高速列車轉向架部位氣動噪聲數值模擬及降噪研究

黃莎，楊明智，李志偉，徐剛

(中南大學 交通運輸工程學院，軌道交通安全教育部重點實驗室，湖南 長沙，410075)

隨著列車運行速度的提高，鐵路噪聲污染也急劇增加，過大的噪聲將嚴重影響乘客和軌道沿線人們的生理、心理和正常生活，還可能引起周圍有關設備和周邊建筑物的疲勞損壞，縮短使用壽命，因此高速列車的噪聲問題成為高速鐵路發展過程中亟待解決研究的重要課題之一[1-2]。目前，隨著列車運行速度的提高，機械噪聲退居次要地位，氣動噪聲逐漸趨于主導地位。根據鐵路噪聲理論研究和實驗測試，檢定出了高速列車氣動噪聲源的主要產生部位[3-6]。國內外很多學者對高速列車不同位置處的氣動噪聲做了研究，Ikeda等[7-9]介紹了高速列車低氣動噪聲受電弓的設計理論和方法，并提出了改善受電弓氣動噪聲的設計方案；Sassa等[10]通過實驗和數值計算對車門處產生的氣動噪聲進行了研究。而轉向架部位是氣流的噴射和回流區域，由于結構復雜，氣流流經時底部產生嚴重的分離現象,形成漩渦，產生復雜的氣動噪聲，尤其是頭車轉向架部位，而對于高速列車轉向架部位氣動噪聲的研究相對甚少。因此，本文作者基于Lighthill聲學理論，應用LES大渦模擬和FW-H聲學類比模型對高速列車頭車轉向架部位車外氣動噪聲進行數值模擬研究，并提出了降噪改進意見。

1 高速列車氣動噪聲數值分析理論

1.1 氣動噪聲聲學方程

1952年，英國科學家Lighthill根據N-S方程和連續性方程導出了氣動聲學基本方程[11]：

式中：Tij為 Lighthill張量，為黏性應力張量，δij為單位張量；ρ0為未受擾動的流體密度；ρ′為流體密度的波動量，ρ′=ρ-ρ0；p0為未受擾動的流場壓力；p′為流場中壓力的脈動量p′=p-p0；c0為聲速。

FW-H聲學類比方程將聲學方程擴展到考慮運動固體邊界的影響，其方程為[12]：

1.2 湍流模型的選擇

湍流模型中的直接數值模擬對瞬時N-S方程進行計算，可以分辨出氣流的空間結構及變化劇烈的時間特性，但內存空間及計算速度要求極高，目前還不可能用于工程計算；雷諾時間平均模擬將非穩態的控制方程對時間作平均，在所得到的關于時均物理量的控制方程中包含了脈動量乘積的時間均值等未知量，但平均的結果都將脈動運動時空變化的細節抹平，喪失了包含在脈動運動中的全部信息[13-14]；大渦模擬(LES)對尺度大的湍流運動通過N-S方程直接計算，小尺度渦采用亞格子模型進行模擬，是目前計算湍流脈動較理想的方法[15-16]。

經過空間過濾可得到大渦模擬(LES)的控制方程：

式中：ρ為流體密度，t為時間；，分別為過濾后的速度分量；μ為湍流黏性系數；τij為亞格子尺度應力(SGS應力)，，它體現了小尺度渦對運動方程的影響。同時，為了使方程封閉，必須用亞格子尺度(SGS)模型來構造τij的數學表達式。根據Smagorinsky的基本SGS模型，τij可利用SGS的湍流黏度μt進行模化：

式中：是變形速率張量，

亞格子尺度湍流黏度μt公式為：Cs為Smagrinsky常數，根據Van Driest模型來確定。

式中：

2 數值計算模型

在數值模擬計算中，一般采取有限計算區域來代替無限計算域，區域長度方向尺寸的選取則是使計算區域下游邊界盡可能遠離列車尾部，以避免出口截面受到動車組尾流的影響，便于出口邊界條件的給定，計算區域及坐標定義如圖1所示。由于用于計算的高速列車表面形狀不規則，帶有轉向架等復雜結構，使得對其進行結構網格劃分比較困難，因此本文采用非結構化四面體網格，模型最小網格線尺度為 1 mm，網格總數約為450萬。

圖1 計算區域及坐標定義Fig.1 Computational domain and coordinate defination

3 數值計算結果及分析

3.1 高速列車轉向架部位氣動噪聲監測點布置

由于轉向架結構復雜，在保證其主要外形氣動特征不變的情況下，對其模型做相應的簡化。高速列車轉向架位于列車底部，因此氣動噪聲監測點選擇距離地面1.2 m，距離轉向架分別為2 m，4 m，6 m的測點1～6的布置如圖2所示。

圖2 轉向架部位監測點布置Fig.2 Arrangement of monitoring points in bogie section

3.2 高速列車轉向架部位氣動噪聲頻譜分析

選擇頭車無裙板轉向架部位作為噪聲源，對列車以 300 km/h速度運行時轉向架部位氣動噪聲進行數值模擬，得到了各監測點的聲壓頻譜圖。1號，3號和6號測點的聲壓頻譜如圖3所示。在對鐵路噪聲進行測量和評價時，通常采用A聲級，因此對上述模型各監測點在1/3 倍頻程中心頻率處的A聲級進行分析，1號，3號和6號測點的1/3 倍頻程A聲壓級如圖4所示。

從圖3可知：轉向架部位氣動噪聲在很寬的頻帶內存在，無明顯的主頻率，是一寬頻噪聲；轉向架部位各監測點氣動噪聲頻譜在低頻時幅值較大，隨著頻率的升高，幅值下降；各監測點氣動噪聲的頻譜變化規律相似，只是幅值不同。距離軌道中心線越遠，各監測點的聲壓級幅值和聲壓級波動幅度越小；沿列車長度方向，距離噪聲源轉向架越遠，監測點的聲壓級幅值和聲壓級波動幅度越小。

圖3 無裙板轉向架部位監測點聲壓頻譜圖Fig.3 Sound pressure spectra of points in bogie section without apron

從圖4可以看出：當列車以300 km/h速度運行時，轉向架部位氣動噪聲A聲壓級主要集中在315～1 250 Hz頻率范圍內；各監測點的1/3倍頻程頻譜分布規律相似，只是A聲壓級不同；距離軌道中心線越遠的監測點，其A聲壓級幅值較小，且在高頻區域的衰減程度較小；沿列車長度方向，距離噪聲源轉向架越遠的監測點，其A聲壓級幅值越小。

4 高速列車轉向架部位降噪改進模擬

對轉向架進行整流的主要措施通常是設置裙板。裙板一般在轉向架外側適當高度處設置在沿列車兩側下部，外型面與車體豎向和縱向的型面協調一致。

為了降低高速列車轉向架部位氣動噪聲，在轉向架處考慮設置了2種裙板方案，原方案為既有裙板，改進裙板方案適當的增加了裙板面積，如圖5所示。設置裙板后監測點1，3，6的聲壓頻譜和1/3 倍頻程A聲壓級圖分別如圖6和圖7所示。

圖5 轉向架部位裙板方案Fig.5 Apron projects in bogie section

從圖6和圖7可知：設置裙板后轉向架部位各監測點聲壓級級幅值較無裙板時有所減小，運行速度為300 km/h時，平均降幅約為8%。適當增加裙板面積后的改進方案平均降幅約為12%；設置裙板后各監測點的A聲壓級幅值較小，且在低頻區域的減幅較大，高頻區域較小。

通過總聲壓級計算公式可得各監測點的總聲壓級：

其中：p0=2×10-5Pa；Lpi為第i個聲源的聲壓級，i=1～n。

表1所示為轉向架部位不同時各監測點總聲壓級比較。從表1可以看出：設置裙板后轉向架部位各監測點總聲壓級小于無裙板時各監測點總聲壓級；運行速度為300 km/h時，原始裙板方案總聲壓級平均降幅約為1.3 dBA；適當增加裙板面積后各監測點總聲壓級平均降幅達2.08 dBA，降噪效果明顯。

圖6 帶裙板轉向架部位監測點聲壓頻譜圖Fig.6 Sound pressure spectra of points in bogie section with apron

圖7 帶裙板轉向架部位監測點1/3倍頻程頻譜Fig.7 1/3 octave band spectra of points in bogie section with apron

表1 轉向架部位不同方案時監測點總聲壓級比較Table 1 Total acoustic pressure level comparison of different projects in bogie section dBA

5 結論

(1) 轉向架部位氣動噪聲在很寬的頻帶內存在，無明顯的主頻率，是一寬頻噪聲；各監測點氣動噪聲頻譜在低頻時幅值較大，隨著頻率的升高，幅值下降。

(2) 當列車以300 km/h速度運行時，轉向架部位氣動噪聲A聲壓級主要集中在315～1 250 Hz頻率范圍內；距離噪聲源轉向架越遠的監測點，其聲壓級幅值、A聲壓級幅值及總聲壓級均越小。

(3) 設置裙板后轉向架部位各監測點聲壓級幅值較無裙板時有所減小，原始方案裙板聲壓級幅值平均降幅約為8%，總聲壓級平均降幅約為1.3 dBA；適當增加裙板面積后的裙板方案平均降幅約為12%，總聲壓級平均降幅達2.08 dBA，降噪效果明顯。

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