高速列车商务舱内降噪方案研究

陈红伟 吴瑞孟 贺义 陈梓君

(1 北京声望声电技术有限公司 北京 100029)

(2 中车长春轨道客车股份有限公司 长春 130000)

0 引言

轨道交通作为人们出行的重要方式，乘坐舒适性越来越引起人们的重视，尤其是随着运行速度的提高，车内的噪声问题越来越突出[1]。然而由于高速列车结构复杂，传递路径多样，应用试验来确定所有的路径具有较大难度。例如，轨道噪声通过双层地板传递至车内，仅地板结构就有4 条能量传递路径[2]，如图1 所示：(1) 双层墙传递路径；(2) 非共振区传递路径；(3) 共振传递路径；(4) 结构传递路径。结合统计能量分析(Statistic energy analysis,SEA)模型可以将不同路径的噪声分离出来进而针对主要贡献路径进行声学设计，提高工作效率。

图1 双层地板的能量传递路径Fig.1 Energy transfer paths of double floor

某高铁在运行过程中商务区的噪声达到75.1 dBA，超出了设计目标，需要分析噪声来源，进行声学设计来对车内进行降噪。本文使用SEA法对商务区进行声学建模，通过试验验证模型，进而分析噪声传递路径并针对主要噪声路径设计减振降噪方案，最终车内的噪声下降至71.3 dBA，达到了舱内降噪目标。

1 SEA法介绍

SEA 法是解决复杂系统高频动力学的一个有力工具，它通过使用子系统的动力学能量来描述系统的状态。模型的外界输入以能量流的形式进入系统，子系统之间的功率流动遵循一定的规律：能量由高模态能量子结构向低模态能量子结构流动[3]。

图2 描述了两个子系统之间的能量传递。构建能量平衡方程，对于子系统1、子系统2分别分析：

图2 两个子系统之间的能量流传递Fig.2 Energy transfer of two subsystems

其中，P1为输入能量，ω为分析频段的中心频率，ηi为阻尼损失因子，ηij为耦合损失因子，ni为模态密度，Ei为子系统的能量。

对于多个子系统可以建立能量传递矩阵：

其中，[A]为阻尼矩阵，可以表示为

将舱内的声腔子系统作为研究对象，对能量平衡方程进行求解即可得到相关子系统的能量来源及损耗。

应用SEA 法来解决高铁噪声问题的流程可以通过图3 来说明。首先创建关键子系统，对子系统进行分析和试验验证；然后建立整车模型，通过试验校核模型，进而进行问题诊断和优化方案的设计；最后进行实车的方案验证，达到设计目标。

图3 应用SEA 法解决高铁噪声问题分析流程Fig.3 Analysis process of apply SEA method solve high speed train noise problem

2 基于模型的传递路径贡献量分析

当高铁高速运行时，车下的轮轨相互作用一方面产生结构噪声通过转向架传递至地板，引起地板的振动从而向车内辐射噪声；另一方面轮轨产生的空气声通过双层地板、侧墙、车窗等部分传递至车内。同时高速行驶的车辆与空气相互作用产生了湍流边界层噪声，这些能量通过侧墙、顶板以及车窗、车门等结构传递至车内。

在创建整车模型之前需要对关键的子系统如地板、侧墙、顶板、车窗、车门、风挡等部分进行声学分析，通过试验对标确定子系统模型准确之后再进行整车模型的创建，这里限于篇幅对子系统的建模和试验验证不再赘述。

2.1 SEA模型介绍

对商务区进行建模，建立的SEA 模型如图4 所示，整个模型包含68 个结构子系统，29 个声腔子系统。其中地板、侧墙、顶板都是以实际结构为基础建立的双层模型，内外结构之间采用手动连接来模拟之间的结构传递路径，图4(b)为内外地板之间的手动点连接。

图4 SEA 模型和手动结构连接Fig.4 SEA model and manual junctions between systems

在建立SEA 模型的时候需要遵循的原则如下：(1) 子系统首先需要根据材料的不同划分为侧墙、壁板、顶板，型材地板、内装地板、内饰板，车窗，隔板、端墙等结构，统计能量的子系统要尽可能大以满足子系统在频带内的模态数大于等于3 的要求(对于高速列车来讲由于其板件大，在100 Hz 以上即可应用统计能量来进行计算)；(2) 子系统应该具有相同的阻尼和类似模态特征，相同结构阻尼差别较大时，需要建立成不同的子系统；(3) 相同特征的材料如果中间存在隔断或者弹性结构影响能量传递则需要分别建立成不同的子系统。

结构中的阻尼损耗因子和耦合损耗因子是SEA 中两个重要的因素，阻尼损耗因子主要是结构的内损耗因子，通常可以通过解析法和试验法来得到。由于系统的边界条件的复杂性，一般试验法测试得到的阻尼损耗因子更为准确。测试阻尼损耗因子的方法有3 种：半功率法、稳态能量流法以及瞬态衰减法。其中半功率法适用于模态分离度较好的工况测试；稳态能量流法采用输入能量和损耗能量相等从而计算损耗因子；瞬态衰减法适用于多模态的工况测试，一般采用振动能量下降60 dB 所需要的时间T60来计算损耗因子，其中损耗因子与T60的关系可以表示为η=2.2f/T60，其中f为计算频率。本次项目中采用瞬态衰减法来进行主要结构板件的阻尼损耗因子测试，测试系统为图5(a)所示北京声望声电技术有限公司自主研发的四通道阻尼损耗因子测试设备，测试方法如图5(b)所示，测试结果如表1所示。

表1 关键子系统的阻尼损耗因子Table 1 Damping loss factor of crucial subsystems

图5 阻尼损失因子测试仪器和测试场景Fig.5 Test instruments and test scene

耦合损耗因子一般采用数值分析的方法来获得，其中声腔与声腔之间的阻尼损耗因子可表示为，式中c为声速，Vi为声腔子系统i的体积，τij为传递系数；结构与声腔子系统之间的耦合损耗因子可以表示为，同时由互异关系得到声腔到结构的阻尼损耗因子为。结构与结构之间的耦合损耗因子可以表示为

2.2 载荷的测试和输入

模型中主要的激励源包含轮轨的结构振动激励、轮轨部分的声激励以及周边产生的湍流激励。

(1) 结构振动激励采用测试激励点导纳和振动速度的形式获得。导纳是指在激励点施加单位力作用下产生的振动速度，用公式可以表示为

在SEA模型中，通过测试激励点振动速度通过其与导纳的关系即可得到结构的能量输入：

在本次项目中，轮轨的能量主要通过转向架和车体连接的中心销向上传递能量，因此在转向架的接附点部分布置了加速度传感器，分别测试了振动加速度和结构导纳，测试点及结构的振动激励能量如图6所示。

图6 振动测点及模型中的振动能量Fig.6 Vibration test points and vibration energy

(2) 车下轮轨噪声在地板和地面之间来回反射，在本次项目中将轮轨的空气噪声等效成一个混响场。通过测试车下随机3 个点的声压级，并以约束的形式施加在车下声腔。

(3) 湍流声与空气声类似但是其波长远远小于空气声，与空气和结构的对流速度有关，一般取对流速度的0.7倍。测试湍流声是比较复杂的，本次项目中采用软件Cockburn 和Robertson 提出的经验模型来计算湍流声载荷，即

其中，q为动态压力载荷，，M为马赫数，f0为中心频率。模型的湍流声能量以湍流边界层(Turbulent boundary layer,TBL)的形式施加在车体表面(如图4所示)。

2.3 车内平均吸声系数

商务舱内的声压级由输入能量和损耗能量共同决定，当能量平衡时，输入能量等于损耗能量[4]。此时，其中η为总损耗因子，p为声压，ρ0为空气密度，c为声速，V为商务舱声腔的体积。因此确定了输入能量和损耗能量即可求得声压响应p。一般采用平均吸声系数来模拟声腔的声损耗，平均吸声系数可由混响时间测试法得到[5]。平均吸声系数测试试验如图7所示。

图7 商务舱混响时间的测试Fig.7 Reverberation time test

为了保证模型的准确性，在车下采用球声源进行激励，图8 显示了激励作用下内外地板振动速度情况，仿真结果与试验的响应基本一致，说明模型能够正确模拟子系统之间的能量传递。

实际模型的噪声源包含了轮轨结构激励、轮轨噪声、车体表面的空气湍流声。其中转向架传递至车体结构激励可以通过阻抗和连接点的振动速度来确定[6]，外部声腔连接至半无限自由场来模拟噪声向远场的传播。对模型进行分析，车内的噪声响应及贡献路径如图9所示。

图9 SEA 模型的舱内噪声响应与试验对比及商务舱内噪声贡献Fig.9 Comparision of noise response between SEA model and test and the energy contribution paths to cabin

模型与试验测试的噪声走势基本一致，误差在±3 dB 以内，模型显示车内噪声的主要来源为内装地板的振动辐射。继续对内装地板进行分析，分析结果如图10所示，内装地板的噪声主要来源于外地板与内装地板之间的连接。

图10 内装地板的能量贡献Fig.10 Energy contribution paths to inner floor

3 降噪方案的提出和试验验证

基于模型的分析结果，结合图9 噪声频谱的分析可以看到，噪声主要集中于100～300 Hz 频段，且实测的噪声峰值点有3 个：100 Hz、160 Hz 以及200 Hz。由于噪声主要是由内装地板的振动辐射，则需要降低其振动速度。具体的措施一方面可以通过降低声源来实现，其次可以改变传递路径来降低结构的能量传递，再次则直接采用阻尼吸振的处理来降低结构的振动。高铁开发过程中，改变高铁已有的结构是存在较大困难的，根据实施的难易程度提出3 个降噪方案，每个方案的明细和模型验证效果见表2。

表2 降噪方案及其降噪效果Table 2 Noise reduction scheme and effect

为了验证方案的有效性，分别在实验室和实车状态进行了验证。考虑到地板的双层结构，分布式吸振器相当于将一个吸振器做成多个总质量相等的小的吸振器，具有体积小、便于安装等特点。对应本次项目的问题频率开发了对应峰值频率100 Hz、150 Hz 以及200 Hz 的吸振器，该吸振器类似于空间分布的质量-弹簧系统，可以通过安装在设计频率对应模态的振动峰值区域更有效的吸振，如图11所示。

在隔声实验室对分布式吸振器的效果进行验证，如图12(a)所示。在实际安装中，吸振器的总质量为木地板的15%～20%，3 个频率的吸振器质量按照1:1:1分配。

图12 测试样件及测试结果Fig.12 Test sample and test result

图12(b)和图12(c)分别为在实验室验证分布式吸振器效果，试验表明分布式吸振器能够提高100～300 Hz 单层内装地板隔声量大约10 dB，提高双层地板隔声约3 dB。有效频率对应车内噪声的峰值频率，因此安装分布式吸振器的效果非常显著。

优化前转向架下方并没有吸声材料，车下的吸声系数接近1%[4]。在转向架区域增加吸声板可以有效地提高地板下方的吸声系数，从而降低作用在地板结构上的声源能量。本次设计的吸声板为40 mm 吸声泡沫+铝纤维结构。图13(a)显示了吸声板的吸声系数，图13(b)显示了增加吸声板后车下平均吸声系数的变化情况。

图13 吸声板吸声系数和增加吸声板后车下平均吸声系数的变化Fig.13 Average sound absorption comparison of under car with and without absorb panel

图14(a)显示优化前的内外地板之间存在刚性连接，能量容易通过刚性连接点传递至内装地板，因此修改内外地板之间的连接方式，可以降低由外地板向内装地板传递的能量，进而降低内装地板的振动速度。将刚性连接结构修改为右侧图中的防拔结构如图14(b)所示，该结构在承受向下的位移时不起支撑作用，两层地板通过木骨和减振垫传递能量，只有当内外地板距离过大时产生限位的作用，这样地板之间的减振垫就能起到很好的减振效果。

图14 优化前后地板结构连接对比Fig.14 Floor connection before and after optimization

在实车上安装上述3 种方案，并对高铁在350 km/h 的匀速工况下进行车内噪声测试，测试结果如图15所示。

图15 优化前后车内噪声的对比Fig.15 Sound pressure level in the cabin with and without optimization

对比发现车内的噪声总声压级由75.1 dBA 下降至71.3 dBA，降噪效果非常显著。同时可以看到噪声的主要贡献频段100～300 Hz 的噪声下降量明显，说明基于SEA 模型的主要传递路径分析和优化设计是非常实用和有效的噪声设计手段。

4 结论

本文基于SEA 模型解决了高铁商务舱内噪声过大的问题。通过分析商务舱内的噪声能量路径，确定了车内噪声主要是内装地板振动引起，继而针对主要的噪声路径分别从噪声源、路径、接受点提出了3 条优化设计方案，最终车内的噪声由75.1 dBA下降至71.3 dBA。从问题的诊断和分析到方案的提出和验证，本次项目提供了完整的基于SEA模型解决实际振动噪声问题的思路和流程，为工程师通过仿真方法解决实际问题提供借鉴。同时基于模型的设计在解决高铁等大型设备问题中能够大大节约试验验证的时间，节省了成本并提高了工作效率。