速度350 km/h 雙層動車組動車降噪設計

鄢桂珍，潘光亮，郭建強

（中車青島四方機車車輛股份有限公司， 山東青島266111）

雙層客車具有載客量大，人均能耗低的優勢，能夠滿足繁忙線路運能提升需求，也符合軌道車輛低碳環保的發展趨勢。國外動車組發展過程中，雙層動車組是一個重要的發展方向，并且有廣泛的運營經驗，其中投入運營最多的是法國阿爾斯 通TGV雙層動車組，累計交付近200 列［1］。除此以外，還有日本的E1 和E4 雙層動車組、龐巴迪的IR200 雙層動車組等。我國國內生產的“新曙光”號、“神州”號、“廬山”號以及“金輪”號雙層動車組，均為內燃動力集中雙層動車組，最高運營速度180 km/h［2-3］，基于動力分散技術的雙層電力動車組，在國內還是空白。隨著京滬高鐵等繁忙線路客流攀升，研制載客量更大的速度350 km/h 雙層動力分散動車組已非常迫切，而作為整車重要性能指標的車內聲學舒適度是雙層動力分散動車組急需解決的重要課題。CRH380A 和諧號、CR400復興號動車組研制過程中的噪聲控制技術研究，為雙層動車的降噪設計提供了良好的基礎［4-6］。

根據速度350 km/h 雙層動車組動車的平斷面特點，提出噪聲控制重點區域，基于CR400 復興號動車組的噪聲研究基礎，采用聲學正向設計技術，完成動車組的動車整車降噪設計及仿真預測。

1 速度350 km/h 雙層動車組動車結構

圖1 單層和雙層布置對比

1.1 斷面增大帶來氣動噪聲增加

雙層動車組動車車體高度比CR400 復興號動車組增大450 mm，比CRH380A 和諧號動車組增大800 mm，如圖2 所示。隨著斷面增大，氣動阻力和噪聲均增大。 相比CRH380A 和諧號動車組，CR400 復興號動車組斷面增大后，中低頻噪聲明顯增加，如圖3 所示。

1.2 下層客室與輪軌噪聲源更近

客室區域，雙層動車組動車下層客室下沉，下層地板更接近軌道，原設備艙區域約1 m 的高度空間變成下層客室旅客乘坐區域。單層動車組地板下方聲源為設備艙內噪聲，由于有密封式設備艙的隔聲效果，噪聲源較小。雙層動車組的下層地板外部聲源為輪軌和氣動噪聲疊加聲源，這種車輛平面布置和斷面變化，導致下層地板外部噪聲源增大約9 dB（A），如圖4 所示。

圖2 車體斷面高度對比

圖3 氣動噪聲對比

圖4 增加設備艙前后客室地板下表面噪聲

1.3 牽引變流器車內布置產生電磁噪聲

由于雙層動車組沒有設備艙，牽引變流器安裝于車廂內端部區域，如圖5 所示。牽引變流器工作時的電磁噪聲、冷卻系統噪聲和振動成為車廂內直接聲源，將影響通過臺和客室端部噪聲。

圖5 變流器車內安裝位置

1.4 上層客室走路聲可能影響下層乘客聲學舒適性

雙層動車組要求上下層客室車內噪聲水平相當，上層客室地板主要起承載作用，對上層客室地板隔離上下層客室噪聲相互傳遞沒有特殊要求，但是上層客室內的乘客在客室活動產生的噪聲，如高跟鞋走路、小孩跑跳、提放行李/物品落地等對地板的瞬時沖擊產生的噪聲，可能會對下層乘客的乘坐舒適性有一定影響，需要對上層客室地板的撞擊聲隔聲量進行評估和優化設計。

2 降噪設計與驗證

2.1 隔聲設計理論

高速動車組車輛斷面結構一般為“車體型材+吸聲隔聲材+內飾板”的雙層板結構。雙層板的構造形式“板—中間夾層（空氣或吸聲材）—板”相當于一個“質量—彈簧—質量”彈性系統，其隔聲特性曲線如圖6 所示。

圖6 雙層板隔聲特性曲線[7]

雙層板共振頻率f0計算公式如下：

其中，M1、M2為兩層板的面密度，kg/m2；ρ為空氣密度，kg/m3，常溫下為1.18 kg/m3；c為聲速，常溫下為344 m/s；d為兩板間空氣層厚度，m。

為降低雙層板的共振頻率，可提高M1和M2的面密度，同時增大兩層板之間的空氣層厚度。

其三，程序的輸出端。自然人可以通過對“人工智能創作”的輸出結果進行判斷和選擇，挑選出符合自己要求的創作結果。如前述高空氣球自動攝影案和猴子自拍案中，主張自己為作者的自然人均聲稱自己從相機自動拍攝或動物隨機拍攝的大量相片中挑選出了具有美學價值的照片。這類人工智能創作結果可能因為經過自然人的判斷和選擇而具有作者創作。

當外界聲波的頻率與雙層板系統的固有頻率一致時，雙層板就會產生共振，此時，聲能量很容易穿透雙層板，使隔聲下降，在隔聲特性曲線上形成一個低谷。雙層板結構也會產生吻合效應，它的臨界頻率fc取決于兩層板各自的臨界頻率，當兩層板由相同材料構成，且M1＝M2時，兩臨界頻率相同，使得吻合谷凹陷加深；當兩板的材料不同或M1≠M2時，隔聲特性曲線將有2 個低谷，但凹陷的深度較淺。

圖6 中，陰影區域表示雙層板構造的隔聲性能優于同等質量的單層板部分。若f0往低頻移動，陰影區增大，反之則減少。因此，共振頻率的位置對雙層板的隔聲性能有很大的影響。另外在設計時應當采用材料不同的兩層板，或使M1≠M2，這樣兩板的臨界頻率互相錯開，使吻合谷變淺。

2.2 型材優化

動車組車體結構為雙層鋁合金擠壓型材，斷面結構包括上面板、下面板和中間筋板組成，如圖7所示。型材面板和筋板厚度、筋板角度等參數對型材隔聲量均有影響［8］。

圖7 型材結構示意圖

雙層動車下層客室區地板靠近鋼軌，外部聲源大，對結構隔聲量要求更高。以隔聲量為目標，綜合考慮結構面密度、剛度、厚度等參數限制，進行型材斷面聲學綜合尋優設計，最終得到幾種型材斷面的優化方案參數見表1，各種結構對應的隔聲量曲線如圖8 所示。

表1 鋁型材參數優化列表

綜合考慮型材剛度、面密度以及隔聲量結果，選定型材3 進行樣件試制，并在混響室內測試其隔聲量。試驗結果與仿真結果見圖9 所示，從圖中可以看出，在大于300 Hz 以上頻段，仿真結果與試驗結果頻譜曲線吻合度較好。因為型材剛度較大，一階模態頻率大于300 Hz，所以仿真計算的隔聲量在低于300 Hz 的結果誤差較大。

圖8 隔聲量仿真計算結果

圖9 型材隔聲量仿真計算與試驗結果

2.3 阻尼優化

對型材結構進行阻尼處理，是進一步提高隔聲量的有效方式。雙層動車組車體型材阻尼處理前后的隔聲量曲線如圖10 所示。從圖中可以看出，型材阻尼處理后，隔聲量提高約3 dB。由于阻尼的增加，對改善因結構共振導致的聲傳播效果較好，因此隔聲量曲線上，1 250 Hz 和2 000 Hz 處因吻合頻率導致的隔聲量低谷改善顯著，而800 Hz以下頻段，主要是隔聲“質量定律”起作用，因此隔聲量提升較小。

2.4 內飾板隔聲優化

地板區域內飾結構因考慮到承重的要求，質量分配相對較大，主要從改變內飾板件結構本身進行隔聲優化，重點對比了鋁蜂窩結構、軟木結構和復合隔聲地板結構的面密度和隔聲量差異，隨著面密度的提高，隔聲量在整個頻段明顯提高如圖11 所示。

因考慮自重，內飾頂板本身的面密度不易太大，主要從阻尼優化角度進行優化，如圖12 所示，可根據不同區域降噪需求進行阻尼結構選擇。

圖10 型材及表面加阻尼隔聲效果

圖11 不同內飾地板隔聲量差異

圖12 內飾頂板隔聲量優化

2.5 牽引變流器間隔聲優化

為降低牽引變流器噪聲向車內傳遞，將原車體結構向內延伸到通過臺走廊位置，形成一個相對獨立的空間，將牽引變流器隔離在車體密封結構之外，形成牽引變流器設備間。變流器設備間的墻壁結構，從外向內依次為“穿孔鋁板+型材+內飾板”的“一重兩輕”3 層墻結構，墻與墻之間填充吸聲材料以增加聲能損耗，隔聲性能如圖13所示。

圖13 變流器間墻壁隔聲量

2.6 上層地板撞擊聲隔聲優化

為減小上層客室旅客活動帶來的地板撞擊聲對下層乘客的影響，設計了帶有中間減振層的上層客室地板斷面結構。按照GB/T 19889.5 和GB/T 19889.7 的測試方法，分別進行了實驗室和現車測試。

實驗室測試規范化撞擊聲壓級測試現場如圖14 所示。針對初步方案撞擊聲導致的聲壓級較大問題，提出在地板布和承重型材間增加減振材料的優化方案，改進后的結構，規范化撞擊聲壓級可降低3 dB，如圖15 所示。

圖14 上層地板撞擊聲隔聲測試

3 整車噪聲仿真預測

整車噪聲仿真預測采用統計能量法。該方法根據車外噪聲源分布和車輛結構特性，設置不同的子系統。CR400“復興號”動車組線路試驗過程中，對輪軌區、車體表面、設備艙底部、車頂等區域分別布置了傳聲器，測試獲得了實際的噪聲源數據，以此為基礎確定雙層動車組動車噪聲源特性，進行車內噪聲預測，獲得車內聲場分布如圖16所示。

圖16 客室噪聲仿真計算結果

從圖16 可以看出，變流器間內噪聲較高，對通過臺噪聲有一定影響，但整個客室區域的噪聲較低，且聲場分布均勻，滿足設計指標要求。

4 結束語

在充分分析雙層動車組動車結構特點對噪聲影響的基礎上，開展針對性的降噪設計，并通過試驗和仿真對方案進行優化。整車噪聲仿真預測結果表明，在輕量化和有限空間尺寸約束下，降噪設計結構，達到了整車噪聲預期目標。由于目前尚不具備線路運行試驗條件，具體實施效果有待進一步的試驗驗證。