张咏琳，汪凯森，赵艳菊，李盈利

（1.中南大学 交通运输工程学院，轨道交通安全教育部重点实验室，长沙410075；2.轨道交通安全关键技术国际合作联合实验室，长沙410075；3.轨道交通列车安全保障技术国家地方联合工程研究中心，长沙410075；4.福州地铁集团有限公司运营分公司 车辆中心检修车间，福州350012；5.中车青岛四方机车车辆股份有限公司,山东 青岛266111）

近些年，中国高速列车技术取得了重大进展，京沪高铁运行速度达到了300 km/h。但是随着列车运行速度提升，不但源自轮轨区域与受电弓区域的噪声会大大增加，而且因为空气摩擦车体所产生的的噪音也越来越显著[1-2]。列车的车内噪声会对乘客的舒适性造成很大影响。一个低噪声的环境不仅能让乘客在旅途中得到更好的休息。事实上，一个人如果长时间暴露在高水平的噪声环境中可能会因此引发出某些健康问题：如压力激增、睡眠障碍、心理健康甚至引发某些人体的心脑血管疾病。

提高车体的隔声量[3]可以有效地降低车内噪声，而动车组车体的主要构成结构是大型铝型材。作为动车组车体的主要受力结构，铝型材包裹了整个车厢，因此铝型材的隔声性能直接影响着车内噪声的大小。提高铝型材的隔声量可以大大降低车内噪声，改善车内声场环境。Hongis对近50年来得到隔声模型进行了汇总分析[4]，总共17种模型当中只有5种模型考虑了中间层带有加筋的情况，而且往往还对加筋进行了等效处理。虽然目前依然没有模型能够真正准确地描述在各个方位内板材的隔声量，但是研究者依然在努力地寻找更为合理有效的理论模型。在比较有代表性的研究者中，Fahy[5]等将加筋部分也看作是无限大刚度体，这样就把加筋板转化为了复合单板进行计算，可以想象其结果与实际情况存在较大的误差。王建等研究者[6-7]的做法是将板材中间加筋部分用弹簧或者扭簧进行等效，这样建立的模型与实际情况已经有了比较好的匹配度。Legault[8]等则是考虑将加筋等效为欧拉梁，得到了相当精确的结果，但是现实中面对的加筋板具有一定的约束结构，这就使得他们的理论模型的应用面有限。沈承等[9]则是在上述研究的基础上进一步探讨了边界条件对于加筋板的隔声量的影响。张媛媛等人[10-12]分析了高速列车铝型材外地板的减振降噪特性。罗乐等[13]基于结构与声振耦合方法研究了高速列车铝型材的隔声性能。

论文对型材关键结构参数进行优化设计，分析其对型材结构隔声量的影响，并分析了蜂窝-型材结构的隔声性能，为高速动车组车体结构隔声性能提升设计提供参考依据。

1 型材结构模型

采用声学有限元软件Virtual.Lab Acoustics 建立车体型材的声学模型，型材的尺寸参数如表1所示。结构如图1(a)所示。

为了提高型材结构的隔声性能，在车体型材靠近声源室一侧的面板结构增加蜂窝夹层结构，加筋板结构(b)从上往下分别为面板（2 mm）—蜂窝层（15 mm）—面板（3 mm）—加筋（20 mm）—面板（5 mm）。蜂窝结构由边长为33.48 mm的六边形组成，六边形中心点到其任意一条边的距离为29 mm，两个六边形边之间的距离为2 mm，即蜂窝结构的壁厚为2 mm，结构如图1(b)所示。

为分析车体型材结构隔声量，在型材结构两侧建立声学模块，将声学模块的属性定义为理想空气，一侧的模块作为混响声源一侧声场，以该声学模块的外表面为中心，建立起一个由12个平面波组成的混响声源，有限元模型网格和声学模块如图1(c)所示。混响声源的半径为9 552.4 mm，声场内声压为1 N/m2。

对车体型材模型的4 个侧面设置简支约束，对空气—车体型材模型—空气进行声振耦合计算，在100 Hz～2 500 Hz 的范围内以1/3 倍频程选择了15个频率作为数据记录点。通过声振耦合计算得到两个声学模块内的声压等数据，再经过后处理，得到车体型材模型的隔声量。

为验证本文中仿真技术的有效性与正确性，首先进行算例验证。按照文献[14]中实验材料的相关参数，建立了与之相同的型材板模型进行仿真计算，将得到的仿真结果与文献[14]中的试验结果进行对比，得到的结果如图2所示。

表1 型材模型的尺寸参数

图2 仿真结果与实验结果对比

其中铝型材结构参数为：长度1 000 mm、宽度1 000 mm、总厚度30 mm、上板厚3 mm、筋板厚2.5 mm、下板厚2 mm、筋板夹角为42°。从图中可以看出，两条结果曲线大致吻合，存在少量偏差的原因在于仿真计算中边界条件无法与试验条件精确吻合。隔声量在125 Hz 附近出现波谷，由模态计算得出，该型材的1阶固有频率为114.571 Hz，图中曲线的波谷点均对应于型材板的固有频率，在共振区隔声性能出现较为明显的波动。从验证算例可以看出，本文的计算方法可以用于预测结构的隔声量。

对于车体型材而言，关键的结构尺寸参数有加筋角度、加筋粗细、面板间距离，面板厚度4 个。为了探究它们对于车体型材隔声性能的影响，从而通过优化结构参数来提升型材结构的隔声性能，在原加筋型板模型的基础上更改这些结构参数建立模型，参数如表2所示，分析其隔声特性。

表2 车体型材不同结构尺寸

2 车体型材结构的隔声量优化分析

按照表2中的结构尺寸对结构进行优化设计，分别探究不同参数对于车体型材隔声性能的影响，计算它们的隔声量并进行比较。

从图3(a)中可以看出，加筋角度为45 度的型材模型在100 Hz～500 Hz与800 Hz～1 800 Hz两个频率范围内隔声量相对最高。36.87度、45度与90度3种加筋结构的1 阶固有频率分别为552.9 Hz、576.6 Hz 与531.1 Hz，图中3 条隔声量曲线的第一个波谷均在500 Hz附近。波谷并非完全对应与固有频率，是因为文中仅考虑在1/3 倍频程中心频率处的隔声量。就平均隔声量而言，45度斜加筋的型材在计算的全频率范围100 Hz～2 500 Hz内的平均隔声量要高于另外两种角度加筋的型材。

从图3（b）中可以看出，型材的隔声量随着加筋型材增粗而增大，但粗细不同型材的隔声量的变化趋势基本一致，均在500 Hz 和630 Hz 处出现波动。3 mm、6 mm与10 mm 3种加筋粗细型材板的1阶固有频率分别为531.1 Hz、548.9 Hz 与537 Hz，因此隔声量曲线的第一个波谷均位于500 Hz附近。比较3条隔声量曲线，随着频率继续增大，6 mm 和10 mm加筋粗细的型材隔声量趋于平缓，而3 mm加筋粗细型材的隔声量在800 Hz 和1 250 Hz 处仍然存在波谷。根据隔声原理可知，加筋粗细影响隔声量变化的原因是因为加筋的粗细影响着型材的面密度与总质量。加筋的变粗使得型材的面密度得到了一定的增大，总质量增加，所以隔声量上升。这个结论与质量定律相符合。

从图3（c）中可以看出，随着面板之间距离的增加在第一个波谷前模型的隔声量也有了一定程度的增加。但总体上，间距为40 mm 的车体型材具有较高的平均隔声量，在频率升高的过程中，隔声量的变化趋势更为平缓，具有更好的隔声性能。30 mm、40 mm 与50 mm 3 种面板间距型材板的1 阶固有频率分别为531.1 Hz、567.3 Hz与627 Hz。

从图3（d）中可以看出，增大面板厚度后型材的隔声量出现了相当明显的提升，尤其是在100 Hz～800 Hz与1 600 Hz～25 00 Hz内，且平均隔声量也有着较大的提升，增大面板厚度可增加车体型材隔声量。5 mm、10 mm与15 mm 3种面板厚度型材板的1阶固有频率分别为531.1 Hz、538.7 Hz与600 Hz。

综上所述，基于车体型材尺寸对其隔声量影响的规律，对原型材的隔声性能进行改良，改良后的型材模型与原型材模型结构尺寸对比如表3所示。

表3 原型材与改良后型材的工况

型材结构优化前后的隔声性能对比如图4所示。图4（a）对比了两种板的隔声量，从图中可以看出，在100 Hz～500 Hz频率区间内，优化后的型材板具有较高的隔声量，平均隔声量也有着较大程度的提升。

图3 不同结构尺寸隔声量的对比

图4 型材结构优化前后隔声性能对比

从图4（b）可以看出，改良后型材的声功率在100 Hz～500 Hz 内明显低于原型材，但其在共振区间内波动更为剧烈。改良后的板材在1 600 Hz～2 500 Hz的区间内出现了明显的下跌趋势。对车体型材的改良成功地提高了其隔声量，但其相对于原型材板质量增加，而对于列车而言，型材重量过高会极大影响整体结构设计。

3 蜂窝-型材结构的隔声量分析

单纯通过改变车体型材结构尺寸对其进行隔声量优化有不小的局限性，例如加筋角度的改变可能会影响到车体型材的强度、面板厚度或加筋粗细的增大会极大影响车体型材的总重量。考虑在型材结构基础上增加蜂窝夹层结构，由于蜂窝夹层结构内充满了互相独立的六边形空腔，因而声波于结构中传播时会受到极大的阻碍并产生损耗。同时，每个六边形的每一个面都会对声音产生反射，所以在低频段具有较好的隔声效果。蜂窝夹层结构有着良好的力学与隔声性能，因而对蜂窝-型材结构隔声性能展开研究。

计算蜂窝-型材的隔声量，并与原型材数据相比较，得到图5所示隔声量对比结果。从图5中可以看出，在面板中加入蜂窝夹层后，型材模型的隔声量在100 Hz～500 Hz 与1 250 Hz～2 500 Hz 2 个频率范围内都有所增大，而且隔声量在100 Hz～500 Hz 的频率范围内增大最多，超过了8 dB。这样的结果与蜂窝夹层结构在低频率范围内有较好的的隔声量的特性相吻合。

虽然隔声量有着显著增加，但与之相应的，相较于无蜂窝的加筋型材结构，蜂窝结构在质量上也有了一定程度的增加，蜂窝-型材结构重量为33.753 5 kg，而原加筋型材结构重量为25.123 3 kg，增重32.75%，即蜂窝结构在提供较优隔声性能时损失了重量。

图5 有无蜂窝2种型材的隔声量对比

但为达到蜂窝型材结构的平均隔声量47.3 dB的水平，加筋型材结构的重量则会增加到40.294 5 kg，蜂窝结构减重16.45%，蜂窝结构在保证了隔声性能的同时减轻了车体型材的重量，达到了轻量化的要求。

图6(a)分析蜂窝夹层厚度对隔声量的影响，分别在15 mm，20 mm，25 mm 的蜂窝夹层厚度下对型材隔声量进行计算。从数据中可以看出，蜂窝层越厚，隔声量越大。具有不同厚度蜂窝夹层的型材都在630 Hz与1 000 Hz出现了波谷，且在630 Hz处波动较大。在1 600 Hz 时，25 mm 厚的蜂窝型材出现波谷，而15 mm厚的型材出现波峰，具有较大的隔声量，但在100 Hz～2500 Hz 的范围内，25 mm 厚的蜂窝夹层型材依旧具有最高的平均隔声量。

在保持其他参数不变的情况下，图6(b)分析蜂窝六边形边长分别为33.48 mm，45.03 mm 和56.58 mm时，其对于蜂窝夹层结构隔声量的影响。

从数据中可以看出，六边形边长为45.03 mm的蜂窝夹层结构隔声量最大，33.48 mm的蜂窝夹层结构在500 Hz～1 000 Hz 的范围内平均隔声量最小，而从总平均隔声量上看边长为56.58 mm 的隔声量最小。证明了六边形的大小会对整个型材结构的隔声量产生影响。

图6 不同蜂窝结构参数对隔声量影响

4 结语

本文通过声学有限元分析了型材结构的隔声性能，并对结构参数进行了优化设计，主要结论如下：

（1）加筋与面板间角度的改变会对车体型材结构的隔声量产生影响，对于本论文建立的模型而言，36.87度、45度、90度3个角度的加筋中，45度夹角的隔声量最高。

（2）加筋越粗，车体型材的隔声量越大。

（3）面板间距离越大，车体型材的隔声量越大。

（4）面板越厚，车体型材的隔声量越大。

（5）将面板从均质实心板改为蜂窝结构可以增加车体型材在100 Hz～1 000 Hz 内的隔声量，但是更高频率内的隔声量却有可能下降。

（6）增加蜂窝夹层的厚度可以在全频率内提高车体型材结构的隔声量。

（7）构成蜂窝结构的六边形边长不同其隔声量也有差异，在优化计算中，边长为45.03 mm 的六边形蜂窝夹层结构隔声性能优于边长为33.48 mm 与56.58 mm的六边形蜂窝夹层结构。