Page 194 - 《应用声学）》2023年第5期

1086 2023 年 9 月

f 0 为中心频率。模型的湍流声能量以湍流边界层 10 -3 Яڡ౜૝ү@വی
(Turbulent boundary layer, TBL) 的形式施加在车 ܱڡ౜૝ү@വی
Яڡ౜૝ү@฾ត
体表面(如图4所示)。 10 -4 ܱڡ౜૝ү@฾ត
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 ૝үᤴए/(mSs -1 ) 10 -5
同决定，当能量平衡时，输入能量等于损耗能量 [4] 。
p 2 10 -6
此时 P in = ηω V ，其中 η 为总损耗因子，p 为声
ρ 0 c 2
压，ρ 0 为空气密度，c 为声速，V 为商务舱声腔的体
10 -7
积。因此确定了输入能量和损耗能量即可求得声压 10 1 10 2 10 3 10 4
ᮠဋ/Hz
响应 p。一般采用平均吸声系数来模拟声腔的声损
图 8 球声源激励下内外地板试验与模型的振动响
耗，平均吸声系数可由混响时间测试法得到 [5] 。平 应对比
均吸声系数测试试验如图7所示。 Fig. 8 Vibration response of inner floor and out-

floor due to spherical sound source

76

68
60
ܦԍጟ/dBA 52

44
36
฾ត_75.1 dBA
28 വی_72.5 dBA
20
10 1 10 2 10 3 10 4
图 7 商务舱混响时间的测试 ᮠဋ/Hz
(a) ᢼЯ٪ܦᮕ฾ϙ֗តᰎϙࠫඋ
Fig. 7 Reverberation time test
10 -5
为了保证模型的准确性，在车下采用球声源进
10 -6
行激励，图 8 显示了激励作用下内外地板振动速度
10 -7
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。 ᣥКᑟ᧚/W 10 -8
实际模型的噪声源包含了轮轨结构激励、轮轨 10 -9
噪声、车体表面的空气湍流声。其中转向架传递至 10 -10
10 -11 ঴ᑟ᧚
车体结构激励可以通过阻抗和连接点的振动速度 Яڡ౜૝ү͜᤬
ᤰ᣿᫃෺᭛͜᤬
来确定 [6] ，外部声腔连接至半无限自由场来模拟噪 10 -12 Яڡ౜᠏᧚଍҄ӝ͜᤬
10 -13
声向远场的传播。对模型进行分析，车内的噪声响 10 1 10 2 10 3 10 4
ᮠဋ/Hz
应及贡献路径如图9所示。
(b) ᢼЯ٪ܦ᠈࿹᡹य़
模型与试验测试的噪声走势基本一致，误差在
图 9 SEA 模型的舱内噪声响应与试验对比及商务
±3 dB 以内，模型显示车内噪声的主要来源为内装
舱内噪声贡献
地板的振动辐射。继续对内装地板进行分析，分析
Fig. 9 Comparision of noise response between
结果如图10所示，内装地板的噪声主要来源于外地 SEA model and test and the energy contribution
板与内装地板之间的连接。 paths to cabin