時速400 km高速列車轉向架區域氣動噪聲控制

王廣明，陳 羽，賈尚帥，張文敏，李啟良

(1. 中車唐山機車車輛有限公司，河北 唐山 063035；2. 同濟大學上海地面交通工具風洞中心，上海 201804)

0 引 言

高速鐵路是在能源和環境約束下解決我國交通運輸能力供給不足的重要設施。我國高速列車技術發展不僅在國內展現其應用優勢，并且引領國際高速列車發展趨勢。隨著運行速度的提高，氣動噪聲隨速度的 6～8次方增加，對車外環境產生強噪聲污染并影響車內乘坐舒適性，是高速列車重要的性能指標，對氣動噪聲控制技術進行研究非常必要[1-2]。

高速列車轉向架區域，尤其是頭車轉向架區域是高速列車最主要噪聲源。He等[3]、Sheng等[4]通過實車路試，對我國長編組高速列車在高架上分別以 390 km·h-1和 300 km·h-1運行時的遠場噪聲進行分析，暴露噪聲級和聲源識別指出頭車轉向架為主要噪聲源，速度次方率表明氣動噪聲源在中低頻占主導。Lauterbach等[5]在德國布倫瑞克聲學風洞與科隆低溫風洞對縮比為 1:25的高速列車模型展開了氣動噪聲雷諾數效應研究，發現轉向架區域的氣動噪聲的主要頻譜分布在5 000 Hz以下范圍。Iglesias等[6]在日本鐵路技術研究所(RTRI)聲學風洞試驗中通過聲源成像技術發現了轉向架艙后緣區域對轉向架區域輻射噪聲的貢獻較大。高陽等[7]對 1:8縮比高速列車模型聲學風洞實驗發現，轉向架區域遠場噪聲在中心頻帶315、400 Hz處能量較高。

目前，高速列車氣動噪聲數值預測主要通過大渦模擬或分離渦模擬獲得非定常流場和聲源輸入，采用聲比擬方法計算得到遠場噪聲[8]。張亞東等[9]等利用寬頻帶聲源模型、聲比擬方法分別計算列車遠場噪聲指出，高速列車氣動噪聲是寬頻噪聲，高速列車以350 km·h-1運行時，整車主要能量集中在630～4 000 Hz范圍內。朱劍月等[10]基于可穿透聲源積分面的FW-H方程研究了簡化轉向架區域氣動噪聲，對于轉向架區域，腔體流動與輪對、車軸等鈍體在轉向架艙內相互作用，是該區域氣動噪聲的主要產生機理，裙板可以降低轉向架區域遠場噪聲水平[11]。

湍流脈動壓力和近場聲壓是車內噪聲計算所需要的外部輸入。聲比擬方法通過求解格林(Green)函數，只能得到測點距離遠大于聲源特征尺寸的遠場噪聲信息。Ewert等[12]基于N-S方程建立了聲擾動方程(APE)，來模擬時間和空間域中由流動誘導的引起噪聲，在簡單幾何體的氣動噪聲問題進行了應用。高陽等[13]、賈尚帥等[14]基于大渦模擬和聲擾動方程，對1:8縮比列車模型近場噪聲進行了預測，得到了與聲學風洞實驗較為一致的結果。

目前高速列車轉向架區域氣動噪聲控制主要考慮裙板控制，且文獻主要關注遠場噪聲和車身表面湍流壓力脈動，沒有考慮降噪控制方法對近場噪聲的影響。為此，本文以某時速 400 km高速列車為對象，建立了基于轉向架艙前緣、側緣、后緣 3種策略的6種控制方案。通過大渦模擬得到非定常流場和氣動噪聲源項，采用FW-H方程和APE的遠場和近場噪聲計算方法，得到不同控制方法對遠場噪聲、近場噪聲的控制效果和影響規律。為高速列車的車內、外氣動降噪設計提供支持。

1 研究方法

1.1 氣動噪聲控制方案

高速列車底部，特別是轉向架艙區域是高速列車最主要的氣動噪聲源。轉向架艙區域為復雜近地空腔流動所導致的氣動噪聲，由于氣流與空腔及其內部復雜結構相互作用，產生高強度的噪音。根據空腔的長高比(L/D)，空腔繞流可分為開式空腔(1≤L/D≤1 0 )、過渡式空腔(10＜L/D＜13)、及閉式空腔(13≤L/D)[15]，高速列車的轉向架區域是屬于帶有轉向架的近地開式空腔。

研究對象為某時速400 km高速列車的1:8縮比三車編組模型，如圖1所示。三車模型由頭車、中間車、尾車組成，頭車、尾車轉向架為拖車轉向架，中間車轉向架為動力轉向架。考慮轉向架艙前、側和后緣3種控制策略，設計了6種氣動降噪控制方案，并與基礎工況(Base)對比，基礎模型的第 1組轉向架艙前緣斜壁，原始傾角為20°。

轉向架艙前緣控制4種：控制方案1(NC1)為排障器底部凹槽，方案 3(NC3)為前緣直壁，方案4(NC4)為前緣直壁與排障器增厚，方案 5(NC5)為排障器后部鋸齒。轉向架艙側緣控制1種：降噪控制方案2(NC2)為裙板高度增加。轉向架艙后緣控制1種：降噪控制方案6(NC6)為后緣倒圓角。具體方案及控制參數見表1和圖1。

圖1 轉向架區域氣動噪聲控制方案Fig.1 Aerodynamic noise control methods in bogie region

表1 氣動噪聲控制方法Table 1 Aerodynamic noise control methods

1.2 風洞試驗方法

為了驗證數值仿真方法的可靠性，選取了上述時速400公里的高速列車，在四川綿陽中國空氣動力學發展中心 5.5 m×4.0 m 氣動聲學風洞進行 1:8縮比三車編組的氣動噪聲試驗，列車模型安裝在路基上，路基放置在7.5 m寬的地板上，如圖2所示。

通過激光定位保證列車模型無側偏，傳聲器安裝結束后，采用聲學校準器校準所有麥克風。當噴口速度在300 km·h-1穩定一段時間之后，開始進行采樣。通過動態數據采集系統進行數據采樣，采樣頻率和采樣時間分別為51.2 kHz和15 s。通過快速傅里葉變化對獲得的時域信號進行處理，得到遠場測點聲壓級頻譜和總聲壓級。

車外的聲場環境是評估高速列車噪聲的主要指標之一，為此在噴口射流剪切層外側布置了三排共計 30個遠場麥克風。遠場麥克風距車體中心截面7.5 m，高度分別距支撐地板0.4、0.8和1.2 m，各測點相距 0.8 m。首個測點正對頭型鼻尖位置，如圖2所示。

圖2 試驗模型與遠場測點Fig.2 Train model and microphones for measurement in far field

1.3 數值仿真方法

1.3.1 計算模型

某時速 400 km的高速列車長、寬和高約為10.2 m×0.4 m×0.5 m。計算域如圖3(a)所示，其長、寬和高分別約 18.7 m×5.5 m×2.5 m。計算域入口距頭車鼻錐2.5 m，計算域出口距尾車鼻錐5.7 m。入口采用速度入口，來流速度 400 km·h-1，入口湍流度和湍流黏性比分別為1%和10，出口為壓力出口，計算域兩側和頂部為對稱邊界條件，其他均為無滑移壁面邊界條件。

分別對縮比三車編組的列車模型在 Star-ccm+中對1:8縮比列車模型進行面網格劃分，頭車鼻錐面網格為2 mm，排障器面網格為3 mm，轉向架艙為4 mm，車體平直段為5 mm。拖車和動力轉向架的面網格大小為 2～3 mm。可穿透聲源面面長為12.6 m，寬為 1 m，高為 0.83 m，在受電弓區域向上凸起 0.2 m，如圖 3(b)所示。可穿透聲源面的網格大小為12 mm，可以計算由于高速列車車體表面脈動力源產生的偶極子噪聲和湍流剪切應力產生的空間四極子噪聲。

圖3 計算域與聲源積分面Fig.3 Computational domain and permeable source surface

采用Star-ccm+的Trim和邊界層組合方法生成空間體網格。邊界層網格第一層厚度為0.02 mm，計算得到的y+≈1，滿足數值方法的要求。一共生成10層邊界層網格，增長率為1.2。并對主要噪聲源轉向架艙區域空間體網格進行加密控制，加密區如圖4(a)所示。排障器和轉向架艙內加密區體網格為3 mm，頭車流線段加密區體網格為6 mm，體網格總數為5 700萬，質量滿足要求，對稱面網格如圖4(b)所示。

圖4 加密區與網格截面Fig.4 Refined areas and mesh

1.3.2 流場計算方法

在非定常流場計算時，采用不可壓大渦模擬并結合壁面適應局部渦粘模型(WALE)。相比Smagorinsky模型，該模型不需要任何形式的近壁阻尼，能自動給出準確的壁面比例系數，是近年使用較廣泛的湍流模型之一。

1.3.3 聲場計算方法

求解遠場噪聲，采用考慮聲源運動和固壁效應的FW-H方程，如式(1)所示：

式中：α0表示聲速，單位m·s-1；p′表示聲壓，單位Pa；Tij表示 Lighthill應力張量；Pij表示應力張量；ui表示xi方向的流體速度分量，單位m·s-1；un表示聲源面的法向流體速度分量，單位m·s-1；vi表示xi方向的表面速度分量，單位 m·s-1；vn表示聲源面的法向表面速度分量，單位 m·s-1。式(1)等式表示聲壓傳播，等式右邊第1項為四極子源，第2項為偶極子源，第3項為單極子源。

近場聲壓通過求解APE獲得，APE含聲源項和聲傳播項。聲源項來自非定常流動計算得到時均和脈動量。聲傳播基于源項并應用波動方程進行求解。由于聲擾動方程在較粗網格上誤差較大，因而它更適用于網格較密的近場區域。在不可壓縮流動中，聲擾動方程如式2所示[12]：

式中：c為聲速，單位m·s-1；t為時間，單位s；pα為聲壓，單位Pa；為流場平均速度，單位m·s-1。聲擾動方程能夠考慮聲音的多普勒效應、壁面反射和介質折射聲學特性。式(2)中等式左側第1項表示聲壓在時間域上傳播，第2項表示聲壓在空間域上傳播；式(2)中等式右側第 1項表示聲源隨時間變化，第2項表示聲源在空間上變化。

1.3.4 計算設置

對于APE計算，聲源區的設置同文獻[13]，在15 mm的聲源和聲傳播過渡區采用漢寧窗處理以避免聲波信號的階躍。本文重點關注頭車轉向架區域的近場噪聲，且需要較小的網格尺寸，為此設定圖5所示區域為聲源區域。

圖5 聲擾動方程求解區域Fig.5 Solution region of acoustic perturbation equation

非定常流動計算的時間離散格式為二階格式，空間離散格式為中心差分格式，FW-H方程噪聲計算考慮對流效應的影響。采用k-SST湍流模型計算定常流場，并將其解作為非定常流場的初始解以加快收斂速度。

非定常流動計算，先采用時間步長0.000 5 s，計算0.5 s的物理時間，保證氣流流過三車編組列車模型6次。之后，將時間步長改為0.000 05s，計算1 000步使流場穩定。此時，開始對非定常流場的平均壓力和速度采樣，經過500步平均場基本收斂。將上述平均場用于APE方程計算，再經過500步APE計算保證聲場穩定后，對遠場噪聲、車體表面湍流壓力、聲壓采樣，共采樣0.125 s(2 500個樣本點)。計算在同濟大學1 352核高性能計算機集群下使用140核，所有算例共花費35 d。

1.4 數值方法驗證

高速列車氣動噪聲數值驗證模型與風洞試驗一致，具體包括頭車、中間車、尾車、車廂連接處、受電弓、轉向架、軌道、基座、地面等。頭、尾車為拖車轉向架，中間車為動力轉向架，受電弓為降弓狀態。高速列車轉向架的各車輪與軌道接觸，軌道安裝在基座上，基座固定在地面上。共計生成5 796萬個體網格，其中可穿透聲源面內、外的體網格總數約為5 334萬個和462萬個。計算域進口給定速度為 300 km·h-1，與風洞試驗一致，出口相對壓力為0，湍流度和黏性比分別為1%和10。

通過風洞試驗測量得到各頭型三車編組輻射到7.5 m處的遠場總聲壓級處于84～89 dB(A)，采用FW-H預測遠場7.5 m處測點總聲壓級處于85～90 dB(A)。在 30個測點中有 13個誤差小于 1 dB(A)，有14個誤差在1～3 dB(A)，共計27個測點誤差在3 dB(A)以內，具體如表2所示。測點28的計算與試驗在200～5 000 Hz的頻譜如圖6所示，計算與風洞試驗的頻譜趨勢一致，聲壓級在低頻段和較高頻段量值小于聲學風洞試驗結果，分別為65、50 dB(A)；在中間頻段(300～1000 Hz)的量值較大，約為70～75 dB(A)。遠場噪聲為寬頻帶噪聲，表明基于上述計算方法的可靠性。

表2 試驗與仿真得到的測點總聲壓級Table 2 Overall sound pressure levels at different measuring points obtained by experiment and simulation

圖6 測點28的頻譜Fig.6 Noise spectrum at the measuring point 28

2 氣動降噪控制分析

2.1 遠場噪聲

表3給出距離模型中心線5.8 m、高度為0.4 m的 10個遠場測點總聲壓和能量平均聲壓級。對于基礎工況，正對轉向架區域的3號測點總聲壓級達99.2 dB(A)，是10個測點中最大值。NC3、NC4、NC5的3號測點總聲壓級為10個測點中最大值，NC1的1號測點、NC2的10號測點、NC6的1號測點分別為各自所有測點中總聲壓級的最大值。可知在進行氣動降噪控制時，高速列車遠場不同位置的氣動噪聲均會發生改變，因此將 10個測點的能量平均聲壓級作為降噪的評價指標。

表3 氣動降噪控制下遠場測點總聲壓級Table 3 Overall sound pressure levels at the far field measuring points under aerodynamic noise reduction control

對于基礎工況，10個測點平均聲壓級為 98.2 dB(A)。轉向架艙前緣控制方法中，排障器底部凹槽NC1、排障器后緣鋸齒 NC5遠場噪聲分別增大了1、0.7 dB(A)，轉向架艙前直壁NC3、直壁和排障器增厚NC4分別減小了0.2、1.4 dB(A)。表明對于該型高速列車的前緣控制，直壁和排障器增厚是有效的遠場氣動降噪措施。對于轉向架艙側緣控制方法，6個轉向架艙裙板高度增加NC2，測點平均聲壓級減小了 1.2 dB(A)。轉向架艙后緣倒圓角NC6，測點平均聲壓級減小了0.2 dB(A)。結果表明裙板、后緣倒圓角是有效的降噪措施。

圖7給出測點平均聲壓級的1/3倍頻程譜。轉向架艙前緣控制的 4種工況，NC1在 300～1 000 Hz、2 500～4 000 Hz的噪聲能量小幅增加，底部凹槽產生高頻氣動噪聲，并且使得靠近頭部的測點 1總聲壓級為所有測點中最大值。NC3在160～400 Hz時，噪聲能量明顯減小；NC4在500～1 000 Hz時，噪聲能量明顯減小；NC5在 800～1 250 Hz時，噪聲能量增大。NC3、NC4、NC5在2 000 Hz以上高頻噪聲能量與原始模型相當。可知前緣控制中，排障器加厚降低了頻率為 500～1 000 Hz噪聲能量，前緣直壁降低500 Hz以下噪聲能量，排障器底部凹槽會產生 2 500 Hz以上高頻噪聲。對于側緣控制NC2，裙板增高降低500 Hz以上噪聲能量，后緣控制 NC6倒圓角主要降低200～400 Hz噪聲能量。

圖7 10個測點平均聲壓級1/3倍頻程譜Fig.7 The 1/3 octave spectrum of the averaged SPL at 10 measuring points

2.2 近場噪聲

2.2.1 湍流脈動壓力及關鍵部件功率級

通過大渦模擬計算的達到車體表面靜壓的時域信號，之后進行快速傅里葉變換得到脈動壓力級，參考壓力為2×10-5Pa。湍流脈動壓力以振動形式通過車身結構傳入車內，脈動力偶極子源形式向遠場傳播，同時以振動形式通過車身結構傳入車內。路試和風洞試驗均表明頭車第1組轉向架區域是高速列車最主要的氣動噪聲源，因此后續氣動降噪分析均針對該區域開展。

圖8給出各控制措施的底部表面脈動湍流壓力級。轉向架艙后緣、側緣的湍流脈動壓力級最大可達 150dB(A)以上，排障器底部前緣的脈動壓力級也達到相同的數值，不同降噪控制策略下壓力級的大小分布規律一致。前緣控制NC3、NC4的輪對、制動盤下緣湍流脈動壓力級減低，側緣控制 NC2轉向架艙后緣 150dB(A)以上的高脈動壓力級區域面積減小。其他控制措施表面湍流脈動壓力級變化不明顯。

圖8 頭車底部表面湍流脈動壓力級Fig. 8 Turbulent fluctuation pressure level at the bottom of head car

通過對轉向架艙頂板各個點的湍流脈動壓力級進行面積積分求和，得到轉向架艙的湍流脈動功率級。基礎工況、NC1～NC6的湍流脈動功率級分別為 132.8、132.8、129.4、131.0、131.2、132.5 和132.9 dB(A)。相較于基礎工況，前緣控制 NC3、NC4、NC5分別減小了1.8、1.6和0.3 dB(A)，側緣控制NC2減小了3.4 dB(A)，表明直壁、排障器加厚、裙板均可以有效減小轉向架艙頂部湍流壓力脈動功率級，后緣控制基本不改變艙頂部湍流脈動強度。以上結果表明湍流壓力控制與遠場噪聲控制的方向一致。

圖9給出轉向架艙頂板湍流脈動功率級頻譜。前緣控制NC3、NC4均減小了160～630 Hz之間湍流脈動能量，側緣控制NC2使得整個頻帶的湍流脈動功率級降低。表明直壁、排障器加厚主要降低轉向架艙頂部中、低頻湍流脈動能量，裙板可以減小全頻段湍流脈動能量。

圖9 轉向架艙頂表面湍流脈動功率級頻譜Fig.9 Turbulent fluctuation power spectrum on the roof surface of bogie section

非定常旋渦的強度對應轉向架區域表面壓力脈動級的大小。圖 10 給出了對稱中截面和 x=-4.178 m位置截面渦量云圖。基礎工況時，在排障器后方的剪切層產生有序渦結構進入轉向架艙，氣流沖擊艙內的轉向架，形成不同尺度的渦流結構，同時在裙板區域也形成復雜的渦流結構。對于轉向架艙前緣控制方法，NC1的凹槽結構在剪切層引入流動擾動，使得剪切層穩定，轉向架艙內其他區域渦量分布與基礎工況一致。NC3時，產生剪切層渦脫落的位置后移，減少了剪切層氣流對轉向架前部輪對、電機區域的沖擊，該區域的表面壓力脈動級下降。NC5時，前緣鋸齒使得排障器后部剪切層有序渦脫落位置延后，并未影響其他區域的流動。

圖10 頭車轉向架區域瞬時渦量Fig.10 Instantaneous vorticity magnitude around the first bogie section region

對于側緣控制方法，NC2的裙板高度增加大幅減弱了側緣區域的非定常漩渦強度，側緣渦更貼近地面，同時使得艙內非定常漩渦強度降低。這使得車體表面及轉向架橫向減振器區域的表面壓力脈動級下降。對于后緣控制方法，NC6的轉向架艙后緣倒圓角不影響排障器后剪切層、側緣漩渦結構。

2.2.2 近場聲壓及關鍵部件功率級

通過聲擾動方程計算得到近場聲波。聲波在大部分頻率范圍與板件彎曲波的波數接近，而湍流壓力的波數僅在低頻區域和板件的彎曲波波數接近，對于車內噪聲近場聲波具有更高的傳遞效率[16]。近場聲波來自于車身表面偶極子聲源，也來自于車身四周的湍流的剪切應力四極子聲源。

圖 11給出頭車轉向架艙區域的聲壓級云圖。轉向架艙自身屬于半封閉空腔，聲源在該封閉區域內傳播，轉向架艙頂板和后緣的聲壓級比轉向架大，量級超過 130 dB(A)。不同控制措施轉向架艙內聲場分布規律一致。

圖11 頭車底部表面聲壓級Fig.11 The sound pressure level at the bottom of head car

通過對轉向架艙頂部各個點的聲壓級進行面積積分求和，得到轉向架艙的聲功率級。基礎工況、NC1～NC6的聲功率級分別為126.6、126.7、128.7、127.3、126.8、127.3和126.3 dB(A)。相較于基礎工況，前緣控制NC3、NC4分別增大了0.7 dB(A)和0.2 dB(A)，由于直壁控制，使得轉向架艙體積空間減小，進而導致艙內頂板的聲功率級增大，鋸齒控制NC5控制增大了0.7 dB(A)，側緣裙板控制NC2增大了2.1 dB(A)。表明減小轉向架艙空間體積、封閉使得轉向架艙頂部聲功率級增大，是列車氣動降噪設計時需要注意的。后緣倒角控制NC6使得艙頂板聲功率級減小0.3 dB(A)。

圖12給出轉向架艙頂板聲功率級頻譜。前緣控制NC3使得1 000～5 000 Hz間的高頻聲能量增大。側緣控制NC2使得艙頂板100～800 Hz間的聲功率級明顯增大，裙板高度增加使得聲波在轉向架艙內反射加強，同時1 000 Hz以上高頻能量降低，這與裙板抑制艙內裙板附近非定常旋渦流動結構有關。后緣倒角NC6降低中心頻帶400 Hz的聲能量，該現象對應底部氣流與后緣的撞擊強度減弱。

圖12 轉向架艙頂表面聲功率級頻譜Fig.12 Sound power spectrum on the roof surface of bogie section

3 結 論

針對時速400 km某高速列車1:8縮比模型，開展了基于轉向架艙前緣、側緣、后緣3種策略的6種氣動降噪控制方法數值和聲學風洞試驗研究，得到以下結論：

(1) 建立了 1:8縮比三車編組氣動噪聲仿真模型，與風洞試驗結果相比遠場30個測點中90%的測點總聲壓級誤差在 3 dB(A)以內，頻譜變化趨勢相同，量級相差較小；

(2) 在速度為 400 km·h-1時，不同降噪控制方法使得遠場測點能量平均聲壓級最大減小1.4 dB(A)，轉向架艙湍流脈動功率級最大減小3.4 dB(A)，轉向架艙聲功率最大減小0.6 dB(A)；

(3) 轉向架艙前緣控制中直壁、排障器加厚，側緣控制裙板高度增加、后緣控制倒圓角均可降低遠場噪聲水平，以及轉向架艙頂板湍流脈動壓力功率級，兩者設計目標一致；

(4) 對于轉向架艙內聲功率級，前緣排障器加厚、后緣倒角可以減小艙內聲功率級，其他減小轉向架艙空間體積、封閉的措施使得轉向架艙內聲功率級增大。