高速動車組氣動噪聲試驗與仿真分析?

賈尚帥 張文敏 韓鐵禮 彭 壘

(中車唐山機車車輛有限公司技術研究中心 唐山 063035)

0 引言

高速動車組噪聲主要由牽引系統噪聲、輪軌噪聲及氣動噪聲組成，當動車組運行速度低于35 km/h 時，牽引噪聲起主導作用；動車組運行速度大于35 km/h 而小于250 km/h 時，輪軌噪聲起主導作用；動車組運行速度超過250 km/h 時，氣動噪聲起主導作用[1?3]。隨著高鐵行業的迅猛發展，我國大部分線路的高速動車組運行速度已經超過300 km/h，部分線路達到350 km/h。高速動車組氣動噪聲不僅引起車內噪聲污染降低乘客舒適性，而且嚴重影響沿線居民的正常生活。因此通常將低氣動噪聲設計作為高速動車組開發的關鍵技術和重要內容之一，非常有必要對高速動車組氣動噪聲特性進行研究并加以改善。

國內外學者對高速動車組氣動噪聲特性展開了初步研究。Nagakura[4]基于新干線列車1 :5 縮比模型風洞試驗，得到了200 km/h 風速下新干線列車模型氣動噪聲源的分布情況和車頭區域遠場氣動噪聲。孫振旭等[5]采用非線性聲學求解方法(Nonlinear acoustic solver,NLAS)對近場氣動噪聲進行研究，得到了CRH3 型高速列車不同部位的氣動噪聲貢獻量。張軍等[6]基于穩態流場結果，使用寬頻帶噪聲源模型計算得到CRH3 型高速列車車身表面氣動噪聲源，并得到車體表面聲功率級分布情況。劉加利等[7]結合大渦模擬(Large eddy stimulation,LES)和統計能量分析方法(Statistical energy analysis,SEA)，計算得到了高速動車組車內氣動噪聲分布特性。高陽等[8]基于某高速動車組1 :8 縮比模型風洞試驗，測試分析得到250 km/h風速下轉向架和受電弓噪聲是高速動車組模型的最主要氣動噪聲源。在此基礎上，采用LES 獲得車身湍流脈動壓力，基于FW-H 方程和聲擾動方程(Acoustic perturbation equation,APE)分別獲得遠場噪聲和近場噪聲，建立了一整套頭型氣動噪聲預測方法，并基于250 km/h 運行速度進行了風洞試驗驗證[9]。張亞東等[10]結合數值仿真和風洞試驗，以受電弓為主要氣動噪聲源進行降噪研究，得到了低噪聲的受電弓結構。李輝等[11]基于數值仿真方法，分析了高速動車組轉向架氣動噪聲特性及噪聲產生機理。

風洞試驗是研究遠場氣動噪聲較有效的方法，具有精度高、影響小等優勢。根據可公開查閱的出版資料可以看出，目前國內外高速動車組氣動噪聲風洞試驗的最高速度為250 km/h，對于時速300 km/h 及更高運行速度的動車組氣動噪聲特性分析，缺乏有效的風洞試驗測試數據支撐。本文研究基于綿陽中國空氣動力研究與發展中心低速空氣動力研究所的聲學風洞平臺，首次將高速動車組氣動噪聲風洞試驗的試驗速度提升到300 km/h 以上，并重點分析了300 km/h運行速度下受電弓及轉向架對遠場氣動噪聲的貢獻和頻率特性。數值仿真是研究近場氣動噪聲的有效方法，可以避免測試設備及支撐設備對模型氣動流場的干擾。APE具有無需求解密度方程、計算成本相對較少的優點，因此特別適合高速動車組等復雜氣動噪聲計算的問題。本文基于APE，以表面湍流脈動壓力級、表面聲壓級和聲功率級為評價指標，分析高速動車組車頭近場氣動噪聲特性。

1 氣動噪聲風洞試驗

1.1 風洞設備及模型

風洞試驗在綿陽中國空氣動力研究與發展中心低速空氣動力研究所的5.5 m×4 m 聲學風洞四分之三開口試驗段進行，最大風速100 m/s，試驗段外包圍著全消聲室。在風速80 m/s 時，背景噪聲為75.6 dB(A)。試驗段采用下置式地板模擬地面，地板與前緣噴口無縫連接，在其上安裝路基、軌道和模型。模型為某高速動車組3車編組1:8縮比模型，如圖1所示。

圖1 高速動車組模型及測點位置Fig.1 High-speed train model and locations of microphones

1.2 測點位置與試驗工況

在模型側面布置10支遠場傳聲器，測量試驗模型的遠場氣動噪聲輻射特性。傳聲器排成一排，距離車體中心線7.5 m 遠，距離地板1.2 m 高，軸向間距0.8 m，上游第一支傳聲器與車頭鼻尖平齊，對測點依次編號為1–10，測點示意圖如圖2所示。

圖2 試驗遠場測點Fig.2 Far field test points

在風速300 km/h時，對動車組進行3 種車輛狀態的受電弓部件影響試驗，分別為整車升弓狀態、整車降弓狀態和整車無弓狀態，根據測試結果分析受電弓對遠場氣動噪聲的貢獻和頻率特性。與此同時，在風速300 km/h 時，對動車組進行兩種車輛狀態的轉向架部件影響試驗，分別為光車體狀態和光車體+轉向架狀態，其中光車體狀態對轉向架艙進行封堵，根據結果分析轉向架對遠場氣動噪聲的貢獻和頻率特性。在整車升弓狀態下，在160 km/h、180 km/h、200 km/h、300 km/h 和330 km/h 的風速下進行試驗，分析整車遠場氣動噪聲的速度特性與頻率特性。

1.3 試驗結果分析

根據能量疊加原理，采用A 加權聲壓級的平均值Lpm評價整車氣動噪聲，即

式(1)中，Lpi(i= 1,2,3,···,m)為第i個噪聲評估點測得的A 加權聲壓級，m為噪聲評估點總數，本試驗中，m=10。

圖3給出了風速300 km/h 時受電弓不同狀態遠場氣動噪聲頻譜曲線，由試驗結果可知受電弓引起的氣動噪聲主要集中在大于1800 Hz 的中高頻范圍內，在受電弓升弓狀態下，部分頻段存在噪聲峰值；受電弓氣動噪聲呈現出明顯的諧頻特性，噪聲峰值基頻為2075 Hz，噪聲達到67.1 dB(A)，二階和三階諧頻峰值頻率為4175 Hz 和6225 Hz，分別為基頻的2 倍和3 倍，該諧頻特性由受電弓組成部件中的圓柱桿件產生；此外圖3所示的升弓狀態存在2800 Hz 的噪聲峰值，該峰值由受電弓組成部件中的方形桿件產生，未呈現諧頻特性；在受電弓降弓狀態，頻段的峰值消失，高頻噪聲能量也略有降低，但略高于無弓狀態。

圖3 受電弓遠場氣動噪聲頻譜曲線Fig.3 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of pantograph

圖4給出了風速300 km/h 時轉向架對遠場氣動噪聲影響頻譜曲線，由試驗結果可知轉向架引起的氣動噪聲主要集中在200～5000 Hz 的中低頻頻段，在275～1125 Hz 之間，動車組光車體狀態各頻段噪聲都要比光車體+轉向架狀態低5 dB(A)左右，1125 Hz 以后的各頻段兩種狀態噪聲差值逐漸減小，大于5000 Hz 的各頻段二者幾乎重合，轉向架氣動噪聲在275 Hz 和387.5 Hz 附近出現噪聲峰值，分別達到69.9 dB(A)和70.4 dB(A)。

圖4 轉向架遠場氣動噪聲頻譜曲線Fig.4 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of bogie

圖5給出了整車升弓狀態下變風速試驗頻譜曲線，由試驗結果可知整車氣動噪聲是一寬頻噪聲，不同風速下噪聲頻譜具有相似的分布規律，風速增加，遠場噪聲總聲壓級逐漸變大。圖5曲線所示由受電弓引起的噪聲峰值頻率隨速度的變化線性增加，這是由于組成受電弓的各部件均為桿件結構，當恒定來流繞過受電弓各桿件時發生擾動，垂直于來流的桿件發生卡門渦街現象，因此受電弓處會誘發單頻噪聲且此頻率與來流速度成正比。圖5曲線所示由轉向架引起的兩個主要噪聲峰值頻率(275 Hz和387.5 Hz)呈現“頻率鎖定”現象(lockin),只在lockin 范圍內，噪聲峰值頻率不隨來流速度變化，這是由于轉向架艙具有開式空腔的結構特點，恒定來流引起空腔聲共振現象，產生高強度的單頻噪聲，其峰值頻率與轉向架艙的幾何尺寸有關，來流速度增加只會影響其總聲壓級大小并不會影響其頻率特性。

圖5 整車遠場氣動噪聲頻譜曲線Fig.5 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of train

在160 km/h、180 km/h、200 km/h、300 km/h和330 km/h 的風速下遠場氣動噪聲10個測點總聲壓級的平均值Lpm分別為70.6 dB(A)、74.1 dB(A)、77.2 dB(A)、88.9 dB(A)和91.3 dB(A)，總聲壓級Lpm與運行速度的對數lgv近似呈線性關系，擬合曲線如圖6所示。

圖6 總聲壓級與運行速度的函數關系Fig.6 Function relationship between sound pressure level and running speed

進一步分析得到兩者滿足如下函數關系：即動車組整車升弓狀態下遠場氣動噪聲總聲能隨速度的6.6 次方增加，符合氣動載荷噪聲發聲機理，通過函數式(2)可以對其他風速下遠場氣動噪聲總聲壓級進行推算。

2 氣動噪聲數值計算

通過數值仿真手段以表面湍流脈動壓力級、表面聲壓級和聲功率級為評價指標分析動車組近場氣動噪聲特性及其產生原因。

2.1 數值模型

建立與風洞試驗相一致的數值仿真模型，各部位采用三角形面網格，尺寸如下：車頭鼻尖2 mm、排障器2 mm、轉向架艙2～4 mm、轉向架2～3 mm、受電弓1 mm、車廂連接部位4 mm，車體其他部位為5 mm。轉向架車輪與軌道接觸，軌道安裝在基座上，基座固定在地面上，軌道和基座的面網格尺寸分別為2 mm 和6 mm。創建長方體虛擬風洞計算域，其長、寬和高分別為18500 mm、5500 mm 和2500 mm，頭車鼻尖距計算域入口約2500 mm，尾車鼻尖距計算域出口約5600 mm，車身距兩側均約為2500 mm[12]，虛擬風洞的面網格尺寸為50 mm的三角形網格。分別在車身、轉向架和軌道部位生成邊界層網格，總厚度0.35 mm，第一層網格厚度約為0.125 mm，對應網格無因次尺寸y+≈2，增長率1.2，層數為10層。為了避免基座和地面出現大長細比的體網格和計算出口回流，基座和地面邊界層設為1 層，厚度0.35 mm。在計算域內排障器、轉向架、風擋和受電弓位置處設置網格尺度不同的加密區，共計生成5796萬個體網格，網格單元體積變化率小于7.7×10?5，關鍵截面體網格分布，如圖7所示。

圖7 體網格截面Fig.7 Volume mesh section

2.2 計算方法

穩態流場計算采用剪切應力輸運(Shear stress transport,SST)k-w模型，計算迭代3000 步，通過監控殘差、氣動力和關鍵點速度，確定迭代達到收斂。以穩態流場作為初始條件，采用LES 進行瞬態流場計算，時間和空間均采用二階離散格式。瞬態流場的計算首先采用5×10?4s 的時間步長計算1000 個時間步，每步迭代10 次，一共計算了0.5 s的物理時間，相當于來流流過了約5 倍的車身長度，計算完成后使流場達到動態平衡。此后，將時間步長改為5×10?5s，每步迭代10 次，經過1000步計算使流場的波動完全穩定，開始對平均壓力和平均速度進行采樣，用于后續APE 的計算。經過500 步的采樣平均場基本收斂，開始進行APE 的計算。經過500 步的聲場計算之后，流場和聲場共同達到穩定，開始同時對湍流壓力脈動和聲場壓力脈動進行采樣，一共進行了2500 步的采樣。在空間上，采樣的區域包括了整個的車身表面。計算域進口給定速度300 km/h，出口相對壓力為0 Pa，湍流度(Turbulent intensity)和黏性比(Turbulent viscosity ratio)分別為1%和10；計算域頂部和兩側為對稱邊界，車身表面為無滑移壁面；模型校驗仿真工況地面和軌道為無滑移壁面，與風洞試驗保持一致；模型校驗完成后地面和軌道設置為移動壁面，移動速度為300 km/h，與列車運行方向相反。

遠場氣動噪聲采用可穿透聲源面的FW-H 積分方程求解，能夠同時考慮動車組表面壓力脈動偶極子噪聲和空間湍流邊界層的四極子噪聲的貢獻，本次計算所應用的方程如式(3)所示：

式(3)中，a0表示聲速，p′表示聲壓，Tij表示Lighthill 應力張量，Pij表示壓縮應力張量，ui表示xi方向的流體速度分量，un表示聲源面的法向流體速度分量，vi表示xi方向的表面速度分量，vn表示聲源面的法向表面速度分量，δ(f)表示迪拉克函數，H(f)表示海維賽德函數。公式左邊兩項表示聲壓，右邊第一項表示四級子聲源，第二項表示偶極子聲源，第三項表示單級子聲源。因為動車組表面在氣動噪聲分析中可以看作是剛性的，所以單級子聲源近似為零。

為了能夠有效捕捉高速列車表面偶極子和空間四極子聲源，在流動不太紊亂的位置創建可穿透聲源面。聲源面長12620 mm，寬840 mm，高746 mm，在受電弓區域向上凸起200 mm，如圖8所示。

圖8 可穿透聲源面Fig.8 Permeable surface

近場氣動噪聲采用APE 求解，多普勒效應、壁面反射和介質折射等聲學現象都能夠在計算中得到考慮，本次計算所應用的方程如式(4)所示：

式(4)中，c表示聲速，pa表示聲壓表示流場平均速度，τ表示阻尼衰減項。公式左邊前兩項表示聲壓在時間域上傳播，左邊后兩項表示聲壓在空間域上傳播，公式右邊前兩項表示聲源隨時間的變化，公式右邊第三項表示聲源在空間上的變化。

圖9顯示了APE定義的噪聲計算區域。紅色為聲源區所在區域，藍色為非聲源區。兩者之間定義了過渡區。在噪聲計算區域內，APE 聲源權重為1，聲傳播阻尼為0，APE 將在此區域按聲源進行計算；在噪聲計算區域外，APE聲源權重為0，聲傳播阻尼為1，APE將在該區域進行聲傳播計算。

圖9 噪聲計算區域Fig.9 Acoustic perturbation region

2.3 模型校驗

為驗證數值仿真模型的準確性，選擇對應的風洞試驗進行驗證，測點位置與風洞試驗一致。表1給出時速300 km/h、整車升弓工況遠場測點的總聲壓級，由表1可知數值仿真結果與試驗結果的最大差值2.2 dB(A)，最大相對誤差2.5%。

表1 遠場測點總聲壓級Table 1 Comparison of total sound pressure levels at far-field measurement points

圖10給出了測點3 的仿真與試驗聲壓級頻譜。由圖10可以看出，仿真與風洞試驗的整體頻譜趨勢一致，部分頻段仿真值與試驗值存在偏差。原因分析如下：在低于400 Hz 的頻段，仿真值與試驗值的偏差是由兩者條件的差異造成的，風洞試驗存在的測試設備(表面傳聲器走線)及支撐設備會導致湍流流動，造成400 Hz以下低頻段的氣動噪聲試驗值偏大。在受電弓引起的離散噪聲頻段仿真值與試驗值的偏差是因為受網格尺寸的影響，對于三車編組模型，受電弓區域1 mm的網格尺度仍然偏大，數值計算不能捕捉到最小網格尺度以下的漩渦，缺少了該部分的能量，造成由受電弓引起的離散氣動噪聲頻段仿真值偏小，該離散噪聲頻段能量主要影響受電弓區域氣動噪聲，對下文重點分析的頭型轉向架區域近場氣動噪聲影響不大。同時由圖1可以看出，為滿足遠場測試條件，傳聲器與聲學風洞的地板邊緣之間存在較寬的距離，會衰減地面反射噪聲，而仿真條件下地面為固壁，能將所接受的噪聲完全反射出去，不發生衰減，從而會造成部分頻段仿真值高于試驗值。綜上偏差分析可知，仿真結果與試驗結果吻合度較好，仿真模型可靠。

圖10 測點3 聲壓級頻譜Fig.10 Frequency spectral of sound pressure level of Test Point 3

2.4 近場噪聲結果分析

湍流脈動壓力級由表面靜壓脈動計算得到，表征由于流體和固體相互作用的偶極子聲源強度。通過車頭區域的湍流脈動壓力級分布可以明晰主要噪聲源分布，從而為遠場和車內提供降低噪聲的方向。圖11給出了300 km/h運行速度下車頭區域表面湍流脈動壓力級云圖。由計算結果可知：以車頭鼻尖為界，底部湍流脈動壓力級大于上部流線型湍流脈動壓力級；在底部結構中，氣流正面沖擊排障器頭部后向兩側和底部流動，頭部向后翻轉渦流及兩側拖曳渦流導致排障器底部湍流脈動壓力級較大且呈現月牙型分布；后續氣流繼續前行撞擊轉向架，在轉向架區域發生流動分離，導致轉向架下部輪對、轉向架艙側緣和轉向架艙后緣位置的湍流脈動壓力級較大。

圖11 車頭表面湍流脈動壓力級云圖Fig.11 Turbulent pressure fluctuation level of head surface

考慮對車內噪聲的貢獻，不僅需要關注湍流脈動壓力級，也需要關注近車身區域湍流導致聲場的輻射聲壓級。湍流脈動壓力以振動的形式作用于車身結構并向車內輻射，由于車身結構的濾波效應，中高頻能量衰減較快，而聲場以聲波形式作用于車內，對車內噪聲的貢獻以中高頻為主。空間聲場的形成不僅來自于車身表面壓力脈動的偶極子噪聲，也有來自于車身四周渦流的四極子噪聲，因此在車內噪聲的評估和計算時，通常選取空間平均聲場。圖12為300 km/h 運行速度下車頭區域在空間聲場作用下車身表面的聲壓級云圖。總體特征如下：以車頭鼻尖為界，底部聲壓級大于上部流線型聲壓級。在底部結構中，轉向架艙內的聲壓級最大，轉向架艙后緣、頂板是轉向架艙聲壓級最大的位置，受轉向架艙的聲波繞射影響，車體兩側表面的聲壓級也較大。

圖12 車頭表面聲壓級云圖Fig.12 Total sound pressure level of head surface

聲功率指聲源單位時間內向外輻射的能量大小，了解聲功率級的大小有助于了解聲源本身的特征，從而提供降低噪聲的方向。表2給出300 km/h運行速度下，轉向架艙頂板、車體、排障器、鼻尖、轉向架艙、車窗的聲功率級。轉向架艙包含艙內前緣面、頂板、后緣面、兩側裙板面，考慮到氣動噪聲向車內傳播時，主要經由頂板和車體結構向車內傳播，單獨給出了轉向架艙頂板的聲功率級，為車內噪聲提供參考。各個部件的聲功率級大小順序為轉向架艙>排障器>車體>車窗>鼻尖。

表2 車頭各部件聲功率級Table 2 Sound power level of head parts

通過分析車頭區域表面湍流脈動壓力級、聲壓級及聲功率級分布規律可知，動車組車頭近場氣動噪聲以車頭鼻尖為界，底部氣動噪聲能量大于上部流線型氣動噪聲能量，其中轉向架艙位置噪聲能量最大，該位置是發生氣動分離，湍流運動比較劇烈的區域。因此進行車內外降噪方案設計時，應重點關注轉向架艙區域。

3 結論

本文通過氣動噪聲風洞試驗和數值仿真對高速動車組氣動噪聲特性進行了分析，分析結果表明：

(1)氣動噪聲風洞試驗測試與分析表明高速動車組遠場氣動噪聲是一寬頻噪聲，不同風速下噪聲頻譜具有相似的分布規律，氣動噪聲總聲能隨速度的6.6 次方增加；受電弓引起的氣動噪聲主要集在中高頻，噪聲峰值頻率隨速度的變化線性增加；轉向架引起的氣動噪聲主要集中在中低頻，噪聲峰值頻值頻率與速度無關。

(2)對比高速動車組氣動噪聲遠場10 個測點仿真結果與試驗結果的總聲壓級，最大差值2.2 dB(A)，最大相對誤差2.5%，驗證了仿真模型的準確性。

(3)基于APE 的仿真分析表明動車組車頭近場氣動噪聲以車頭鼻尖為界，底部氣動噪聲能量大于上部流線型氣動噪聲能量，其中轉向架艙位置噪聲能量最大，該位置是發生氣動分離，湍流運動比較劇烈的區域。因此進行車內外降噪方案設計時，應重點關注轉向架艙位置。