张 骏,张 捷,陈 沛,蔡振兵,肖新标

（1.西南交通大学 材料科学与工程学院，成都 610031；2.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，成都 610031）

时速250公里动车组车内声源特性及其贡献量分析

张 骏1,张 捷2,陈 沛2,蔡振兵1,肖新标2

（1.西南交通大学 材料科学与工程学院，成都 610031；2.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，成都 610031）

针对时速250 km/h动车组车内噪声问题，使用试验和仿真相结合的方法，对其车内声源特性及其贡献量进行分析。首先，通过球形声阵列系统测试分析动车组的车内源强、频谱及分布特性，明确客室端部噪声主要能量集中在中心频率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍频带，声源主要位于风挡区域和地板区域。然后，基于统计能量分析（SEA）方法，建立动车组的车内噪声仿真模型。模型中，声源激励采用线路试验实测数据、车体结构声学特性参数由实验室测试确定。进而，将仿真预测结果和声源识别结果进行联合对比，验证仿真模型的可靠性。最后，通过深入分析动车组车内噪声SEA模型的功率输入贡献，并对客室端部的噪声传递进行量化排序，确定各声源的车内噪声量化贡献。结果表明，时速250 km/h动车组的客室端部噪声源主要是轮轨噪声、其次为气动噪声。其中轮轨噪声在50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍频带贡献量达到80%。所有声源经由地板和风挡连接处传声贡献率为50%、侧墙和顶板贡献率为38%。

声学；动车组；车内噪声；声源识别；传递路径；贡献量

随着我国高速铁路建设的不断发展，铁路运输环境呈现多样化。不同的速度等级、线路条件、车辆型号，使得动车组面临的噪声问题越来越复杂。其中，速度等级是影响车辆噪声的关键因素。一般研究认为，列车低速运行时，轮轨噪声和设备噪声是主要的噪声源；高速运行时，气动噪声则逐渐成为主导成分。而250 km/h正是轮轨噪声和气动噪声占主要成分与否的关键转换速度。并且，由于时速250km/h的列车主要在城际间运行，其运行环境决定了车体声学设计上的一些弱化。这就使得研究时速250 km/h动车组的噪声问题具有重要意义。Buhm Park等对突然变化的高速列车车内短时噪声烦恼度评价进行了研究[1]。Yoshiharu Soeta等对不同类型列车的车内噪声特性进行了分析，研究了轮轨摩擦，电机等对车内噪声的影响[2]。在针对噪声传递路径和声源贡献量的研究方面，Boaz Rafaely对球形声源识别阵列基本原理进行研究，提出了一种基于球谐函数的球形麦克风的设计与分析框架[3]。褚志刚等提出了球谐函数波束形成扩展方法，探究了聚焦距离对声压贡献的准确性[4]。袁旻忞等基于线路试验数据，利用运行工况下传递路径分析技术（OTPA）得到不同噪声源贡献量[5]。纳跃跃等基于试验数据进行建模和分析，实现了透射噪声与结构噪声的分离[6]。在仿真预测方面，Zhang Jie等基于统计能量分析（SEA）方法建立了高速列车车内噪声仿真模型，并对车内噪声进行了贡献分析[7]；Zheng X等采用多物理场激励，基于混合FE-SEA方法预测了高速列车车内中频噪声，并和试验结果进行了对比[8]。

不难看出，现有的试验和仿真分析多是单一层面的。即便有结合，也仅是使用试验结果对仿真计算进行验证。时速250km/h动车组的噪声问题关键是声源特性，核心是噪声贡献量分析。动车组车辆结构的复杂性、线路条件的不确定性，都使得研究其声源贡献量具有庞大的技术成本。而使用仅验证了噪声响应的声学模型来研究，又存在较高的不准确性。因此，本文采用试验和仿真相结合的方法。首先，通过线路试验，分析时速250km/h动车组的车内噪声源特性，并以此作为仿真模型的验证数据；然后基于SEA方法建立车内噪声仿真模型，用试验数据作为仿真模型的参数输入，通过和线路试验的车内噪声响应、声源识别结果联合对比，验证仿真模型的可靠性；最后，基于多重验证的模型，对时速250km/h动车组车内声源贡献量进行分析。

1 车内噪声源特性分析

为了获取列车在250 km/h时的主要声源激励参数，开展了动车组的振动噪声线路试验。图1给出了车辆振动噪声测点的布置示意图，“▲”表示声源识别测点“●”表示麦克风测点，“■”表示加速度测点。其中，车内布置2个麦克风，分别位于客室前端和客室后端；车下布置3个麦克风，分别位于后转向架区域、牵引变流器设备区域和风缸废排设备区域；车身表面布置1个表面麦克风，位于车厢端部右侧中间区域；客室内断面布置3个加速度计，分别位于客室后端的侧墙、顶板和地板。

图1 振动噪声测点布置

图2为动车组以250 km/h速度运行下，车内客室端部的噪声1/3倍频程频谱。

图2 车内噪声源频谱

由图2可见，车内客室前端和客室后端的噪声频谱分布特性基本相似，这可能和其均位于转向架上方区域有关。客室端部的噪声能量主要集中在中心频率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍频带。其中，噪声峰值频带为中心频率800 Hz、1 000 Hz的1/3倍频带。

针对车内噪声频谱特性，图3和图4分别给出了客室前端和客室后端的声源识别结果。包括中心频率50 kHz～5 kHz的1/3倍频带全频段源强分布，以及相应的噪声峰值频带源强分布。声压云图的动态范围为3 dB(A)。

由图3可见，客室前端声源主要来自于通过台（转向架上方）。其中，最显著频带，即中心频率800 Hz的1/3倍频带，其声源位置主要位于通过台，以及顶板和地板区域。

图3 客室前端声源识别

图4 客室后端声源识别

由图4可见，客室后端声源主要来自于风挡，地板和侧墙。其中，最显著频带，即中心频率1 000 Hz的1/3倍频带，其声源位置主要位于风挡连接处。

车内声源识别结果，初步定位了车内主要噪声源的分布。但是，不同传递特性的噪声，所需采取的降噪措施是不同的。对于空气传声路径的噪声，首先要提高结构的密封、隔声性能；而对于结构传声路径的噪声，则需要关注结构的隔振、减振性能。

2 车内噪声仿真模型

为了弄清楚车内关键部件对车内噪声贡献量，基于SEA方法建立时速250km/h动车组车内噪声仿真模型。模型中考虑轮轨噪声[9]、气动噪声[10]和辅助设备噪声源、结构振源和车体关键结构传递损失对车内噪声的影响。

2.1 车辆声源激励参数

图5为时速250km/h动车组线路试验中获取的空气声源和结构振源。

由图5可见，转向架区域噪声、车身表面气动噪声、辅助设备区域噪声基本都在中心频率400 Hz以上的1/3倍频带较为显著。这可能和列车在250 km/ h速度运行时，其主要声源为轮轨噪声有关[9]。气动噪声由于测点位于车厢端部，一方面有来自于车间连接处的气动作用，另一方面也受到轮轨噪声影响；而辅助设备区域在列车运行时，除了受到设备本身的噪声作用外，更多的还将受到转向架区域噪声、车身表面气动噪声的作用。因此，实际测试获得的声源激励为混合噪声激励。和空气声源的频率分布不同的是，车体结构的振动则主要表现为中低频特性，基本在中心频率800 Hz以下的1/3倍频带较为显著。

图5 载荷激励频谱

2.2 车体隔声特性参数

时速250公里动车组车体关键结构包括地板、侧墙、顶板等。在声学实验室测试上述结构的频率隔声量。图6为隔声测试现场照片。

图6 隔声测试现场照片

车体结构隔声测试基于ISO 140-3:1995等相关标准，使用双混响室法，分别测得发声室和受声室的平均声压级L1和L2，频率范围50 Hz～5 000 Hz；将测试得到的平均声压级代入式(1)，得到试件的频率隔声量

式中S为试件表面积，T为接收室内混响时间，V为接收室的容积。图7给出了车体关键结构的隔声测试结果。

图7 车体关键结构的隔声量

从图7可以看出，车体关键结构的隔声曲线基本随着频率的提高呈现增加趋势。其中，地板的隔声量在全频段高于侧墙和顶板；侧墙的隔声量在中心频率250 Hz以上的1/3倍频带高于顶板，而在中心频率100 Hz～250 Hz的1/3倍频带则低于顶板。车体结构的隔声在整体上主要表现为质量控制特性。

2.3 车内噪声仿真模型

基于SEA方法，根据时速250km/h动车组的几何尺寸，划分车体子系统，包括车身结构子系统、车内声腔子系统和车外声腔子系统。子系统的划分，一方面考虑车体结构的实际尺寸布置，另一方面则需要考虑使每一个子系统都具备足够高的模态数，以满足SEA的计算需求。将2.1节的空气声源激励根据其位置区域加载到相应的外声腔子系统上，结构声源激励则加载到相应的车体结构子系统上。子系统之间定义连接，并在面连接中定义车体关键结构的频率隔声量。图8给出了时速250km/h动车组车内噪声仿真模型。

3 车内噪声源贡献量分析

为了对时速250km/h动车组车内噪声源贡献量进行分析，首先对车内噪声模型进行验证。图9和图10分别给出了车内客室后端噪声频谱、声源分布的仿真结果和试验结果对比。

由图9可见，车内客室后端噪声的仿真预测结果在频率分布上和试验结果基本一致，总声压级仅相差2 dB(A)。

由图10可见，车内客室端部噪声的声源分布结果显示主要噪声源位于风挡区域和转向架区域，和图4的试验结果基本一致。

因此，本文建立的时速250km/h动车组车内噪声仿真模型是有效的。

使用车内噪声仿真模型，对车内客室后端声腔子系统的声功率贡献进行计算分析。图11给出了客室后端声腔子系统的功率输入贡献百分比三维柱状图。图中，x轴是功率输入的子系统名称，y轴是1/3倍频程中心频率，z轴是功率输入百分比。

由图11可以看出客室后端标准点（中）功率输入贡献主要来自于转向架区域上方内声腔（下）和车身表面外声腔（外中）。在中心频率50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍频带内，转下架区域上方内声腔（下）贡献率基本达到了80%以上；而在中心频率125 Hz～250 Hz的1/3倍频带，车身表面外声腔（外中）对车内贡献的能量占据主导。这和一般动车组的特性是有所区别的。通常，动车组的车内噪声在中高频来自于空气传声，而在中低频则来自于结构传声。这可能是因为该型号动车组由于运行速度相对较低，其设计初期的车体密封、隔声较为薄弱，导致空气传声路径几乎在全频段都占据着主导作用。

图8 车厢SEA模型

图9 客室后端噪声1/3倍频程频谱

图10 客室后端噪声源分布

图11 客室后端内空腔功率输入贡献

图12进一步给出了客室后端噪声的传递路径，图中箭头方向表示能量的流动方向。

图12 车内噪声传递路径图

由图12可以看出，车内噪声的主要声源是转向架区域噪声载荷和车身表面气动噪声载荷，其中转向架区域噪声占主要部分。车下转向架区域噪声载荷将能量传递给地板和风挡连接处下方的车外声腔子系统，再由地板和风挡连接处下方的车外声腔子系统向车内透射能量。其中，转向架区域（外声腔）90%的能量传递至下（内声腔），下（内声腔）55%的能量传递至达标准点中（内声腔）。风挡区域（内声腔）25%的能量传递至后中（内声腔），后中（内声腔）1%的能量传递至标准点中（内声腔）。由此结果表明，两条路径总共的贡献量约为50%；车身表面气动噪声载荷将能量分别传递给侧墙和顶板外声腔子系统再由各个子系统向车内传递能量。其中，外中（外声腔）38%的能量经过侧墙和顶板传递至标准点中（内声腔）。由此可见，车内噪声跟地板、侧墙和顶板的隔声性能及风挡连接的密封性能有关。

4 结语

本文采用试验和仿真相结合的方法，对时速250km/h动车组车内声源特性及其贡献量进行分析。得到主要结论如下：

（1）客室端部的噪声能量主要集中在中心频率400 Hz～2 000 Hz的1/3倍频带。声源主要位于风挡区域和地板区域。

（2）客室后端部的噪声来源主要是轮轨噪声。在中心频率50 Hz～100 Hz和315 Hz～5 000 Hz的1/3倍频带贡献量达到80%。

（3）客室后端的噪声主要通过地板和风挡连接处传入车内，传输贡献量为50%；其次通过顶板和侧墙传入车内，传输贡献量为38%。

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Characteristics and ContributionAnalysis of Interior Noise Sources of a 250 km/h Internal Combustion Multiple Unit

ZHANG Jun1,ZHANG Jie2,CHEN Pei2,CAI Zhen-bing1,XIAO Xin-biao2
(1.School of Materials Science and Engineering,Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China; 2.State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China)

The interior noise of a 250 km/h internal combustion multiple unit(ICMU)is investigated.The characteristics and contributions of interior noise sources are analyzed by means of test and simulation.Firstly,the intensity, frequency and distribution of the interior noise sources are measured by the spherical acoustic array.The results show that the energy of the interior noise at the end of the coach is mainly concentrated in the 1/3 octave band of 400 Hz-2 000 Hz with center frequencies.And the main sources are identified in the areas of gangway and floor.Then,the interior noise prediction model is established using statistical energy analysis method(SEA).In this model,the applied sound source excitations are from the field measurement results,and the acoustic parameters of the vehicle’s body structures are from the laboratory test results.The prediction results are compared with those of noise source identification and the reliability of the simulation model is verified.Finally,based on the verified model,the contributions and transfer paths for different source input at the rear of the coach are analyzed.The results show that the main noise sources at the rear end of the coach of the 250 km/h ICMU are wheel/rail rolling noise,followed by aerodynamic noise.And the contribution rates of the wheel/rail rolling noise are 80%in the 1/3 octave band of 50 Hz-100 Hz and 315 Hz-5 000 Hz with center frequencies.The contribution rates of the noise sources through floor and gangway are 50%,and those through sidewall and roof are 38%.

acoustics;internal combustion multiple unit(ICMU);interior noise;noise source identification;transfer path;source contribution

O422.6

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.03.019

1006-1355(2017)03-0096-05+130

2017-01-04

国家自然科学基金（U1434201、51475390）；牵引动力国家重点实验室自主研究课题（2015TPL_T08）国家重点研发计划课题（2016YFB1200503）

张骏（1990－），男，江苏省扬州市人，硕士研究生，目前从事高速列车噪声与振动控制研究。E-mail:393880133@qq.com

肖新标，男，副研究员，硕士生导师。E-mail:xiao@home.swjtu.edu.cn