，而3号点的声压级只有41.68 dB（A）。1～5号观察点的A计权总声压级分别为80.68、75.45、82.09、76.98和79.73 dB（A）。由此可见，车内中部3号观察点的频响峰值较多，47.0、129.0和152.0 Hz处共振现象明显，导致噪声较大。
4 板件声学贡献量分析
在低频噪声中主要考虑车体的结构振动，因此车身板件的振动影响列车车内低频噪声。降低车内噪声可从改变结构板件方面进行优化。对板件进行声学贡献度分析，以确定对噪声贡献较大的板件进行结构优化，控制不良板件的振动。[910]车体主要分为侧墙、车顶、地板和端墙4个板块。由于车体的对称性，侧墙以纵向平面为中心面对称选取若干板件，端墙以横向平面为对称面选取板件，板件划分见图7。车体中部3号观察点的声压级较高，因此针对共振明显的频率，利用Radioss对车体板件进行声学贡献量分析。
47.0、129.0和152.0 Hz处各个板件对车体中部响应点的声压贡献量见图8。在47.0 Hz频率下，板件2、3和10对响应点声压有较大的正贡献量，这些板件的振动大小与响应点的声压为正相关；板件6和7对该响应点的声学贡献量则为负值，说明当这些板件的振动加大时，可降低响应点处的声压。在129.0 Hz频率下，板件2和13的声压正贡献量
较大，板件5和7的声压负贡献度较大。在152.0 Hz频率下，声压正贡献量较大的板件为板件2和12，声压负贡献量较大的板件为板件1和11。总之，板件2振动对3号观察点的影响较大，而板件7的声压负贡献程度较高。
根据板件声学贡献量分析结果，改进板件结构以改变自身刚度，抑制其振动峰值以降低噪声。将板件2区域的厚度增加1 mm，重新計算客室内声压级，3号观察点在47.0 Hz下的A计权声压级由80.78 dB（A）下降至77.46 dB（A），下降了3.32dB（A），总声压级从82.90 dB（A）下降至79.97dB（A），下降了2.93 dB（A），降噪效果明显。由此可知，分析车体板件声压贡献量，有助于优化车体声场环境，达到降噪的目的。
5 结束语
以某地铁列车为例，建立动力学模型以输出轮轨对车体振动的激励，建立声固耦合的有限元模型以分析车体在低频阶段的结构噪声，得到结论如下：在0～160 Hz的频率范围内，车体结构与车内声腔有多个明显的共振频率，特别是47.0、55.0、129.0和152.0 Hz处，各个观察点的A计权声压级较大；在此基础上，以47.0 Hz频率为例，以车体中部3号观察点为响应输出，进行板件声学贡献度分析，找出贡献度大的板件，通过增加厚度改变板件结构，从而降低该点处的噪声。
参考文献：
[1] 庄婷， 左言言， 闵祥斗. 高速列车车内低频噪声综合分析[J]. 制造业自动化， 2013， 35（20）： 8891.
[2] 王东镇， 王冰松， 王晶凯. 高速列车噪声控制与研究[J]. 铁道机车车辆， 2015， 35（S1）： 112116.
[3] 张硕， 杨碧君， 刘加华， 等. 地铁低频噪声强度与烦恼度关系特征研究[C]//中国声学学会2010年全国会员代表大会暨学术会议论文集. 哈尔滨： 中国声学学会， 2010： 2.
[4] 左言言， 耿烽， 李树栋. 铝合金地铁车内低频结构噪声特性预测[J]. 江苏大学学报（自然科学版）， 2012， 33（2）： 139143.
[5] 刘秋生， 钱平， 李章国， 等. 高速列车室内结构噪声分析[J]. 北京交通大学学报， 2013， 37（1）： 166171.
[6] 声学 轨道车辆内部噪声测量： GB/T 3449—2011[S].
[7] 铁路应用设施 声学 有轨车辆内部噪声测量： NF F01381—2011[S].
[8] 闵祥斗， 左言言， 庄婷. 高速列车车内噪声预测及分析[J]. 科学技术与工程， 2014， 14（5）： 305308.
[9] 解建坤， 王东方， 苏小平， 等. 基于ATV、MATV技术的车内低频噪声分析[J]. 噪声与振动控制， 2013， 33（4）： 145148.
[10] 张志勇， 张义波， 刘鑫， 等. 重型卡车驾驶室结构噪声预测与板件声学贡献度分析[J]. 振动与冲击， 2014， 33（13）： 6771.
（编辑 武晓英）