（车辆工程专业论文）降噪材料在铁路客车上的应用研究.pdf

摘要 摘要 铁路以其安全、经济、高效的特点，成为我国重要的交通运输方式之一。但在乘车 的同时，车内的噪声又给人们带来极大的困扰，噪声对人体产生的危害更是不容忽视， 它会对乘务人员、乘客等造成生理和心理方面的损害，给人体带来压力感和疲劳感，甚 至造成损伤神经、听力等不可挽回的后果。 铁路车辆车内噪声环境复杂，主要噪声源为轮轨噪声和车辆动力设备噪声。我国铁 路相关技术部门主要从隔振、吸振、隔声、吸声4 个方面进行车辆的减振降噪技术的研 究，并且通过改进线路状况和车辆结构及其辅助设备的性能等等来降低车内噪声。根据 我国目前的设计和制造水平，在车体结构上采取措施进行降噪，提高车体结构的隔声及 吸声性能，利用材料及局部结构的变化来达到降噪要求最为经济，效果也最为显著，它 能明显降低车内噪声，提高乘车舒适度。 本文首先应用有限元知识，利用a n s y s 分析软件对空车、整备车( 未装空调) 及 加装空调后三种状况进行模态分析，确定车体结构共振频率和产生最大位移变形的位 置。依据车体振动情况，采用波纹钢板涂敷高分子沥青材料、装用复合地板，以及在侧 墙上黏附阻尼涂料等措施来减弱地板和侧墙共振频率的幅值。其次，根据目前我国铁路 客车隔声和吸声材料应用状况，有针对性地选择一种隔声和四种吸声材料在声学实验室 进行吸声系数和隔声量的测试，其测试结果表明，隔声材料具有较大的隔声量，吸声材 料在中高频段有较高的吸声系数，几种材料均可用于客车的降噪材料，这对于我国铁路 车辆吸声、隔声材料的选择和降噪设计提供了有价值的参考依据。 关键词：铁路客车；模态分析；降噪材料；声学测试 火连交通人学t 学硕十学位论文 a b s t r a c t r a i l w a yb e c o m eo n eo ft h em o s ti m p o r t a n tt r a n s p o r t a t i o nm o d e si nc h i n ab ym e a n so f i t ss a f e t y ，e c o n o m i ca n dh i g he f f e c tf e a t u r e s b u tt h ec a l n o i s em a k e sp a s s e n g e r si ng r e a t t r o u b l ea n dc o u l dn o tb ei g n o r e dt oh u a m nh e a l t h i tm a yd a m a g et oh u m a n sp h y s i o l o g ya n d p s y c h o l o g y ，b r i n g sp r e s s u r ea n df a t i g u e ，e v e nd a m a g et on e r v ea n dh e a r i n g n o i s ee n v i r o n m e n ti nr a i l w a yp a s s e n g e rc a ri s c o m p l e x ：t h em a i nn o i s e s o u r c ei s w h e e l r a i ln o i s e t e c h n o l o g yd e p a r t m e n t sr e s e a r c ho nn o i s er e d u c t i o ni nc a rm a i n l yf r o m v i b r a t i o ni s o l a t i o n ，v i b r a t i o na b s o r p t i o n ，n o i s ei s o l a t i o na n dn o i s ea b s o r p t i o n , a n di m p r o v e r a i l w a ye n v i r o n m e n ta n ds t r u c t u r eo fc a r st or e d u c en o i s ei n t h ec a r b e i n gb a s e do no u r c o u n t r y sl e v e lo fd e s i g na n dp r o d u c t i o n ，i ti se c o n o m i c a lt h a tt a k em e a s u r e st or e d u c en o i s e b yi m p r o v i n gs t r u c t u r e sn o i s ei s o l a t i o na n da b s o r p t i o np r o p e r t i e s ，r e a c hn o i s er e d u c t i o n d e m a n db yc h a n g i n gm a t e r i a lo rp a r t i a ls t r u c t u r e ，t h ee f f e c ti so b v i o u s i tc a ni m p r o v e c o m f o r t t h ep a p e rd o e sm o d a la n a l y s i st oe m p 哆c a r ，s p e c i a l l yd e s i g n e dc a ra n da i r - c o n d i t i o n e d c a ru s i n gf i n i t ek n o w l e d g e ，m a k es u r et h er e s o n a n c ef r e q u e n c ya n dt h ep o s i t i o nw i t ht h e l a r g e s td i s p l a c e m e n t b e i n gb a s e do nt h eb o d y s v i b r a t es i t u a t i o n ，m e a s u r e sa r et a k e nt o r e d u c et h er e s o n a n c ef r e q u e n c ya m p l i t u d eo ff l o o ra n ds i d e w a l lb yu s i n gc o r r u g a t e ds t e e l c o a t i n gp o l y m e ra s p h a l tm a t e r i a l s ，e q u i p e dw i t hc o m p o s i t ef l o o r ，a d h e s i o nd a m p i n gc o a t i n g a n ds oo n w i t ht h ea p p l y m e n to fs o u n di s o l a t i o na n da b s o r p t i o nm a t e r i a l si no u rc o u n t r y r e c e n t l y ，o n es o u n di n s u l a t i o nm a t e r i a la n df o u rs o u n da b s o r p t i o nm a t e r i a l sa r ec h o o s e d t od o s o u n da b s o r p t i o nc o e f f i c i e n ta n ds o u n di n s u l a t i o nt e s t t h et e s tr e s u l t ss h o wt h a t ：t h ee f f e c to f s o u n di n s u l a t i o nm a t e r i a li sg o o d t h es o u n da b s o r p t i o nc o e f f i c i e n to fs o u n da b s o r p t i o n m a t e r i a l sa tm i d d l ea n dh i 曲一f r e q u e n c ya r eh i g h t h em a t e r i a l sc a nb eu s e dt or e d u c en o i s ei n r a i l w a yp a s s e n g e rc a r t h i si sv a l u a b l et on o i s er e d u c t i o nd e s i g ni nr a i l w a yp a s s e n g e r c a r s k e y w o r d ：r a i l w a yp a s s e n g e rc a r ；m o d a la n a l y s i s ；n o i s er e d u c t i o nm a t e r i a l ；s o u n dt e s t i i 大连交通大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解太蔓銮通太堂有关保护知识产权及保 留、使用学位论文的规定，即：研究生在校攻读学位期间论文工作的 知识产权单位属太蔓塞通太堂，本人保证毕业离校后，发表或使用 论文工作成果时署名单位仍然为太蔓銮通太堂。学校有权保留并向 国家有关部门或机构送交论文的复印件及其电子文档，允许论文被查 阅和借阅。 本人授权太蔓塞通太堂可以将学位论文的全部或部分内容编入 中国科学技术信息研究所中国学位论文全文数据库等相关数据库 进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论 、 又。 ( 保密的学位论文在解密后应遵守此规定) 学位论文作者签名誓鲈、 导师签名： 日期：夕沙g 年z , p j 多p 日 日期：庐，月夕。日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位：沈阳铁路局锦州车辆段电话：0 4 1 6 - - 2 5 6 9 0 0 4 通讯地址：锦州市凌河区铁新南里9 9 号邮编：1 2 10 0 0 电子信箱：z h a n g f a l 9 7 4 1 6 3 t o m 大连交通大学学位论文独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作 及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢及参考 文献的地方外，论文中不包含他人或集体已经发表或撰写过的研究成 果，也不包含为获得太董塞通太堂或其他教育机构的学位或证书而 使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在 论文中作了明确的说明并表示谢意。 本人完全意识到本声明的法律效力，申请学位论文与资料若有不 实之处，由本人承担一切相关责任。 学位论文作者签名秽 e t 期：夕多年月日 第一章绪论 第一章绪论 1 1 概述 噪声是一种不悦耳或不需要的声音。从心理学的思路出发，噪声的定义为：凡是人 们不需要的声音都称为噪声。从物理学的角度研究，各种不同频率、不同强度的声音无 规律的杂乱组合称为噪声。也就是说，凡是影响到人们每天的正常工作、学习和休息的 各种声音，都被认为是噪声。铁路客车与人们的日常生活息息相关，又因为其在运营中 不可避免的产生噪声，当噪声达到一定程度时将会对乘务人员、乘客及周围的人员在生 理和心理上造成损害，持续不断的高噪声会给人体带来压力感和疲劳感，甚至造成神经、 听力等不可挽回的损失。 1 2 国外铁路客车降噪的研究状况 国际铁路联盟规程u i c 5 6 7 1 中规定，客车在保养良好的线路上以16 0 k m h 速度运 行时，车内噪声最大值一等客车应不超过6 5 d b ( a ) ，二等客车应不超过6 8 d b ( a ) 。i c e 技术任务书中规定，列车以2 5 0 k m h 速度运行时，一等车车厢内噪声最大值不得超过 6 5 d b ( a ) ，二等车车厢内噪声最大值不得超过6 8 d b ( a ) 。目前，欧洲及日本将此作为评 定高速列车噪声舒适性的要求，规定即使客车高速运行，车内噪声最大值也应满足一等 车不超过6 5 d b ( a ) ，二等车不超过6 8 d b ( a ) 。 国外铁路发达国家从二十世纪四、五十年代就开始从事机车车辆及铁路沿线的噪声 研究。到了八、九十年代，随着高速铁路的发展，开始进行一系列噪声源及噪声传播途 径的深入研究，特别是空气动力性噪声的研究。 国外对高速客车运行时车内噪声的研究主要是通过噪声源和传播途径两个方面进 行，而噪声控制又分为三个方面：一是走行部位振动和噪声的降低，包括改善轮轨关系， 改进道床、钢轨用材料和结构，开发新型车轮和各种减振装置等；二是车体结构的声学 优化设计，将车体轻量化与隔声、吸声、减振三个方面结合起来；三是专门针对空气动 力性噪声控制的研究i l 吲。 1 2 1 轮轨噪声的控制 国外对铁路噪声研究表明，车辆下部噪声中最具有代表性的是轮轨噪声。不论是高 速铁道车辆还是现有线铁道车辆，轮轨噪声都是防噪降噪对策中必须解决的主要问题。 轮轨噪声的产生主要是由于车轮和钢轨之间的振动引起，与车轮和钢轨的表面状态有很 大关系。为了对轮轨噪声进行深入研究，研究人员采用先进的试验设备和测试手段，在 大连交通大学- t 学硕十学位论文 不同条件下对轮轨振动以及表面粗糙度对噪声的影响进行了不同速度级的测量与试验， 建立了两种线性模型，一是将轮轨辐射噪声谱与轮轨振动谱结合起来；二是将各种振动 谱与轮轨表面粗糙度组合谱结合起来，分析在各种频率范围内，轮轨噪声的主要辐射体， 以及轮轨表面粗糙度对振动与噪声的影响【4 j 。 国外对车下噪声源主要采取以下降噪方法： ( 1 ) 采用弹性车轮、充气橡胶车轮、阻尼车轮及弹性踏面车轮等技术，通常可减 振降噪2 1 0 d b ( a ) 。如在巴黎地铁中的车辆和日本跨坐式独轮交通车辆均采用充气橡胶 车轮。这种车轮比普通钢轮可降低噪声1 0 d b ( a ) 【5 1 。 ( 2 ) 以盘形制动、再生制动、涡流制动等混合制动形式代替闸瓦制动，采取措施 控制车轮、制动盘的空转、粘着和打滑，防止车轮踏面缺陷，并降低制动引起的尖叫声； ( 3 ) 对各种减振器进行声学优化设计，以减少固体噪声的传递； ( 4 ) 增大曲线半径，研制径向可调转向架，以减少通过曲线的横向蠕滑； ( 5 ) 通过整修车轮、钢轨等措施，使车轮踏面和钢轨表面不连续性和粗糙度达到 最低，等等。 1 2 2 传播途径降噪研究 从传播途径的方面进行噪声控制也是十分必要而又切实可行的方法。由于车体的内 外表面层是主要的声音传播体，它们与钢结构连接，钢结构的振动传入内部各层饰体， 并在其中以横波的形式传播，各层饰体振动激励空气产生噪声。因此，在声音的传递中 加以阻隔、吸收噪声也是一个重要措施。 国外对噪声传播途径的试验及研究成果主要表现在以下方面： ( 1 ) 改进车体结构设计。国外高速列车外形均采用了流线型结构设计：日本新干 线、德国i c e 高速客车大量使用了钎焊铝合金蜂巢状复合夹层结构，以衰减振动，降低 噪声。日本铁道综合技术研究所还开发了铝c f i 冲混合结构，以提高结构的阻尼性能， 降低噪声1 6 j ； ( 2 ) 改进地板结构，将地板和波纹板间填充防振橡胶及其它材料，通过隔声量测 试及频谱分析、消声及吸声系数的测定，了解地板结构、材料组合与隔声、吸声的关系， 以开发重量轻、隔声效果好的浮筑地板结构； ( 3 ) 在车体外墙上粘贴减振橡胶等弹性层，利用多层结构阻尼减振，将多种隔声 材料相互结合，通过对选材、结合方式、结构布置等进行试验研究，研制出既具有良好 隔声性能、又具有防寒等其它作用的材料； ( 4 ) 在走行部安装吸声挡板，形成转向架隔声屏蔽层； 2 第一章绪论 ( 5 ) 优化设计车下裙板，并加设阻尼、吸声材料，阻止声音的辐射； ( 6 ) 选用吸声效果良好的窗帘、座椅蒙布和地毯等材料。车窗采用不对称厚度的 中空玻璃，中间充惰性气体，增加隔声性能。 1 3 国内铁路客车降噪的发展概况 我国在1 9 9 1 年和1 9 9 4 年，制定了铁道客车噪声的评定( g b t 2 8 1 6 - 9 1 ) 和铁 路机车车辆内部噪声测量( g b t 3 4 4 9 9 4 ) 标准，为铁路客车车内噪声的测量和评定 制定了标准，也对铁路客车车内容许噪声值提出了要求。其中规定：客车以8 0 k m h 速 度运行时软席卧车车内噪声( 空调、非空调) 值不大于6 5 d b ( a ) 。我国2 0 0 k m h 电动旅 客列车和2 7 0 k m h 高速列车设计任务书中均规定，列车在以设计速度运行时，车内噪声 一等车不得超过6 5 d b ( a ) ，二等车不得超过6 8 d b ( a ) ，这与u i c 标准一致。根据我国实 车测试及国外资料介绍，列车在8 0 k m h 速度以上运行时，当速度每增加1 0 k m h ，噪声 就会增加0 5 l d b ( a ) 1 7 。而目前我国提速客车及2 0 0 k m h 电动旅客列车运行时客室内最 大噪声基本都超过了7 0 d b ( a ) ，己经超过了规定的允许值。因此，车体结构的声学设计， 不仅对正在进行的高速客车非常关键，即使对现有普通客车也具有重要意义。 目前我国铁路客车车内采用的降噪措施主要包括：板与梁之间用聚氨酯密封胶嵌 缝，全车内部及底架外部喷涂橡胶沥青浆；内装修基本是木材做骨架，大多用松木；防 寒隔热材料用超细玻璃丝面板，然后整车贴铝箔；侧墙板采用双面贴塑胶合板，顶板一 般采用a b s 或f l 冲，内顶用胶合板固定防寒材；地板为胶合板，上铺橡胶地板布，木 梁与各板之间贴绒布。几家工厂模仿国外i c e 等高速客车橡胶减振垫的结构，设计研制 了浮筑地板j 。 1 4 本文研究内容 本文运用有限元分析与实验室测试的方法，对某型铁路客车结构进行模态分析，确 定车体发生共振的各阶固有频率和最大相对位移发生位置，采用阻尼减振降噪措施，对 不同部位的车体振动采用适合的阻尼结构衰减振动；根据隔声、吸声原理，采用混响室 法对几种隔声和吸声材料进行声学特性测试，确定材料的隔声量和吸声系数，判定其在 客车降噪方面的应用前景。 大连交通人学 ：学硕十学位论文 第二章噪声的声学特性和噪声的评价 2 1 噪声的基本物理量度 2 1 1 声压、声强和声功率 声压是指声波传播时，媒质中一点的瞬时压强与大气压平均压强之差值。通常用p 来表示，其单位为p a ( 帕) ，1 p a = l n m 2 。有时用p p a 来表示，l t p a = o 1 n m 2 ( 牛顿 米2 ) 。声压p 是时间和位置的函数。通常所指的声压，指的是均方根声压或称为有效 声压，符号仍以p 表示，即： p = 厮 ( 2 1 ) 正常人耳能听到的最弱声压为2 x 1 0 - 5 p a ，称为人耳的“听阈 。当声压达到2 0 p 。 时，人耳就会产生疼痛的感觉，2 0 p a 为人耳的“痛阈”。“听阈与“痛阈”的声压值 比为一百万倍。 声强的定义是在垂直于声波传播方向的单位面积上，单位时间内通过的平均声能， 通常用，表示，其单位为w m 2 ( 瓦米2 ) 。声强又称为声能量密度。刚刚能使人听到的 声音的声强，即基准声强i o = 1 0 2w m 2 ；使人耳产生疼痛感觉的声音强度，即极限声 强，一= 1 w m z 。 声强和声压的关系为： i = p 2 p 刀 w m z ( 2 2 ) 式中，p c 空气密度和声速的乘积，称为声阻率，k g ( m e * s ) 。 声功率为声源在单位时间内辐射的总能量，用符号形表示，通常采用w ( 瓦) 作 为声功率的单位。声强和声源辐射的声功率有关，声功率越大，在声源周围的声强也大， 两者成正比，它们的关系为： i = w sw m 2 ( 2 3 ) 式中，s 为波阵面面积，m 2 。 声功率是衡量噪声源声能输出大小的基本量。声压常依赖于很多外在因素，如接收 者的距离、方向、声源周围的声场条件等，而声功率不受上述因素影响，可广泛用于鉴 定和比较各种声源【9 1 。 4 第二章噪声的声学特性和噪声的评价 2 1 2 声压级、声强级和声功率级 人耳的可听声频率范围为2 0 2 0 0 0 0 h z ，低于2 0 h z 和高于2 0 0 0 0 h z 的声音人是听不 到的。在此频率范围内，人耳可听到的声压、声强相差很大，从听阈声压2 1 0 叫p a 到 痛阈声压2 0 p a ，声压的绝对值数量级相差1 0 0 万倍。同样，从声强的角度看，从听阈声 强1 0 m w m 2 到痛阈声强1 w m 2 ，其声强比为1 ：1 0 1 2 ，两者相差一万亿倍。因此，用声 压或声强的绝对值来表示声音强弱是极不方便的。为了把上述宽广的范围压缩为使用中 容易处理的范围，并考虑到人耳听觉响应通常与声音强度的对数成正比的关系，在声学 中普遍使用对数标度来度量声压、声强和声功率，称为声压级、声强级和声功率级，其 单位用分贝d b 表示。 声压级定义为某点声压与基准声压之比的常用对数的2 0 倍，即 l 一= 2 0 1 9 ( p p o ) ( 2 4 ) 式中，三。一声压级，d b ； p 一某点声压，p a ； p o 一参考声压，p o = 2 1 0 一p a 。 由式( 2 1 ) 得知，参考声压p o 即人耳所能听到的起始声压对应的声压级为0 d b ， 痛阈声压2 0 p a 对应的声压级为1 2 0 d b 。由此可见，有了声压级的概念，就可以把声压 绝对值表示的数百万倍的变化，改变为肛1 2 0 d b 的变化范围。这对我们进行分析和数据 处理将非常方便。 声强级定义为某点声强和基准声强之比的常用对数的1 0 倍，即 l ，= l o l g ( i i o ) ( 2 5 ) 式中，厶一声强级，d b ； ，一某点声强，w m 2 ； ，o 一参考声强，1 0 2w m 2 。 同样，声功率级定义为某点声源的声功率和基准声功率之比的常用对数的1 0 倍【9 】， 即： l f f ，= 1 0 1 9 ( w ) ( 2 6 ) 式中，三彤一声功率级，d b ： 形某点声源的声功率，w ； 矾一参考声功率，1 0 以2 w 。 大连交通人学t 学硕+ 学f 节论文 2 1 3 声波的频程和频谱 在噪声控制学科中，通常把5 0 0 h z 以下的声音叫低频声，把5 0 2 0 0 0 h z 的声音叫 中频声，把2 0 0 0 h z 以上的声音叫高频声。噪声频率不同，其传播特性不同，控制方法 也不同。 在可听声频率范围内，频率高的声音，人感到音调高，频率低的声音，人感到音调 低。由于可听声频率范围为2 0 2 0 0 0 0 h z ，相差1 0 0 0 倍，为了研究和实用的需要，一般 是把宽广的声频变化范围划分为若干个较小的频段，称为频程。 在噪声测量中，最常用的是倍频程和1 3 倍频程。1 3 倍频程把频率分得更细，可 以更清楚地找出噪声峰值所在的频率，应用更加广泛。 声音频率成分复杂，为了详细了解声音成分分布范围和性质，通常对一个噪声源发 出的声音，将它的声压级、声强级、或者声功率级，按频率顺序展开，使噪声的强度成 为频率的函数，并考查其频谱形状，这就是频谱分析。在频谱图上，以频率( h z ) 为横坐 标，声压级、声强级、或者声功率级( d b ) 为纵坐标，来描绘频率与噪声强度的关系。 2 1 4 声压级的叠加 声压级、声强级和声功率级都是对同类量对比的对数关系，并以分i ) - i ( d b ) 为单位， 其叠加方法都是一样的。 分贝不像自然数那样用算术方法直接相加减，而必须将其还原为本来的声能量，如 声强、声功率以及声压平方等，然后将它们相加得出总和，再取其分贝值，才是几个声 压级“叠加而成的总声压级。因此，当某点有，z 个声音的声压级各为厶，k ，k ， 时，按照和式，总的均方声压p ，2 为： p 丁2 = p 1 2 + p 2 2 + + p 。2 = p 0 2 0 0 0 。1 l - p - + 1 00 1 l 门+ + 1 00 址，4 ) = p 0 2 ( 1 0 o 。比，) t = l 由此得出计算总声压级公式如下： 2h l 所= 1 0 1 9 刍- - l o l g ( y l o 0 u 丹)( 2 7 ) p o t = l 式中，基准声压，2 0 1 t p a 【9 1 。 2 2 噪声的基本评价量 声压的值域范围极大，为便于计算，并且考虑人耳对声音的敏感度，一般把声压取 常用对数，并以d b 为单位。 人耳对声音的感觉会随着频率及声压的变化而变化，为了使被测的声压级与人耳的 6 第二章噪声的声学特性和噪声的评价 响度相对应，有四种标准化的加权曲线在频率域施以加权：其中加权曲线a 用于低音量 水平；加权曲线b 用于5 5 8 5 d b 音量水平；加权曲线c 用于超过8 5 d b 的音量水平；加 权曲线d 用于飞机噪声水平。一般噪声采用a 曲线加权，即d b ( a ) 。但这并不是评定噪 声的唯一方法，因为噪声的持续时间、发生次数及变化规律等都是重要的因素，因而还 有l a 一( 最大噪声水平) 、l ( 测定期间内数值超过此值的噪声水平) 。l 爿御，r ( 等效连 续a 声级) 等指标来评价不同性质的噪声。 不同类型的噪声有各自的物理特性，不同的环境下，人们对噪声的要求也颇不相同。 因此，对噪声的评价以及不同场所对噪声的允许标准，是与噪声的物理特性和噪声对人 的生理、心理影响有关的复杂问题。 2 2 1 a 声级l 相同声压级的声音，因频率不同而给人在听觉感受上有不同的响度，而且等响曲线 是不平行的，声压级高的不同频率的声音，它们的响度级相差小一些，声压级低的不同 频率的声音，它们的响度级相差比较大。根据等响曲线的特点，把高、中、低不同响度 的声音，分别给以不同的频率计权a 、b 、c ，使测量得到的分贝值，与人们主观上的 响度感觉有一定的相关性。 a 、b 、c 计权分别以4 0 方、7 0 方和1 0 0 方等向曲线为基础，经规整化以后倒置， 成为图2 1 中的计权曲线。分别记为d b ( a ) 、d b ( b ) 和d b ( c ) 。 d a、 一 、- 乍一 _ 多夕) ，一 c 紊s ，彳 厂 7 r b 、 一 d a ， 1 0251 0 0251 0 0 02j1 0 0 0 02 图2 1 频率计权曲线 f i g 2 1f r e q u e n c yw e i g h t e dc u r v e s 经过二、三十年噪声评价的实践，国际、国家标准中凡与人有联系的各种噪声评价 量，绝大部分都是以a 声级为基础，现在b 计权实际上已不被采用，c 声级值仅作为 7 加。 加珈渤舶渤瑚册 大连交通人学t 学硕十学位论文 参考【9 】。 以a 声级作为噪声评价量，具有简便实用的优点，但由于a 声级是对低频率信号 有较大衰减的频率计权测量值，测量结果中不提供频率成分的信息，因此有两个明显的 缺点： 同一a 声级值的噪声，其频率相差可能很大，例如两个频谱相差非常大的噪声，其 a 声级值相同，但可能有不同的听觉效果。更重要的是，如果要进行噪声治理，则控制 措施与各个频率所降低的分贝数有关。缺少了频率信息，就不能做出经济合理的噪声控 制设计。 对于低频成分占优势的强噪声环境，a 声级值大小与人们的主观听觉感受可能有较 大差距。例如水泵房等场所，频谱峰值在1 0 0 h z 附近，a 声级低于9 0 d b ，但声压级可 达11 0 d b 左右，对工作人员有很大损伤，长期暴露会出现高血压、心脏病等症状，但a 声级不超过9 0 d b 符合劳动卫生方面的噪声标准，这是不合理的。 2 2 2 等效连续a 计权声压级三a 叼，7 实际存在的噪声，除了连续稳定运转的某些机器设备辐射的噪声外，绝大部分噪声 在时间分布上，其强度是起伏变化的。表征这种不稳定噪声的大小，在较多的情况下是 求出某一段时间间隔内a 计权声压级的能量平均意义上的等效声级，称为等效连续a 计权声压级，简称等效声级，记为l 。r ，其中t = ，：- t 。代表时间间隔： 匕，r 州- “击，：2 掣 亿8 ， 式中p 爿( ，) 是a 计权瞬时声压级值，见是参考声压。在实际测量中往往不是连续取 样，而是离散取样，如果在整个测量时段t 内有刀个a 声级值，则将式( 2 8 ) 中的积分改 为求和： l a , q r “蔫扩。1 亿 有时为了运算的方便，可以任选一个参考声压级厶，以减少指数运算的幂次。 l a , q r g 撬1 0 o i ( la j - l o ) 亿柳 在作具体测量运算时，当然可以将某一时段内测得的数据线加以统计，如在某一车 间内，求8 小时的等效声级，如果每五分钟测量一个a 声级，共9 6 个数据，经统计有 第二章噪声的声学特性和噪声的评价 1 2 次是8 5 d b ( a ) 包括( 8 3 8 7 ) d b ( a ) ，1 2 次是9 0 ( 9 3 9 7 ) d b ( a ) ，2 4 次是1 0 0 ( 9 8 1 0 2 ) d b ( a ) 。 若取厶为8 0 d b ( a ) ，带入公式( 2 1 1 ) 计算： 匕r g i 霉， 0 0 l ( 2 1 1 ) 得到八小时的等效声级为9 6 3 d b ( a ) 。 这里是将所有取样值以5 d b 一档来分级计算。大多数情况可以如此分档，如希望有 更高的计算精密度，可以以2 d b 一档来分级。 应用“积分式声级计可以自动测量某一时间段内的等效声压级，无需进行人工统 计和计算。但若噪声级随时间变化有一定的规律时，可测量某些具有代表性的声压级值， 再计算整个所需测量时段内的等级。这时可将式( 2 1 1 ) 中的次数比( r ，n ) 改为时间比 ( r 丁) 即可： 三一叼，：1 0l gl f t j 1 0 0 1 i l j 1 j = 三。+ 1 0l gl 争1 00 1 也i ( 2 1 2 ) l j j j 例如一木工锯床，锯木时为一种声级，空载时为另一种声级，则只要统计两种声级 的时间比例，就可以计算八小时内的等效声级，星期日为另一等效声级值，则将这两个 数据以6 7 与1 7 的比例代入上式计算，就可得到该处一周环境声的等效声级值。 2 2 3 更佳语言干扰级 人们在交谈时，背景噪声的大小会干扰交谈的清晰度，为确定稳定的背景噪声对交 谈的干扰，常用更佳语言干扰级。更佳语言干扰级是背景噪声在5 0 0 h z 、1 0 0 0 h z 、2 0 0 0 h z 三个中心频率下，声压级的算术平均值，即 p s i l ：l s o o + l l o o o + l 2 0 0 0 f 2 13 ) 3 式中，p s i l 更佳语言干扰级； 三5 0 0 、厶0 0 0 、三2 0 0 0 分别为在5 0 0 h z 、1 0 0 0 h z 、2 0 0 0 h z 中心频率下的声 压级。 由于噪声与主观感觉的关系非常复杂，且影响因素多样化，目前还没有一个统一的 评价方法。现有的交通评价的方法还有：交通噪声指数、累计分布声级、噪声污染级、 日一夜噪声级等方法【9 1 。 9 大连交通大学t 学硕+ 学位论文 2 3 振动的评价 在与环境振动有关的测量和评价工作中，一般用加速度作为其评价的基本物理量。 为了方便，也常用“级”来表示振动加速度的大小。定义振动加速度级v a l ： v a l = 2 0 l g ( a a o )( 2 1 4 ) 式中，a 振动加速度的有效值； 参考加速度，1 0 6 m s 2 。 由于人对不同频率的振动的感觉有差别，国际标准化组织制定了i s 0 2 6 3 1 1 9 8 5 人 承受全身振动评价以及i s o5 2 4 9 1 9 8 6 ( e ) 人对手传振动暴露的测量和评价指南。 振动对人影响的评价主要考虑振动强度、频率和暴露时间三个因素，当然还与振动 的方向有关。人站着或坐着受到上下方向的振动称纵向( z 向) 振动，前后方向( x 向) 和左右方向( y - f i - j ) 的振动称横向振动。其中，人体对于纵向振动4 8 h z 最为敏感；对 于横向振动，1 2 h z 最为敏感。 对于单频率振动，则测量其频率和加速度，得到允许的暴露时间。如果是多频率振 动，则将各频率的加速度值进行计权相加，得到一个总的评价值。 振动反映了列车运行的平稳性，用于衡量列车的运行质量，以平均加速度级计量。 振动分为3 个轴向：x 轴是纵向、y 轴是横向、z 轴是垂直方向。x 方向的振动主要与 车辆的操纵水平、列车的启动、减速或紧急制动情况有关；】，方向主要是列车通过曲线 或岔道而产生的离心力和振动；z 方向振动主要与线路水平度或车辆走形部及减振器的 状态有关【川。 不同的乘客通常对各种振动加速度有不同的敏感性。站立的乘客对横向加速度特别 敏感，日本提出的标准值为5 的站立乘客不能允许的恒定加速度值为0 8 m s 2 ，超过这 个值乘客将站立不稳或晕车。坐着的乘客对垂直方向的振动加速度特别敏感，垂直加速 度大，会加重臀部和腰椎部位负担，造成腰酸、心情烦躁等不适感觉；同时垂直方向振 动过大引起的噪声的危害更大。 振动会对结构、设备及周围建筑物造成损害，同时对人体身心产生不利影响。振动 试验表明：振动加速度达6 5 d b 时，对睡觉有轻微的影响；振动加速度达6 9 d b 时，所 有轻睡的人将被惊醒；。振动加速度达7 4 d b 时，除酣睡的人，一般情况下，其他人将惊 醒。对结构、设备及建筑物的振动损害评价，各行各业都有说法和解释，依据i s 0 2 6 3 1 标准，认为振动对人的影响的评价有3 种： 疲劳工效降低界限： ( 1 ) 人体承受2 4 h 振动：垂直振动加速度郢1 4 m s 2 ，横向振动加速度郢1 0 m s 2 ； l o 第二章噪声的声学特性和噪声的评价 ( 2 ) 人体承受8 h 振动：垂直振动加速度冬0 3 1 5 m s 2 ，横向振动加速度郢2 2 4 m s 2 ； ( 3 ) 人体承受4 h 振动：垂直振动加速度郢5 3 0 m s 2 ，横向振动加速度 o 3 5 5 r n s 2 。 舒适感降低界限。把“疲劳工效降低界限”的相应值除以3 1 5 即成为能保障舒适 的“舒适感降低界限”。 暴露极限。当人处于较强的振动环境中，就会影响人的安全和健康。因此，需要制 定保障安全与健康的振动“暴露极限”。把上述“疲劳工效降低界限”的相应值提高 一倍，就成为振动的“暴露极限”。 确定了保障工作效率的“疲劳工效降低界限 后，即可依此制定其他两个评价标 准。采用上述评价标准来分析、评价我国轨道交通运营时产生的振动对铁路工作人员、 旅客及周围居民产生的不利影响i l 。 2 4 声源衰减特性 从室外某一声源发生的声波，以球面波的形式连续向外传播，随着接受点与声源距 离的增加，声能迅速衰减。在无反射的空中，声压级的计算遵循以下公式： 1 。l 尸= l + 1 0 1 9 l _ ( 2 1 5 ) q 1 2 式中，。空间某点的声压级，d b ； 三彬声源的声功率级，d b ； ，测点与声源的距离，m 。 式( 2 1 5 ) 也可改写为 l 尸= l 旷一2 0 1 9 r - 1 l ( 2 1 6 ) 在这种情况下，声源发出的声能无阻挡的向远处传播，接收点的声能密度与声源距 离的平方成反比，即距离每增加l 倍声音衰减6 d b ，性质极为简单【1 2 】。 但是，对于车辆声源的传播就很复杂，对于轮轨噪声，主要是以空气声和固体声的 形式向车内传播。空气声的传播是从噪声源发出的声音，以空气为媒介，从车辆的车门、 车窗等各缝隙处直接传入车内乘客耳朵。其噪声值大小取决于车辆的密封程度。固体声 分为一次固体声和二次固体声。由车轮和钢轨产生的振动经由转向架传到车体，最终由 车体内壁的振动而产生噪声的为一次固体噪声。二次固体噪声是噪声源的辐射声以声能 的形式传播，引起车体地板或侧墙外板振动，进而使车体内壁振动而激发的噪声。 2 5 声源的指向性 声源在自由场中辐射声音时，声音强度分布情况的一个重要特性为指向性。 大连交通火学t 学硕十学位论文 当声源的尺寸比波长小很多时，可以看作无方向性的“点声源”，在距离声源中心 等距离处的声压级相等。当声源的尺度与波长相差不多或更大时，它就不是点声源，可 看成由许多点声源组成，叠加后各方向的辐射就不一样，因而具有指向性，在距声源中 心等距离的不同方向的空间位置处的声压级不相等。声源尺寸比波长大的越多，指向性 就越强。实际上，人头与低频相比是小的，这种情况下可以看作是点声源，但对高频声 就不能视为点声源，而就有较明显的指向性。 本章小结 噪声是一种特殊的社会现象，具有显著的物理特征，与人们的日常生活息息相关。 在不同的环境中，噪声对人的生理和心理上的影响会有很大的差别。本章介绍了噪声和 振动方面的基础知识及其常用的评价方法，为材料的声学性能测试奠定了理论基础，通 过对车辆声源的传播途径分析，得到如下结论： 对车体结构振动的控制是降低车内噪声、提高乘车舒适度的重要措施。 对客车空气噪声和二次固体声的控制，应采用隔声和吸声的降噪方法。 1 2 第二二章车体有限元模态分析 第三章车体有限元模态分析 在车体结构设计中，如果只考虑结构的静强度和刚度，很可能会在设计过程中造成 车体局部结构的不合理，而导致客车内部产生共振，产生噪声。随着乘客对客车舒适性 的要求日益提高，模态分析越来越受到重视。以往研究诸如客车车体结构的模态特性往 往采用实验方法，不仅费时费力，而且需要有样车，因而不利于在产品的设计和开发初 期就对乘坐舒适度进行控制和评价。随着有限元技术的r 益成熟和发展，这就为车体的 开发设计提供了可靠的模态特性预测参数，为车体的合理设计提供了科学依据，采用有 限元法进行车体结构的模态分析，只需根据车体结构图纸建立动力学模型即可。根据模 态分析理论，一般大型工程结构，只需计算头几阶较低的固有频率和振型，因为低阶振 动对结构的动力影响最大。 3 1 模态分析的理论基础 模态理论是线性自由度系统中应用最广的动力分析理论，是建立在系统的无阻尼自 由振动分析基础上的，对应的数学方程是特征方程，或称固有振动方程。 多个自由度比例阻尼系统的运动微分方程为： r、r、 m 】 五 + k 】 2 ：f + 医】函) = p ) ( 3 1 ) ljlj 式中，【m 】一车体结构的总质量矩阵； 【c 卜一车体结构的总阻尼矩阵； k 卜一车体结构的总刚度矩阵； p ) 一车体结构的载荷列阵； u 卜一车体结构的振型向量。 由于要计算车体结构的固有特性，在模态提取过程中，取 p 为零矩阵，同时因车 体结构阻尼较小，对结构的固有频率和振型影响甚微，可忽略不计，由此可得结构的无 阻尼自由振动方程： r、 m 】 玉 + k 】函) = 0 ( 3 2 ) lj 这是常系数线性齐次微分方程组，其解的形式为： 材 = “o ) s i n ( c o x + 巾) ( 3 3 ) 式中，一振动固有频率，h z ； 巾一振动初相位，度。 人连交通人学。1 ：学硕十学位论文 将( 3 3 ) 式代入( 3 2 ) 式后，便得到如下的齐次线性代数方程组： k - t 0 2 m 】) u ) = 0 ( 3 4 ) ( 3 4 ) 式有非零解的条件是其系数行列式等于零，即： 【k 卜2 m 】_ 0 ( 3 5 ) 当矩阵 k 】以及【m 】的阶数为n 时，式( 3 5 ) 是6 02 的n 次实系数方程，称为常系数线性 齐次常微分方程组( 3 2 ) 的特殊方程，系统自由振动特性( 固有频率和振型) 的求解问题就 是求矩阵特征值2 和特征向量 u 的问题1 1 3 】。 由线性代数中的有关定理，对于正定的质量矩阵【m 】和半正定的刚度矩阵【k 】，式 ( 3 5 ) 有1 1 个不小于零的实数根。特征值按升幂编号排列有： o l 2 0 7 的温度范围瓦，宽，且与工作环境温度相吻合； 有适量的弹性模量和剪切模量； 2 7 大连交通人学一r ：学硕十学位论文 工艺性好，尤其是粘贴牢度大； 适应一定环境条件，耐油、耐腐蚀、耐高温，不易老化，工作寿命长。 4 2 阻尼结构形式 4 2 1 自由层阻尼处理 自由阻尼层是将阻尼材料涂在板的一面或两面，由于粘弹阻尼层外侧表面处于自由 状态，这一阻尼层称为自由阻尼层。当板振动弯曲时，板和阻尼层都允许有压缩和伸展 的变形。如图4 2 所示。 八八八八八八八八八八八 一 扒八八八、，、_ 、八八八八、， 屯 h o 臻姆博。 图4 2 自由阻尼处理结构 f i g4 2f r e e - d a m p e ds t r u c t u r e 阻尼涂层的效果除与涂层施工方法有关外，还与阻尼涂层的厚度有很大关系。对自 由阻尼层，有如下的近似公式： 忭1 4 r 选e , j 、1 f ，r , 蚶a , j ( 4 ) 式中，t 1 。结构阻尼损耗因子。 n 阻尼材料的损耗因子； e 。、e 广分别是构件和阻尼材料的杨氏模量，p a ； d 。构件厚度，m m ： d 广阻尼层厚度，l l l m 。 由上式可见损耗因子r l 近似于相对厚度以4 的平方成正比，阻尼材料的厚度对总 阻尼起着重要的作用。在实际应用中，对自由阻尼层通常取d ：d 为2 3 ，即阻尼厚度 d ：是金属板厚度d 。的2 3 倍。厚度太小，收不到应有的阻尼效果