风挡是轨道车辆的重要组成部件，它设置在车厢端部，在车厢与车厢之间起到活动连接作用，是旅客在列车中的通行通道。风挡除了保证旅客通行安全之外，还有纵向伸缩性能，适应车辆间的相对运动；在车辆处于任何相对位置时，风挡均应接触严密，防止风、沙、雨、雪和灰尘等进入车内。因此，风挡在列车连接和运行时起着重要作用。
5.2.4.1 风挡结构形式
国内动车组的运行速度一般都在200～300km/h之间，在这种速度条件下，采用单一结构的风挡已不能满足动车组的要求。列车高速运行时使用的单一结构风挡在车厢之间的间隙所产生的空气阻力明显增大，因此动车组车辆风挡使用了内风挡、外风挡组合结构。下文分别对旅客列车几种主要形式的内风挡、外风挡做概述。
在旅客列车发展的进程中，先后出现了铁风挡、Ⅱ型橡胶风挡、密接式橡胶风挡、气密式折棚风挡等几种主要形式的内风挡。随着动车组速度的提高，对于风挡的要求也逐渐提高。铁风挡与Ⅱ型橡胶风挡很难满足其性能要求，在动车组上主要使用密接式橡胶风挡和气密式折棚风挡两种产品。外风挡主要分为半包式和全包式。
（1）密接式橡胶风挡 我国客车密接式橡胶风挡的研究始于1993年，如图5-21所示。该风挡是在借鉴日本新干线客车风挡技术的基础上，结合我国实际情况设计开发的。
图5-21 密接式橡胶风挡
密接式橡胶风挡主要由风挡座、胶囊、对接框、风挡悬挂装置、内饰板、渡板、手动夹紧装置等组成，如图5-22所示。风挡座是由钢板制造的箱形框架，用螺栓紧固于客车外端墙上（也可焊装于外端墙上）。风挡座主要用来支承和悬挂风挡装置。胶囊是风挡的主体，选用优质橡胶材料制成，具有足够的强度、弹性及良好的阻燃、隔声、隔热和防腐性能。它与风挡座、对接框分别密接，承受连挂车辆间各种相对运动所造成的位移，使风挡相对车内保持密接状态。对接框用铝合金或不锈钢型材制成，一侧与胶囊密接，另一侧与邻车对接框连挂，其上镶有起密封作用的密封条，通过定位销定位，可靠地实现与邻车风挡对接连挂，并保证接触面平整严密。风挡悬挂装置由风挡吊簧和吊簧座组成，可柔软平滑地承受、缓和各种运动件的重力和冲力。内饰板由内顶板和内侧板组成，主要通过合页与风挡座连接。其作用是装饰内面，防止挤伤旅客，同时改善风挡表面的舒适性。渡板由数块板状部件及滑道构成。随着车辆间的相对运动而改变形状，方便乘客在运行的车辆间自由通行。手动夹紧装置置于对接框内部，打开侧部装饰板即可摘挂或锁定。其作用是使连挂后的风挡始终处于弹性的密封状态，具有良好的气密性。密封条是起主要密封作用的部件，置于对接框连挂表面。
图5-22 密接式橡胶风挡结构安装示意图
1—风挡座 2—胶囊 3—风挡悬挂装置 4—对接框 5—内饰板 6—手动夹紧装置 7—密封条 8—渡板
密接式橡胶风挡的优点包括：①提高乘客通过的安全性，避免了挤伤手脚的情况发生。②具有良好的气密性，降噪效果大大提高。③采用合适的内饰板，美观了过道。④圆滑地过渡列车行驶时发生的两车错动。⑤风挡采用特殊橡胶材料制成，耐高温和低温，隔声量在25dB以上。不足之处为制造工艺复杂，车辆之间较难连挂，通过最小半径曲线性能差。
（2）折棚式风挡 折棚式密接风挡分为单层和双层两种结构。单层折棚式密接风挡在20世纪90年代末期才开始使用，它是针对铁风挡和Ⅱ型橡胶风挡存在的问题而设计的、介于铁风挡和橡胶风挡之间的一种棚布型风挡。折棚式风挡密封效果好，但其缓解纵向冲击的能力较差，列车制动时对车钩及连接处的缓冲部件作用力较大。车速在200km/h以下时，折棚式密接风挡可单独使用。随着新技术的迅速发展，一种新型气密式折棚风挡逐步取代了单层折棚风挡，如图5-23所示。该风挡采用了多层隔声壁隔声机理，即声波在不同材料之间反射时消耗的能量远远大于在同样厚度的同种材料之间反射时消耗的能量。该风挡内部具有气密结构，连挂后风挡内部气体被压缩，相邻两风挡结合形成密闭气囊，当车厢发生相对运动时，风挡产生拉压或扭转变形，压缩空气通过小孔从风挡一侧流向另一侧。通过这种形式，该风挡起到密闭和隔声功能，同时也起到车端阻尼装置的作用。图5-24～图5-27为折棚式风挡的各个视图。
图5-23 折棚式密接风挡示意图
图5-24 折棚式密接风挡前视图
1—吊眼 2—褶皱式折棚 3—安装框架 4—尼龙搭扣 5—边角部保护裙
图5-25 折棚式密接风挡剖视图
1—安装框架 2—边角部保护裙 3—活动踏板 4—固定踏板 5—支撑梁 6—磨耗板 7—横梁 8—褶皱式折棚 9—中间框架 10—吊眼
图5-26 折棚式密接风挡踏板（上剖视图）
1—安装框 2—褶皱式折棚 3-外中间框 4—活动踏板 5—固定踏板 6—内中间框 7—边角部保护裙
图5-27 折棚式密接风挡踏板（侧剖视图）
1—磨耗垫 2—活动踏板 3—踏板铰接链 4—长活动踏板 5—活动踏板磨耗垫 6—固定踏板 7—横梁 8—内中心梁 9—Allen螺栓 10—外中心梁 11—支撑梁 12—中心梁磨耗垫 13—外部褶皱式折棚 14—内部褶皱式折棚 15—安装梁架 16—橡胶垫 17—螺母、平垫圈和弹簧垫圈 18—内部折棚安装螺栓 19—车厢车端梁架 20—螺母、平垫圈和弹簧垫圈 21—Allen螺栓和螺母 22—螺栓和螺母
（3）半包式裙板型橡胶外风挡 半包式裙板型橡胶外风挡是将脱硫化的橡胶裙板安装在车体两侧以缩小车体之间的间隙，达到降低列车运行时所产生的空气阻力。这种结构的裙板风挡在欧洲国家的动车组上使用较多，国内在CRH型列车上采用了这种结构，如图5-28所示。该型风挡在车体之间仍存在一定间隙，在速度为250km/h以上的列车上使用会受到一定限制。
（4）半包式U形橡胶外风挡 在客车车厢两侧增加U形橡胶外风挡将车间连接起来，使车体间呈现平滑过渡，以减少空气阻力、降低噪声。该外风挡结构在我国CRH2、CRH3型动车组上已大量使用，并获得了良好降噪减阻效果，如图5-29所示。
图5-28 半包式裙板型橡胶外风挡
（5）动车组全包式外风挡 当动车组行驶速度超过350km/h时，车体之间的间隙形成的空气阻力不仅影响列车运行速度，而且还会产生刺耳的“哨声”，传入车内会影响旅客乘坐舒适性。此种情况下需要使用全包式动车组外风挡，如图5-30所示。
5.2.4.2 风挡的性能要求
随着我国高速铁路的不断发展和列车速度的不断提高，许多在低速时被合理忽略的空气动力学问题严重暴露出来，列车空气阻力、气动噪声及影响车内旅客乘坐舒适性等问题尤为突出。动车组对风挡提出了新的要求，主要有以下几个方面。
1）较小的空气阻力。动车组的运行阻力F与车体速度的平方成正比，减少空气阻力对节约牵引功率具有重要意义。运行速度的提高导致气动阻力及其所需能耗急剧增长，因此，风挡与车体连接处应尽量做到光滑平整，以减少列车运行时的空气阻力。
2）良好的气密性。风挡应具有尽可能小的空气阻力，这是由于动车组在隧道中的活塞效应，特别是在隧道中列车高速交会时所产生的压力波会给旅客造成严重的不适感。为了保证车内旅客的舒适性，动车组的风挡必须具有良好的气密性。
图5-29 半包式U形橡胶外风挡
图5-30 全包式外风挡
3）足够的强度。为了适应动车组车内外压力波的急剧变化，除了要保证风挡的气密性以外，还要满足气动载荷下风挡的强度要求。欧洲铁路规定的气动载荷为3900～5500Pa，日本铁路规定为7500Pa。
4）较好的隔声性能。较好的隔声性能也是保证动车组车内旅客乘坐舒适性的重要指标，因此各国铁路对动车组风挡内的噪声也有严格的规定。例如德国铁路规定风挡的隔声应尽量在50dB以上，至少不低于40dB；当列车以250km/h速度通过隧道时，风挡内的噪声不得超过75dB（A）。
5）良好的阻尼特性。为了改善列车运行时的振动状况，各国的动车组都采取措施来减少运行中的摇头、侧滚等振动。除了在车辆之间设置专门的减振装置以外，还要对原有风挡的阻尼特性进行改进，使之能够衰减车辆之间的相对振动。例如德国ICE动车组没有采用专门的车端阻尼装置，约束相邻两车厢的相对振动，而完全依靠风挡结构的阻尼特性。
6）满足火灾、分解等其他要求。为了防止火灾，动车组风挡所选用的非金属材料的阻燃性能要好；在紧急情况下，动车组的风挡还应能快速自动分解。
5.2.4.3 车间连接处的气动噪声问题
空腔流动一直是国际上的研究热点和难点。当满足一定条件时，高速气流流经空腔将可能出现腔内流动自激振荡，诱发强烈噪声，将使腔内储藏物和空腔自身承受很大的非定常载荷。已有研究结果表明腔内噪声声压级可达170dB，易引起腔内装置设备及电子控制器件的振动和结构疲劳、甚至破坏。在理论上，空腔流动涉及流动稳定性、自由剪切层内的膨胀波或压缩波相互干扰，以及声与流动的相互作用等流动基本问题。在动车组上，车间连接处的空隙、类似于法国TGV列车在列车顶端放置受电弓的腔体等都会产生典型的空腔自激发噪声。本节从空腔自激振荡的角度，研究车间连接处的噪声机理，从声源处降低风挡的噪声。车间连接处的空腔结构如图5-31所示。
图5-31 车间连接处的空腔结构
（1）空腔自激振荡噪声 针对不同马赫数和空腔长深比对空腔流动的影响做数值模拟分析（DNS），结果表明随着马赫数变大或长深比变大，空腔由开式空腔流动变为过渡式空腔流动，再变为闭式空腔流动。并且马赫数0.4、长深比5时为开式空腔流动，判断车间连接处（长深比约为2，马赫数Ma不大于0.24）为开式空腔流动。开式空腔流场结构如图5-32所示。
关于空腔自激振荡发声的机理，研究者们有不同的解释，然而，目前还没有彻底全面的公认解释，需要进一步分析。Rossiter和Heller等人提出的针对开式空腔（长深比小于10）剪切层激发空腔自激振荡诱导空腔噪声的结论得到了广泛关注。
空腔暴露于空气中时，由于高速气流流入空腔中，在腔口形成一定周期的脉动剪切层，而这种剪切层具有不稳定性且上下摆动，致使在空腔中形成大尺度涡结构，剪切层与空腔后壁的撞击作用，在空腔后部形成压力扰动和噪声，这种扰动会通过涡传播到空腔前缘，干扰剪切层，进而促进大尺度涡的脱离。当达到一定的相位条件时，即扰动波频率与剪切层脉动频率相近时，会造成空腔的自激振荡反馈循环，形成高强度噪声环境。
图5-32 开式空腔流场结构
图5-33所示为一个周期内不同时刻的涡量等值线图（二维空腔模型长深比为2，来流Ma为0.64，雷诺数Re为1.16×105），在四分之一周期，腔前缘的剪切层内和腔后壁的下游各形成了一个涡（图5-33a），在二分之一周期剪切层内的涡脱落，经过空腔中部后继续向下游发展（图5-33b），直到腔后壁处流向空腔下游（图5-33c），在一个周期结束时在腔前缘的剪切层内又形成了新的涡（图5-33d）。可见，来流剪切层在腔前缘处分离，在空腔上方形成了具有一定脱落频率的涡，并与空腔流场结构相互作用，产生了复杂的非定常特性。
（2）空腔流动控制技术
1）空腔流动控制技术控制机理。空腔流场状态和流激振荡机理的研究的最终目的都是找到能够控制空腔流场和噪声产生的方法。
流动控制技术的作用方式就是对空腔前缘的不稳定剪切层进行干扰，这也是目前较为普遍的流动控制方法，如图5-34a所示。其主要控制过程就是对空腔前缘不稳定剪切层施加某种扰动，改变附面层内部湍流相干结构或者使剪切层跨过整个空腔，减弱甚至彻底消除剪切层与空腔后壁撞击形成的噪声，从而有效降低噪点，达到对空腔流动控制效果，如图5-34b所示。
2）流动控制技术的分类。为了更好地研究流动控制技术，采用分类研究的方法对其进行研究，由于所参照的依据不同，有很多种分类方法。目前较为通用的是按照能量消耗和控制环路的形式对流动控制进行分类，分为被动控制和主动控制，这两种的不同之处在于是否有外界动力介入进行控制。当前较为普遍的被动流动控制技术为前缘扰流激励技术和高频纯音激励技术，而主动流动控制技术则有PRTB激励技术、脉冲微射流激励技术、合成射流控制技术和定常微射流激励技术等，其主要控制力来源于供给高压气流或者电力。主动流动控制技术又可以按照控制环路的形式不同分为预设式控制和交互反馈式控制。如图5-35所示是一种流动控制技术的分类方法。
图5-33 空腔瞬时涡量等值线图
3）被动流动控制技术。被动流动控制技术是当今发展较为成熟的技术，所谓被动就是不釆用外力介入的方式对不稳定剪切层进行干扰，因此虽其结构大多非常简单，但是对不稳定剪切层的扰动效果良好，对整个空腔的流场状态控制也非常好，尤其是在降低噪声的方面尤为突出。尽管其对空腔流动控制只有在某种特定状态的流场才会产生良好的效果，但这并不影响被动流动控制技术的研究和应用。目前现代高速交通工具大都采用被动流动控制技术，主要原因是被动流动控制装置结构简单、整体质量较轻和控制效果较为明显，在亚声速条件下的控制效果能达到最佳。因此，针对被动流动控制技术这种目前主流的控制技术的研究显得非常重要，前缘扰流激励技术是应用较为广泛的被动流动控制技术。
图5-34 空腔流动控制
图5-35 流动控制技术分类
前缘扰流激励技术是最早被研制并在飞行器上得到应用的流动控制技术，由于其结构简单、控制效果良好等特点，至今仍应用于现代飞行器（如美国先进战机F-22）。由此可见不管是从科研还是从工程应用的角度来看，前缘扰流激励技术仍具有较高的研究价值。
前缘扰流激励技术的流动控制主要是通过在空腔前缘加设前缘扰流激励器，来使空腔的前缘平板上来流的边界层厚度加厚，从而影响不稳定剪切层，使其跨过空腔或者改变与空腔后壁的撞击位置，降低腔内的反馈波振幅，从而抑制腔内循环反馈，达到对空腔流场的控制作用，减弱空腔的流激振荡，抑制噪声的产生。图5-36所示为前缘扰流激励技术效果图。
图5-36 前缘扰流激励技术效果图
根据前缘扰流激励技术的控制机理，设计出前缘扰流激励器，其关键控制部位为扰流板的结构，需要保证扰流板的形状精度和尺寸精度，而且前缘扰流激励器的前平面是附面层形成的关键部位，因此需要扰流板与前缘平板紧密贴合，不能出现缝隙干扰附面层结构。
5.2.4.4 风挡位置气动噪声分析
（1）仿真分析车间连接处圆角处理和不同形式外风挡对气动噪声的影响 建立动车组车间连接处（图5-37a）简化的气动噪声分析模型，基于声类比理论，利用FLUENT软件分析车间连接处形状及外风挡形式对气动噪声影响，分析车外气动噪声分布规律。利用列车结构的局部对称性，为缩短计算时间，建立车间连接部位二维模型，如图5-37b所示。模型Ⅰ为矩形空腔结构，腔高H=0.35m，长L=0.8m。模型Ⅱ和模型Ⅲ为改进的车间连接。其中模型Ⅱ为对车间连接处上部前、后缘进行圆角光顺，模型Ⅲ为对车间连接上、下同时进行圆角光顺，圆角半径均为0.1m。
采用LES大涡模型模拟速度300km/h条件下的流场，测点布置如图5-38所示。仿真结果表明车间连接部位下游车身外部区域气动噪声值较大，且气动噪声呈前后“两瓣”状分布。对比模型Ⅰ、模型Ⅱ，车间连接上端圆角光顺后其下游气动噪声大大减弱。以距车身2m测点为例（图5-39a），气动噪声值在车间连接下游下降约4dB（A）；对比模型Ⅱ、模型Ⅲ，在车间连接上端圆角光顺基础上继续对下端进行圆角光顺，气动噪声减弱效果不明显。
图5-37 车间连接处示意图
图5-38 车外气动噪声测点分布
图5-39 车外气动噪声分布(www.xing528.com)
选用三种形式的风挡，如图5-40所示。其中模型Ⅳ为平板型风挡，模型Ⅴ为过渡型风挡，模型Ⅵ为在模型Ⅳ基础上对前后挡板进行圆角处理，同样条件下进行数值模拟仿真。无风挡（模型Ⅰ）、三种风挡（模型Ⅳ、模型Ⅴ、模型Ⅵ）车外2m处气动噪声分布如图5-41所示。仿真结果表明安装风挡后模型Ⅳ、模型Ⅴ的车外噪声指向性发生变化，上游气动噪声较弱，中下游气动噪声较强。车外测点气动噪声幅值减小，即风挡对车外气动噪声降噪效果较好，且上游气动噪声降低幅度更大。
图5-40 车间连接加装风挡结构示意图（单位：cm）
图5-41 车间连接三种形式风挡的车外2m测点气动噪声分布
监测点1、2的声压级见表5-7。数值结果表明，对车间连接处端部进行圆角光顺能减小气动噪声值，圆角半径越大减噪效果越明显；在车间连接部位安装风挡能减小车外及车间连接内部空腔的气动噪声，风挡开口处的气动噪声值有所增加。对风挡板进行圆角光顺可进一步减弱气动噪声。
表5-7 测点1、2的噪声声压级
（2）仿真分析优化车间连接处直角对气动噪声的影响 采用二维LES法和Lighthill-Curle声学模拟理论计算纵向对称面的气动噪声，并提出减少车辆连接处气动噪声的结构优化方案。
图5-42和图5-43所示为车辆连接区结构改进前后气动噪声的计算模型。结构改进前，车辆连接区是一个矩形凹槽，连接处的拐角为直角；结构改进后，车辆连接区是一个开口向左右发散的凹槽，采用平滑的Nurbs曲线过渡。这两个模型均选取车辆连接区为发声面，凹槽后方3点为噪声监测点。计算条件：速度为200km/h，参考声压为2×10-5Pa。
图5-42 车辆连接区结构改进前气动噪声计算模型
图5-43 车辆连接区结构改进后气动噪声计算模型
图5-44所示为车辆连接区结构改进前后A、B、C点气动噪声的声压频谱。从图中可以看出结构改进后，声压波动幅度减小，说明改进后的结构对气流扰动减少，气流的流动分离得到了较显著的改善。结构改进后，A、B、C点最大声压值的降幅分别为2.1dB、1.9dB、1.5dB，说明改进后的结构有效降低了声压。
图5-44 结构改进前后连接区A、B、C点的气动噪声频谱
（3）仿真分析外风挡开口间隙对气动噪声的影响 基于二维模型分析车间连接处安装的风挡开口间隙对该部位气动噪声的影响，在其他条件不变的情况下，仅改变风挡开口间隙的大小，分析比较其气动噪声的差异。基础模型开口间隙大小为0.3m，在此基础上开口间隙分别增加0.5m的1/8、1/6，1/4，1/3，分析外风挡开口间隙从0.3m到0.4663m的5种模型气动噪声差异。图5-45为边界条件示意图，图5-46为五种模型示意图，图5-47为监测点布置图。
分析仿真结果得到的数据见表5-8。数据表明在开口间隙变大的过程中，气动噪声的大小经历了变大再变小的过程，其峰值频率也随着开口间隙的变化而变化。外风挡开口间隙为0.3m时的气动噪声最小，开口间隙为0.3628m（Model2）时，气动噪声最大，两个模型不同位置的噪声总值相差6～9dB（A）。
图5-45 模型边界条件
图5-46 五种不同开口间隙风挡模型
图5-47 监测点位置
表5-8 频率和声功率级
（4）仿真分析车间连接部位尺寸以及外风挡形式对气动噪声的影响 采用大涡模拟与声类比相结合的方法，对动车组车辆连接处不同尺寸参数时的气动噪声进行了三维模型数值模拟，计算模型如图5-48所示，并提出降噪改进方案。
为了得到车辆连接部位尺寸对气动噪声的影响规律，针对车辆连接部位的以下四种尺寸进行气动噪声数值模拟分析：①H=330mm，L=500mm。②H=330mm，L=800mm。③H=400mm，L=500mm。④H=400mm，L=800mm。其中H表示车辆连接部位的高度，L表示车辆连接部位的长度，如图5-49所示。监测点布置情况如图5-50所示。
列车分别以200km/h和300km/h速度运行时，对动车组车辆连接部位进行不同尺寸参数下的气动噪声数值计算模拟，得到各监测点总声压级数据，详见表5-9。
图5-48 动车组计算模型
图5-49 高速动车组车辆连接部位尺寸
图5-50 车辆连接部位监测点布置图
表5-9 车辆连接部位不同尺寸参数时各监测点总声压级
（续）
通过对车辆连接部位各监测点总声压级的比较可以看出，当高度H不变时，各监测点总声压级随着L长度的增加而增大。运行速度为200km/h，当H=330mm，L=800mm时监测点总声压级与L=500mm时相比平均增幅为0.90dB（A）；当H=400mm，L=800mm时监测点总声压级与L=500mm时相比平均增幅为0.96dB（A）；运行速度为300km/h，当H=330mm，L=800mm时监测点总声压级与L=500mm时相比平均增幅为1.13dB（A）；当H=400mm，L=800mm时监测点总声压级与L=500mm时相比平均增幅为1.19dB（A）。
当长度L不变时，各监测点总声压级随着H高度的增加而增大。运行速度为200km/h，当L=500mm，H=400mm时监测点总声压级与L=330mm时相比平均增幅为0.81dB（A）；当L=800mm，H=400mm时监测点总声压级与L=330mm时相比平均增幅为0.87dB（A）；运行速度为300km/h，当L=500mm，H=400mm时监测点总声压级与L=330mm时相比平均增幅为0.86dB（A）；当L=800mm，H=400mm时监测点总声压级与L=330mm时相比平均增幅为0.94dB（A）。
随着速度的提高，车辆连接部位不同尺寸参数下各监测点的总声压级有所增加；靠近车辆连接部位的监测点总声压级增长幅度较大。
对H=330mm，L=500mm车辆连接部位设置两种风挡方案时的气动噪声进行了数值模拟，原风挡方案为CRH2型动车组既有风挡，改进风挡方案为全风挡，如图5-51所示，计算条件为速度300km/h。
图5-51 车辆连接部位风挡方案
比较不同方案监测点总声压级时发现，设置风挡后车辆连接部位各监测点总声压级小于无风挡时各监测点总声压级，平均降幅约为2.36dB（A）；改进方案各监测点总声压级也小于无风挡时各监测点总声压级，平均降幅约为4.27dB（A），降噪效果较明显，如图5-52所示。
（5）风洞实验分析外风挡间隙对气动噪声的影响 通过风洞试验研究外风挡间隙的大小对车间连接处气动噪声的影响。考虑到实际实验时在风速高于180km/h时可能存在的试验设备异常剧烈振动的情况，实验条件设计为风速180km/h，外风挡的间隙在0～30cm之间，风洞模型如图5-53所示。
图5-54为试验中利用传声器测量的在不同外风挡间隙条件下的车间连接处下游的气动噪声的声压级频谱图。试验的结果表明，随着风挡间隙的增加，所测量到的声压级也随之变大。尤其是在外风挡间隙为30cm时，车间连接处的空腔发生了剧烈的振动。同时外风挡的间隙对气动噪声的频谱也有很大的影响，特别是在低频段，随着间隙的减小，在低频段的部分峰值也逐渐消失。试验采用0.8m×0.8m×1.6m的空腔，空腔的一阶纯音模态频率为213Hz，Helmholtz共振频率约为42Hz，可以用回流反馈的现象解释低频段的频谱峰值。
图5-52 车辆连接部位不同方案监测点总声压级比较
图5-53 风洞测试模型
图5-54 不同模型监测点噪声频谱图
（6）风洞试验车间连接处空腔内安装三角形声学泡沫的降噪效果 以裙板型橡胶外风挡为基础，对空腔进行声学处理。在车间连接处空腔内布满三角形声学泡沫作为既有模型的改进模型，声学泡沫的最大高度为0.15m。利用风洞试验测量改进前后的声压级，结果如图5-55所示。
图5-55 空腔内、外声压级改进前后比较
经过声学处理之后，空腔内部的噪声声压级在全频带有4.2dB的降低，如图5-55a所示；空腔外部噪声虽然也有降低，但是不如空腔内部明显，如图5-55b所示。
5.2.4.5 气密式折棚风挡降噪设计
参考动车组车内噪声及振动测试的相关分析结果可知，新材料如航空用的“三明治”蜂窝材料采用了新结构的设计，对车内的声环境较普通客车有了很大的改善。只是在车门和风挡处噪声值会超标，其余各测点噪声值基本符合国外对动车组车内噪声值的设计标准。对于车辆连接装置——风挡处的噪声来说，主要噪声来源为车辆底部的噪声，包括转向架处的轮轨噪声、牵引电机的噪声、车钩连接装置的撞击声、随着车速的提高而加大的空气动力学噪声等。因此，一方面要设计低噪声的机械零件、机械设备及装置，以降低在车辆高速运行时所产生的机械噪声，另一方面就要在噪声的传播途径中采取一些有效的控制措施，如吸声、隔声、消声、隔振和阻尼，使传播途径中的噪声得到衰减，以降低受声点的噪声。
（1）材料的选用 折棚风挡由棚布缝制而成，对于提速客车，要求棚布采用可燃性低、隔声性能较佳的材料制成，并能承受高速运动中所带来的横向拉力。因此，在棚布的选择上，要选择综合性能相对较好的材质，另外，建议在折棚风挡内喷涂植物纤维素材料。因为植物纤维素材料以天然植物纤维素为原料，经过阻燃、防虫等化学处理制作而成，是取代玻璃棉、岩棉等有害吸声材料而开发的新产品。它具有超强的吸声降噪效果，吸声系数见表5-10。该材料具有难燃性、隔热性，对人体无害，防虫；吸湿量低于7%，有较好的弹性和抗压性。在正常负压减除后能迅速恢复其正常厚度，无腐蚀性，质量轻。特别是经高压喷出后紧附在物质表面永不脱落。植物纤维素对中低高频段的吸声系数都比较高，满足于风挡处噪声的频率范围。基于这样的特点，在棚布的内表面喷涂植物纤维素材料3～5mm，可以提高棚布的隔声性能。
表5-10 植物纤维素吸声系数
在隔声量方面，双包折棚风挡较单层折棚风挡有了很大的提高。在测试中得出风挡处噪声主要以中、低频噪声为主，随着速度的提高，空气动力学噪声、轮轨噪声等噪声值也在成阶次地提高。改进为采用如图5-56所示的结构，据综合指标分析，此种结构的中、低频隔声性能较好，可大大提高风挡的隔声性能，以降低风挡处的噪声。
图5-56 改进后气密式折棚风挡示意图
（2）结构的改进 由车体底部传入车内的噪声是折棚风挡处的主要噪声之一，为了降低此处噪声，可以对车体底部的机械噪声进行控制。主要措施是根据发声机理采取低噪声结构，降低车辆在运行时转向架、齿轮箱、轮轨等之间的撞击和不平衡激振所产生的噪声，改善风挡渡板下部车钩连接装置的性能，减少车辆在加速、减速等不同工况下所产生的冲击噪声，隔绝（或衰减）在传播途中所辐射的噪声，还要对风挡处渡板位置改进结构，做好吸声、隔声处理，减少传入室内的噪声。
折棚风挡装置踏板处如图5-57和图5-58所示，将车钩连接装置包裹于整个风挡内，减少了车体下部车钩连接装置处的空气阻力。整个渡板装置没有做任何的吸声处理，表面吸声系数小，声反射较大，易形成混响，增加噪声值，因此，要在渡板下部两筋板之间利用高压喷涂10～15mm厚的植物纤维素，吸收部分由车体下部传入风挡处的噪声。此外，渡板是保证两车之间工作人员与旅客安全通过的必要装置，但是渡板的安装与折棚之间存在空隙，且护脚布没有固定，因此缝隙传入风挡处的噪声是不容忽视的，这也是造成风挡处噪声值偏高的主要原因。解决方法是在渡板两侧加装一个斜插入护脚布内的结构——隔板，以改善此处的问题，如图5-59所示。
图5-57 改进前折棚风挡渡板处简图
该结构消除了渡板与折棚之间的空隙，阻隔了从车体下方经空隙传入风挡内的噪声，同时也避免了垃圾和灰尘经渡板与折棚之间的空隙掉入风挡内，并且对护脚布也起到了很好的固定作用。在隔板的下部喷涂10～15mm厚的植物纤维素材料，在隔声的同时，也起到吸声降噪的作用。为了防止列车在线路上运行过程中，该结构伸入护脚布内的角边部分摩擦到折棚，而对折棚造成磨损，因此，在该处扣一个与之等长的橡胶扣条，以保证整个渡板不论在何种运行工况下，既能保证旅客安全通过，又能起到隔声、吸声的作用，同时不会对风挡的棚布造成损害。
整个折棚风挡做了改进之后，根据对比分析，预计能降低此处噪声2～4dB（A）。
图5-58 现车（改进前）折棚风挡渡板处示意图
图5-59 改进后折棚风挡渡板处简图
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