高速列車轉向架艙對轉向架區域流場與氣動噪聲影響

朱劍月, 任利惠, 雷震宇

(1.同濟大學 鐵道與城市軌道交通研究院，上海 201804；2.同濟大學 上海地面交通工具風洞中心，上海 201804)

當高速列車運行速度超過300 km·h-1時，氣動噪聲將占據主導地位[1-2].研究表明，轉向架部位存在著表面結構變化的不連續性，氣流流經時在該部位產生流動分離和較強的流體相互作用，從而形成氣動噪聲[2-3].已有高速列車轉向架部位氣動噪聲研究多采用現場和風洞測試方法.Fremion等[4]對法國高速列車(TGV)轉向架和車輛連接部位的氣動噪聲源特性進行了現場測試，發現轉向架區域噪聲由多種非相干聲源組成，形成機理復雜.Noh等[5]對不同在線運行速度的高速列車采用聲陣列與波束成形技術進行測試，獲得了各主要氣動噪聲源的貢獻量及頻率特性.隨著計算能力的提高，很多研究采用數值方法模擬分析了高速列車整車和各關鍵部位的氣動噪聲特性.杜健等[6]對高速列車受電弓氣動噪聲的計算結果表明,聲輻射具有指向性并存在主頻，并認為受電弓頂部橫梁是誘發氣動噪聲的主要因素.張亞東等[7]建立了細化轉向架結構的列車模型，數值計算了遠場氣動噪聲，并分析了轉向架艙內各主要部件的氣動力性能以及轉向架的速度場與氣動噪聲源特性.Zhu等[8]考慮轉向架艙外的高速列車車輪部分直接受到來流沖擊，分析了單獨輪對氣動噪聲的形成機理及輻射特性.由于高速列車結構復雜，已有研究多采用非結構化網格進行流場計算，然后根據聲比擬方法計算遠場氣動噪聲，探討時域與頻域內氣動噪聲輻射特性及變化規律.聲比擬方法進行氣動噪聲預測時，無法深入理解流體流動發聲機理.為了進一步分析轉向架區域各結構部件間流體相互作用與氣動噪聲產生機理，本文結合渦聲理論和 Ffowcs Williams-Hawkings(FW-H)聲比擬方法,分析高速列車轉向架艙結構對轉向架區域流場與氣動噪聲特性的影響，為研究該區域氣動噪聲控制的有效措施建立理論基礎.

1 氣動噪聲預測

高速列車周圍流動處于低馬赫數區域，幾何體結構表面壓力脈動產生的面偶極子聲源是流動誘發噪聲的主要聲源，可以根據不可壓縮流體進行計算[9].采用開源軟件OpenFOAM求解流體動力學控制方程，空間和時間離散均采用二階精度格式.數值模擬采用基于Spalart-Allmaras湍流模型的延遲分離渦(DDES)模型.對于DDES模型,在固體表面附近的邊界層區域內采用雷諾平均模型求解流場，而在流動分離區域內應用大渦模擬模型進行計算流體力學(CFD)數值計算[10].

根據聲比擬方法，近場流體計算結果將為遠場聲學預測提供聲源數據.假設流場參數為廣義函數，Ffowcs-Williams等[11]得出了廣義波傳播方程,如下所示:

(1)

式中：c0為周圍無擾動時聲在空氣中的傳播速度；p′為遠場聲壓；ρ為空氣密度，ρ0為靜止流場的空氣密度；un和vn為垂直于固體表面的流體和固體表面速度分量；ui為i方向上的流體表面速度分量；δ(f)為Dirac delta函數；xi或xj為笛卡爾坐標系的3個方向；Pij為可壓縮應力張量；nj為對應于單位法向量的分量；Tij為Lighthill湍流應力張量；H(f)為Heaviside函數.Brentner等[12]對方程(1)進行了數值求解.

聲比擬方法無法深入理解流動發聲機理，渦聲理論則揭示了流體自由湍流渦運動誘導噪聲的形成機理[13-14]，對于等熵低速流動，渦聲方程可以表示為

(2)

式中：ω、v分別為渦矢量與速度矢量，(ω×v)為Lamb矢量.方程右端第1項表示聲源來自于渦線在速度場中的拉伸變形，為體偶極子聲源；方程右端第2項為流體動能分布不均勻形成的聲源，通常為體四極子聲源.對于低馬赫數下流動，渦聲方程中由體偶極子和體四極子組成的聲源項在數學上近似于聲比擬方法中Lighthill四極子聲源項.

2 轉向架區域計算模型

高速列車轉向架區域1∶10縮比模型如圖1所示，圖1a為單獨轉向架模型(工況1)，圖1b為轉向架位于轉向架艙內模型(工況2).一般認為轉向架結構位于轉向架艙外部分對轉向架區域流場影響較大[2]，故對轉向架內部結構進行了簡化，忽略兩輪軸間各部件.由于轉向架區域結構模型沿展向對稱，故車體縱向對稱面上流場作用的隨機性影響較小，為緩解對計算資源的要求，采用展向半車模型進行數值模擬[15].計算區域采用全結構化網格劃分，邊界層內第1層網格至幾何體固體表面距離為1×10-5m，并沿著壁面法向量方向以1.1的增長率向外拓展，使得y+(第1層網格質心到壁面的量綱一距離)的最大值不超過1.各計算區域內共生成1.46×107個六面體網格(工況1)和3.65×107個六面體網格(工況2).計算區域的邊界條件設置如下：來流設置為低湍流度均勻流(U∞=30 m·s-1),頂面、底面與兩側面均設為對稱面(相當于剪切為零的滑移壁面),出口設為壓力出口,幾何體固體表面定義為靜態無滑移壁面.數值仿真時，所取時間步長確保Courant-Friedrichs-Lewy數在大部分計算區域內小于1而在整個計算區域內的最大值不超過2.

a 工況1

b 工況2圖1 轉向架區域縮比模型Fig.1 Scaled model of the bogie region

3 瞬態流場分析

為理解轉向架周圍流場特性及其對氣動噪聲的影響，對上述2種工況下計算結果中轉向架物面附近流場的Q準則等值面與渦量場進行分析，普遍認為湍流渦生成集中與發展劇烈部位會成為氣動噪聲源.

單獨轉向架工況流場中物面附近的湍流渦結構如圖2所示.采用Q準則顯示α=25的等值面(α=Q/(U∞/D)2，其中Q為速度梯度張量第二不變量，D為車輪直徑，U∞為來流速度).從圖2a可以發現：流體在前輪對車輪前端邊緣分離后又黏附在車輪外側表面，形成沿車輪前緣呈月牙形狀的分離泡，隨后馬蹄渦在車輪表面上產生并沿下游傳播；同樣，流動在轉向架構架端部產生分離后，不同尺度的湍流渦沿著構架表面向下游傳播，最后均合并入后輪對尾流中.由圖2b可見：流動分離發生在前輪對和構架前緣，前輪對車軸頂部生成了準二維展向渦，隨著渦脫落沿下游發展成為流向渦；在輪對與構架聯結區域，車軸尾流渦與車輪以及構架表面產生的渦相互作用，形成了具有較強湍流度的湍流渦結構，使得轉向架上游輪對尾流由不同尺度與強度的湍流渦組成，這些湍流渦向下游傳播，與轉向架下游幾何體產生流動沖擊作用，導致后輪對車軸尾流內大尺度相干渦結構明顯減少而發展成大量具有不同方向的小尺度渦結構.圖3為幾何體周圍的局部流線圖.從圖3a可以發現，車輪兩側邊緣發生流動分離后，剪切層離開車輪表面，轉捩后的湍流克服逆壓梯度的影響，發生流動再附，在車輪側面形成分離泡.從圖3b 可以看出，流體在車軸頂部與底部分離點下游鄰近區域生成了沿輪軸軸向的準二維展向渦，并逐漸發展成規則旋渦脫落后向下游傳播.

a 側視圖

b 仰視圖圖2 Q準則顯示的轉向架物面附近渦結構(工況1)Fig.2 Iso-surface of instantaneous normalized Q- criterion (case 1)

轉向架位于轉向架艙內的工況中轉向架物面附近的湍流渦結構如圖4所示.采用Q準則顯示α=25的等值面.從圖4a可以發現，由于受轉向架艙前端分離的剪切層流動的影響，前輪對和轉向架艙頂壁之間產生了較強的流體相互作用，形成大量不規則湍流渦并沿著轉向架艙頂壁向下游傳播.由圖4b可見，流體在轉向架艙端部分離后，與轉向架前輪對和構架發生較強的相互作用，形成不同尺度的渦結構，由于該區域來流湍流度較高，與單獨轉向架工況相比，前輪對尾流內大尺度相干渦結構已不出現.轉向架艙上游部位產生的渦向下游傳播，與轉向架后輪對和構架后端進行流動作用后產生尾渦，進而撞擊轉向架艙后壁面，形成較多高湍流度渦結構并向車體下游傳播.

a 前輪對車輪前端

b 前輪對車軸后端圖3 局部流線(工況1)Fig.3 Local streamline (case 1)

a 側視圖

b 仰視圖圖4 Q準則顯示的轉向架物面附近渦結構(工況2)Fig.4 Iso-surface of instantaneous normalized Q- criterion (case 2)

對于工況2，車軸與車輪中截面的渦量場輪廓(ωz)如圖6所示.可以發現，一剪切層在轉向架艙前緣脫落并沿流向傳播，與前輪對車軸上端的分離渦相互作用后，迅速向上彎曲，撞擊在轉向架艙的頂壁上，導致該區域渦結構復雜；另外，由于該剪切層的直接作用，前車軸上流動提前分離，破壞了車軸后規則渦脫落的形成，使得前車軸尾流內均形成了湍流度較高的不規則渦，所發展的渦向下游傳播并與后車軸周圍流體發生相互作用，最終后車軸尾渦與轉向架艙內渦混合在一起，作用在轉向架艙后壁與后緣上，使得該區域流動作用劇烈，渦生成集中.

圖5 車軸截面瞬態渦量場輪廓(工況1)

Fig.5Contourofinstantaneousspanwisevorticityfield(case1)

圖6 車軸截面瞬態渦量場輪廓(工況2)

Fig.6Contourofinstantaneousspanwisevorticityfield(case2)

4 近場四極子聲源特性

渦聲方程(2)右端兩聲源項中密度為常量，為便于數據處理，省略該密度項，由此繪出了2種工況下轉向架水平面中心截面內作為Lamb矢量散度的體偶極子聲源分布(見圖7)和流體動能分布不均勻形成的體四極子聲源分布(見圖8)，其中體偶極子和體四極子聲源強度在云圖顯示時采用了相同數量級，以便于比較2類不同聲源的分布范圍.從圖7和圖8可見:前后車輪前緣、車軸尾流渦脫落以及構架外側流體分離為轉向架周圍主要噪聲源；單獨轉向架結構中(見圖7a和圖8a)，上游車軸流動分離產生的展向交替分離渦形成了較強的氣動聲源，所產生的渦向下游傳播，與后輪對車軸進行流動作用后，在轉向架尾流中產生了氣動噪聲源.當轉向架位于轉向架艙時(見圖7b和圖8b)，與單獨轉向架工況相比，轉向架結構周圍形成的氣動噪聲源產生了一定程度的削弱，但轉向架艙后壁部位由于劇烈的流動沖擊作用，發展成為強氣動噪聲源.為進行聲源強度對比，圖9繪出了2種工況下轉向架前輪對車軸尾流中沿近壁流線方向的噪聲源分布.圖9表明，體偶極子聲源的強度遠大于體四極子聲源的強度.因此，與體四極子聲源相比，體偶極子聲源中由流動能量轉化為聲能的效率較高.另外，對于高速列車轉向架區域，各部件表面流動分離產生較強的流體相互作用，使得靠近幾何體近壁區流場內的渦運動劇烈，所形成的體偶極子聲源發展為近場體四極子聲源的主要組成部分.

a 工況1

b 工況2圖7 轉向架水平面中心截面體偶極子聲源分布

Fig.7Contourofvolumedipolesourcedistributiononwheelsethorizontalmid-plane

a 工況1

b 工況2圖8 轉向架水平面中心截面體四極子聲源分布

Fig.8Contourofvolumequadrpolesourcedistributiononwheelsethorizontalmid-plane

5 遠場氣動噪聲特性

當瞬態流場達到統計意義上穩定后，運用FW-H聲比擬方法，以近場流場數據作為源項對遠場輻射噪聲進行預測，數值仿真結果通過低噪聲風洞進行試驗驗證.采用Welch方法對計算所得的遠場噪聲時間序列進行功率譜密度分析[15]，然后進行總聲壓級的計算，所用頻率分辨率為6 Hz.

a 工況1

b 工況2圖9 轉向架前輪對車軸尾流中沿流線方向四極子聲源分布

Fig.9Quadrpolenoisesourcedistributionalongthestreamlineinthefrontaxlewakeofbogie

5.1 聲學風洞試驗驗證

在英國南安普頓大學聲與振動研究所(ISVR)的低噪聲風洞內進行單獨轉向架模型氣動噪聲數值模擬的試驗驗證[15-16].轉向架模型被固定在噴口側向支承板上(見圖10)，遠場測點位于輪對頂部；來流速度為30 m·s-1，湍流度低于0.3%.由于100 Hz以下頻域內噴口噴流產生較大的背景噪聲而實際轉向架結構產生的氣動噪聲幅值很小，故該頻域內噪聲輻射數據將被忽略.從圖11可以看出，轉向架模型遠場測點氣動噪聲的數值模擬與聲學風洞測試結果吻合得很好.對于主頻所對應的幅值，計算值高于測試值，這是由于數值模擬時采用對稱面的邊界條件，而在試驗中使用支承板固定輪對，削弱了車軸尾流中規則的相干渦旋脫落的產生與其所誘發的氣動噪聲；同時，數值計算所得主頻值(324 Hz)略高于測試值(314 Hz)，誤差約為3%.究其原因，主要是由于轉向架結構沿縱向較長，風洞測試時可能沒有完全處于噴口自由射流的勢流核心區內.

圖10 低噪聲風洞內轉向架測試裝置Fig.10 Experimental setup in anechoic chamber

圖11 遠場氣動噪聲預測的試驗驗證Fig.11 Experimental verification of far-field noise prediction

5.2 轉向架氣動噪聲頻譜分析

對于單獨轉向架和轉向架位于轉向架艙內2種工況，采用流場穩定后繼續運行0.52 s進行物面壓力脈動時間序列信號的采集，以進行遠場噪聲預測.近場噪聲源為轉向架半模型的固體表面，遠場測點位于以轉向架中心為原點的展向平面內.圖12a比較了2種工況下轉向架頂部接收點輻射噪聲的功率譜密度.對于工況2，假設轉向架固面產生的氣動噪聲直接輻射至遠場聲接收點.結果表明，與單獨轉向架相比，位于轉向架艙內轉向架的遠場輻射噪聲級顯著降低，在2 kHz以下頻域范圍內從72.7 dB降至55.2 dB，下降了17.5 dB.這主要是由于當轉向架位于轉向架艙內時，來流速度降低的同時轉向架周圍不再產生大尺度的規則渦脫落.圖12b比較了2種工況下轉向架側向接收點輻射噪聲的功率譜密度.在2 kHz以下頻域內轉向架艙內轉向架的遠場輻射噪聲較單獨轉向架下降了約3 dB.與單獨轉向架相比，轉向架位于轉向架艙內后，不同方向的氣動噪聲級下降幅度不同，顯然受到了結構聲輻射指向性的影響.

a 頂部接收點

b 側向接收點圖12 遠場測點輻射噪聲頻譜比較Fig.12 Comparisons of noise spectra of far-field receivers

5.3 轉向架聲輻射指向性分析

根據展向半轉向架模型所得流場數據，整個轉向架的聲壓級由沿著展向對稱面對稱布置的2個接收點聲壓級(Lp1和Lp2)計算得出.假定兩對稱半轉向架聲源互不相關，則Lp=10log(10Lp1/10+10Lp2/10).進行聲輻射指向性計算時，遠場1 946個聲接收點均勻分布在以轉向架中心為球心、半徑為2.5 m的球面上，每測點根據聲壓時間序列計算出總聲壓級值(低于5 kHz頻域內).對于轉向架艙內轉向架工況，假設氣動噪聲由轉向架表面向遠場輻射，不考慮車體對聲波的反射與遮擋作用，以便于與單獨轉向架工況進行比較.圖13a顯示了單獨轉向架的聲輻射指向性為垂向偶極子形狀，這主要是由于單獨轉向架的輪對車軸表面上較大的壓力脈動產生了交替分離渦，從而形成了較強的面偶極子聲源.圖13b表明,轉向架艙內轉向架的聲輻射指向性為橫向偶極子形狀，噪聲級幅值較單獨轉向架工況下降約12 dB.究其原因，轉向架艙的存在，改變了轉向架周圍的流動特性，抑制了輪對車軸表面規則交替分離渦的形成，削弱了偶極子氣動噪聲源產生的強度.與單獨轉向架相比，轉向架艙改變了轉向架氣動噪聲的聲輻射指向性，同時降低了其噪聲級；轉向架艙后緣壁面由于受到轉向架尾流的流動沖擊作用，會產生較大氣動噪聲.

a 工況1b 工況2

圖13轉向架氣動噪聲聲輻射指向性(中心位于50dB)

Fig.13Noisedirectivityforbogie(startingat50dB)

6 結語

本文根據渦聲理論和聲比擬方法，計算分析了轉向架艙對轉向架結構流動與氣動噪聲性能的影響.結果表明：當轉向架位于轉向架艙內時，流體在轉向架艙前緣端部分離并與轉向架前端結構發生較強的相互作用，與單獨轉向架工況相比，轉向架前輪對尾流內大尺度相干渦結構已不出現；2種工況下，靠近幾何體近壁區流場內，渦運動劇烈，所形成的體偶極子聲源為近場四極子噪聲的主要聲源.對于遠場輻射噪聲，轉向架各部件表面壓力脈動形成的面偶極子聲源成為主要噪聲源；與單獨轉向架結構相比，轉向架艙改變了轉向架周圍流體的流動特性與轉向架氣動噪聲的聲輻射指向性，削弱了轉向架結構表面氣動噪聲產生的強度，而車體轉向架艙后緣區域由于受到流動沖擊作用，成為強氣動噪聲源.對于實尺轉向架，輪軸間布置有牽引與制動系統的相關結構部件，將會影響單純輪軸尾流內規則渦的形成與發展，從而影響氣動噪聲的產生.本文基于簡化比例模型的研究，有助于理解實際運行車輛轉向架艙對于轉向架區域復雜流動流場與氣動噪聲特性的影響，為高速列車轉向架區域結構優化與噪聲控制提供理論依據.