裙板結構對市域列車車內噪聲的影響分析

顧漢星，王瑞乾,2，杜星，陳建政，肖新標

(1. 西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川 成都，610031；2. 常州大學城市軌道交通學院，江蘇 常州，213100)

市域列車主要在大城市與其衛星城鎮之間運行，與高速鐵路相比，市域鐵路沿線人口密集，且受成本等因素限制，聲屏障降噪措施并未普及。與地鐵列車相比，市域列車多運行在高架線路上，運行速度更高。因此，對于沿線居民產生的噪聲影響需要引起高度的重視。合理安裝裙板是減小列車車外通過噪聲的有效方法之一[1]，但會增大車內噪聲[2]，降低乘坐舒適性。因此，開展市域動車組底部加裝裙板后對車內噪聲影響研究，對低噪聲綠色城市軌道交通的發展具有重要意義。

列車車體結構復雜，其具有很強的參數不確定性，傳統的數值方法在建模和分析計算上都存在一定的困難[3]，統計能量分析(statistical energy analysis，SEA)方法在很大程度上可以和傳統的數值方法形成互補。HARDY[4]基于SEA 方法建立了160 km/h列車運行車內噪聲預測模型，獲得了列車車內空氣傳聲路徑貢獻量，并提出相應的控制措施。ZHENG 等[5]在SEA 方法基礎上提出了統計聲學能量流方法，考慮車外至車內的聲能流動，預測車內的聲學響應。毛杰等[6]采用SEA方法建立了高速列車的車內噪聲預測模型，采用多物理場耦合激勵，計算了200～1 600 Hz 的車內噪聲。由此可見，統計能量法是軌道交通列車車內噪聲時廣泛采用的計算方法。針對列車底部加裝裙板結構對列車噪聲的影響，國內外也有不少的研究成果可供參考。KWON等[7-8]對韓國高速列車進行了風洞試驗，采取包裹轉向架區域的措施，進行了比例模型試驗，發現對轉向架區域包裹面積越大，列車運行時的氣動阻力越小。UDA 等[9]使用1∶70列車模型研究了轉向架腔的低噪聲設計，發現將轉向架側面安裝扇形擋板并減小轉向架腔的體積可以降低列車車外噪聲。黃莎等[10]基于Lighthill聲學理論，對高速列車轉向架部位氣動噪聲進行數值模擬，發現列車以300 km/h 的速度運行時，通過在轉向架部位安裝裙板，車外噪聲測點平均降幅為1.3 dB；通過增加裙板的安裝面積，平均降幅進一步降低0.7 dB。KIM等[2]建立了安裝裙板結構的動力分散式列車模型，計算發現安裝裙板可降低車外噪聲約2 dB，但會使車內噪聲增加約1 dB。

由上可知，在市域列車底部安裝裙板結構后，可以阻擋底部部分噪聲直接向外傳播，從而降低列車車外噪聲。但另一方面，轉向架區域及輔助設備區域噪聲會在裙板之間產生多重反射，從而增強底部聲場，進而增大車內噪聲。但不同形狀、不同位置的裙板對車內噪聲的影響不盡相同，如何選取合適的列車底部結構及布局，以及如何進行車內降噪處理，有待進行進一步研究。

本文作者基于統計能量分析方法，以列車的第一節動力車作為研究對象，建立市域列車車內噪聲仿真預測模型。用計算得到的輪軌聲源振動聲輻射、車體表面聲學響應和現場試驗得到的各輔助設備聲壓級作為聲源激勵輸入，計算列車以140 km/h 勻速運行時的車內噪聲，研究裙板位置、裙板高度對車內噪聲的影響。根據車體結構的隔聲和裙板吸聲處理優化結果，對車內噪聲進行降噪效果評估。

1 車體表面聲學響應仿真計算

1.1 邊界元法

邊界元方法也稱為邊界積分方法，采用Gauss定理，把一個封閉區域上的積分轉化為該區域邊界上的積分，其基礎便是求解邊界積分方程[11]。邊界元可以分為2 種，即直接邊界元和間接邊界元。直接邊界元在內域或外域求解經典的Helmholtz 積分方程，不能同時求解邊界的內部聲場和外部聲場。而間接邊界元則是同時在邊界元內域和外域求解，可以同時求解邊界的內部聲場和外部聲場。

本文所求解市域列車車體表面聲場，以獲取市域列車車體表面聲學響應，采取直接邊界元法求解。

對于三維空間聲場內任意一點的外聲場問題，聲壓滿足[12-14]：

要求解式(1)，首先要確定邊界表面的法向振動速度以及表面聲壓，然后基于邊界表面的法向速度和表面聲壓，求解空間聲場任意一點的聲壓。

本文邊界元計算中采用三角形單元，每個單元內的任意點的坐標可以由單元所包含節點坐標和形函數插值得到，如下式所示：

式中：Ni(ξ)為形函數；xi，yi和zi為單元節點的全局笛卡爾坐標。

1.2 市域列車車體表面聲學響應計算

以市域動車組動力車輛作為研究對象進行聲場仿真預測。對于運行時速在120～160 km/h 的市域動車組，主要噪聲源為車身下部輪軌噪聲和牽引設備噪聲[15-16]，其中，牽引設備噪聲包括牽引電機噪聲和齒輪箱噪聲。

為了獲得市域動車組輪軌聲源噪聲，在模型中采用Hertz線性接觸彈簧來模擬市域動車組車輪與鋼軌間的接觸。車輪以速度v在軌道結構上運行時，通過接觸濾波得到輪軌聯合粗糙度，共同激勵輪軌系統產生振動并向外輻射噪聲。采取有限元方法，計算市域動車組車輪結構振動響應[17]。

為了解市域列車不同輔助設備區域的噪聲特性，在列車相關位置布置噪聲測點。通過線路試驗，對于同樣工況進行多組試驗，獲得了市域列車空氣聲源激勵輸入。輪軌聲源和各輔助設備聲源頻譜如圖1所示。

圖1 聲源激勵輸入數據Fig.1 Source excitation input data

基于聲學邊界元法，按某市域列車動力車輛和軌道實際尺寸，在聲學仿真軟件VAONE中建立車體表面聲學響應仿真預測模型，包括車輛、線路邊界、吸聲邊界和聲學特性等參數，計算車體表面場點聲壓級。計算模型中聲源類型為單極子聲源，輪軌聲源加載在輪軌接觸點位置，車體邊界的阻抗參考文獻[18]取1.71×107kg/(m2·s)，仿真預測模型如圖2所示。

圖2 車體表面聲學響應仿真預測模型Fig.2 Simulation model of car body surface acoustic response

在設置場點時將車體表面垂向上分為3 個區域，即側墻下部場點、側墻中部場點和側墻上部場點，車底和車體表面縱向上分為12 個區域，共計48個計算場點。在此基礎上計算了列車以140 km/h運行時的車體表面聲壓級，圖3所示為市域列車未安裝裙板時車體表面各場點聲壓級仿真結果。

圖3 未安裝裙板車體表面場點聲壓級仿真結果Fig.3 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface without skirt

由圖3可見：市域列車以140 km/h運行且未安裝裙板時，列車車底區域場點聲壓級總值保持在109～116 dB，側墻區域場點聲壓級總值保持在88～98 dB。車底區域場點聲壓級在縱向上呈現兩端轉向架區域高、中間低的趨勢，側墻上部、側墻中部和側墻下部區域場點聲壓級在縱向上差異較小。

為了探究裙板安裝位置和裙板高度分別對于列車車內噪聲的影響，設計如圖4所示的4種裙板模型。裙板為鋁制加筋結構，其聲阻抗為17.1×106kg/(m2·s)。

圖4 裙板安裝位置及尺寸示意圖Fig.4 Diagram of skirt installation position and size

圖5所示為市域列車安裝裙板時車體表面各場點聲壓級仿真結果。由圖5 可見：市域列車以140 km/h運行且轉向架位置安裝裙板時，列車車底區域場點聲壓級總值保持在110～118 dB，側墻區域場點聲壓級總值保持在87～98 dB。轉向架及輔助設備位置安裝裙板時，列車車底區域場點聲壓級總值保持在113～117 dB，側墻區域場點聲壓級總值保持在85～96 dB。

圖5 安裝裙板車體表面場點聲壓級仿真結果Fig.5 Simulation results of sound pressure level field points of car body surface with skirt

2 市域列車裙板對車內噪聲影響

2.1 統計能量分析法

統計能量分析的基本思想是使用功率流平衡方程描述各個子系統之間的耦合關系。對于包含N個子系統的復雜動力學系統，其功率流平衡方程為

式中：E為子系統能量矩陣；P為系統功率輸入矩陣；L為包含內損耗因子和耦合損耗因子的系統能量損耗矩陣，分別為

式中：ηik為第i個子系統的阻尼損耗因子；ηij為2個子系統之間的耦合損耗因子。

SEA的互易性原理為

式中：ni和nj分別為子系統i和j的模態密度。

因此，使用SEA 方法對復雜結構進行振動噪聲預測分析的關鍵參數即為模態密度、阻尼損耗因子、耦合損耗因子和功率輸入[19]。

2.2 子系統的功率輸入

為了解市域列車空調設備區域和車身表面區域的噪聲特性，為市域列車車內噪聲預測模型提供聲源載荷激勵，在列車的相關位置布置麥克風，測試其噪聲特性并進行統計。圖6所示為空氣聲源激勵輸入數據。

圖6 空氣聲源激勵輸入數據Fig.6 Air source excitation input data

在車內地板、側墻和頂板位置布置加速度計，測試車輛的振動特性并進行統計，獲得了車體部件結構振源激勵測試結果，如圖7所示。

圖7 車體部件結構振源激勵測試結果Fig.7 Test results of vibration source excitation of car components

2.3 車內噪聲預測結果與驗證

車輛內噪聲預測SEA模型如圖8所示。根據統計能量分析方法對結構子系統的劃分要求，將車體的地板、側墻、車門和頂板等板件結構采用平板子系統和單曲率板子系統模擬，沿車體縱向上劃分為12 個區段?？諝饴曉醇畹妮斎胄问礁鶕圀w不同位置的聲源特征進行加載，使用了擴散聲場激勵；激勵輸入的數據包括底部聲學響應激勵、表面氣動噪聲和空調噪聲，結構振動激勵輸入的數據包括地板振動、側墻振動和頂板振動。

圖8 市域列車車內噪聲SEA模型Fig.8 SEA model of suburban train interior noise

列車以140 km/h 運行時，車輛的客室端部車內噪聲預測結果和試驗結果對比如圖9所示。

圖9 車內噪聲預測結果和試驗結果對比Fig.9 Comparisons of prediction and experiment results of train interior noise

由圖9可見：車內噪聲主要聲能量集中在200～1 000 Hz頻帶內，總聲壓級誤差約為1 dB，各頻帶預測結果與試驗結果的絕對誤差基本滿足精度要求。在低頻區域的差異主要是因為低頻噪聲以結構振動為主，車體實際復雜結構特別是連接件在建模中很難考慮。對于高頻區域，噪聲以隔聲路徑為主。雖然測試了隔聲性能，但實際車輛還存在門窗的縫隙，模型中未考慮聲泄漏，所以高頻段聲壓級預測結果比試驗值略低。

2.4 車內噪聲影響因素分析

2.4.1 裙板位置

為了探究裙板安裝位置對于市域列車車內噪聲的影響，設計了如圖4所示的2種裙板模型，分別在轉向架位置安裝半遮擋裙板和轉向架及輔助設備位置安裝半遮擋裙板。圖10 所示為裙板位置對車內噪聲的影響。

圖10 裙板位置對車內噪聲的影響Fig.10 Influence of skirt position on interior noise

由圖10可見：車內噪聲整體呈現客室兩端大、中間小的空間分布特征。在車輛未安裝裙板時，車內噪聲保持在69.1～72.3 dB，車內噪聲在空間上的最大差值為3.2 dB。轉向架位置安裝半遮擋裙板時，車內噪聲保持在69.1～73.0 dB，車內噪聲在空間上的最大差值為3.9 dB。與未安裝裙板相比，各聲腔聲壓級增大0～0.7 dB 之間，其中客室后端11號聲腔和12 號聲腔的聲壓級增加量最大，分別為0.5 dB和0.7 dB，客室中部聲腔聲壓級基本沒有變化。當轉向架及輔助設備位置安裝半遮擋裙板時，車內噪聲保持在69.7～73.9 dB，車內噪聲在空間上的最大差值為4.2 dB，并且較未安裝裙板時，各聲腔聲壓級增大0.6～1.7 dB，其中客室前端1 號聲腔聲壓級增加量最大，為1.7 dB，其次為客室后端12號聲腔，增幅為1.4 dB。

不同裙板安裝位置與未安裝裙板時車內噪聲頻譜走勢基本一致，僅在315～500 Hz 頻段有所差異，轉向架位置安裝半遮擋裙板和轉向架及輔助設備位置安裝半遮擋裙板分別增加了客室端部噪聲0.6 dB和1.0 dB。

2.4.2 裙板高度

為了探究裙板高度對于市域列車車內噪聲的影響，設計了全遮擋與1/2 高半遮擋2 種尺寸類型裙板(見圖4)，研究2 種裙板高度對于列車車內噪聲的影響。圖11 所示為裙板高度對車內噪聲的影響。

圖11 裙板高度對車內噪聲的影響Fig.11 Influence of skirt size on interior noise

由圖11(a)可見：車內噪聲整體仍然呈現客室兩端大、中間小的空間分布特征。當市域列車轉向架位置安裝全遮擋裙板時，車內噪聲保持在69.5～74.2 dB，車內噪聲在空間上的最大差值為4.7 dB。與未安裝裙板相比，客室最前端1 號聲腔和客室最后端12 號聲腔的聲壓級增加量最大，分別為1.9 dB和2.0 dB。這是由于轉向架裙板主要阻擋轉向架區域噪聲直接向外傳播，使轉向架區域噪聲在車底與裙板直接發生多重反射，從而通過結構路徑傳遞至轉向架裙板上方的客室前方和客室后方。而列車車底中間區域由于未安裝裙板，因此客室中部位置車內噪聲的變化較小。轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板時，車內噪聲保持在70.8～75.5 dB，車內噪聲在空間上的最大差值為4.7 dB。與未安裝裙板相比，客室最前端1號聲腔和客室最后端12 號聲腔的聲壓級增加量最大，均為3.3 dB；客室中部6 號聲腔和7 號聲腔的聲壓級增加量最小，均為1.7 dB。

由圖11(b)可見：車內噪聲頻譜走勢基本一致，在315～1 250 Hz頻段有所差異，并且均是在315 Hz處達到峰值，轉向架位置安裝全遮擋裙板和轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板分別使客室端部噪聲增加1.5 dB 和2.9 dB，對車內噪聲影響明顯。

3 車內噪聲控制措施

通過第2節的計算可知，當市域列車車輛轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板時，客室端部噪聲增加了2.9 dB，對車內噪聲影響最為明顯。因此，在市域列車車輛轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板，通過提高車體關鍵部件隔聲性能及裙板吸聲處理，對車內噪聲進行降噪效果評估。

針對市域列車噪聲的主要頻段，選取了降噪效果較好的聚酯纖維棉吸聲材，在聲學實驗室中，采用混響吸聲法測試了其厚度為25 mm 時的吸聲系數曲線，如表1所示。

表1 材料吸聲系數Table 1 Sound absorption coefficient of material

為了探究轉向架及輔助設備裙板吸聲材料鋪設方式對車內噪聲降噪性能的影響，設置如圖12所示的7種工況裙板鋪設的示意圖，灰色部分代表鋪設吸聲材料。研究轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板時，不同吸聲材料鋪設方式對車內噪聲的影響。各場點在不同吸聲材料鋪設方式下的聲壓級總值如圖13所示。

圖12 裙板吸聲材料鋪設示意圖Fig.12 Sketch diagram of laying of skirt sound-absorbing material

由圖13 可見：當轉向架及輔助設備裙板全鋪設吸聲材料后，降噪效果最為明顯，客室前、客室中和客室后較未安裝裙板時降低1.4 dB；僅轉向架裙板(工況4)、轉向架及輔助設備裙板僅上半部、下半部(分別為工況5 和6)鋪設吸聲材料后的降噪效果相當，客室前、客室中和客室后較未安裝裙板時降低0.8 dB左右；僅轉向架裙板上半部、下半部(分別為工況2 和3)鋪設吸聲材料后的降噪效果不明顯。由此可見，即使裙板全鋪設吸聲材料，也未能完全消除安裝裙板給車內噪聲帶來的影響。

圖13 不同鋪設方式下各位置聲壓級Fig.13 Sound pressure level at each position with different laying methods

圖14 所示為當市域列車車輛未安裝裙板后且以140 km/h 運行時，客室端部噪聲與車體關鍵部件隔聲量之間的關系，圖中各部件隔聲量增量指的是在部件實際測量隔聲量的基礎上，各部件所增加的隔聲量。增量0 dB 表示模型中輸入的是各部件實際測量隔聲量。

圖14 車體部件隔聲量對車內噪聲的影響Fig.14 Influence of sound insulation of car body components on interior noise

由圖14 可見：車門隔聲對車內噪聲靈敏度最大，其次是地板和車窗。當車門隔聲提高10 dB，車內噪聲降低1.1 dB；當地板隔聲提高10 dB，車內噪聲降低0.6 dB。這是由于相較于其他車體關鍵部件，車門部件的計權隔聲量最低，車下轉向架區域噪聲以及車身表面噪聲更容易從車門傳遞進入車內。為了消除車下安裝裙板結構對市域列車車內噪聲的影響，計算分析提高車體關鍵部件隔聲量對車內噪聲的降噪效果。圖15 所示為市域列車車輛轉向架及輔助設備位置安裝全遮擋裙板時，車內客室端部噪聲與車體關鍵部件隔聲量靈敏度的影響。

由圖15可見：當地板隔聲提高10 dB之后，車內噪聲降低0.9 dB；當車門隔聲提高10 dB 之后，車內噪聲降低0.8 dB，兩者差異較小。當地板和車門隔聲同時增加10 dB 之后，車內噪聲降低1.9 dB，但還是未能消除安裝裙板給車內噪聲帶來的影響。

圖15 車體關鍵部件隔聲量對車內噪聲的影響Fig.15 Influence of sound insulation of car body key components on interior noise

為了進一步降低安裝裙板后的車內噪聲，在提高車體關鍵部件隔聲的同時，對裙板進行吸聲處理。由3.1節可知，對轉向架及輔助設備裙板進行吸聲處理時，全鋪設吸聲材料的降噪效果最為明顯。圖16 所示為裙板全鋪設吸聲材料時，客室端部噪聲與車體主要部件隔聲量靈敏度的影響、由圖16 可見：當轉向架及輔助設備裙板全鋪設吸聲材料后，將地板和車門的隔聲量同時提高7 dB，可以消除安裝裙板對車內噪聲的影響。

圖16 提高隔聲量及裙板吸聲處理對車內噪聲的影響Fig.16 Effect of improving sound insulation and sound absorption treatment of skirt on interior noise

4 結論

1) 當市域列車以140 km/h 運行，僅在轉向架位置安裝裙板時，裙板高度對車內噪聲的影響約為1.0 dB；而當轉向架及輔助設備位置安裝裙板時，由半遮擋改為全遮擋最高可使車內噪聲增大1.9 dB。

2)當轉向架及輔助設備裙板全鋪設吸聲材料后，可降低客室內噪聲水平1.4 dB；僅轉向架裙板、轉向架及輔助設備裙板僅上/下半部鋪設吸聲材料后的降噪效果相當，均為0.8 dB左右，其余鋪設方式降噪效果不明顯。

3)市域列車車門隔聲對車內噪聲靈敏度最大，其次是地板和車窗。當轉向架及輔助設備位置安裝裙板時，地板和車門隔聲同時增加7 dB，且裙板全鋪設吸聲材料，可以消除安裝全遮擋裙板對車內噪聲的影響。