高速列車動車轉向架氣動噪聲數值分析

（西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川成都610031）

（西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川成都610031）

為研究高速列車動車轉向架氣動噪聲特性，建立了動車轉向架空氣動力學模型，采用定常RNG k-ε湍流模型與寬頻帶噪聲源模型對其氣動噪聲聲源進行初步探討，并結合非定常LES大渦模擬與Lighthill聲學比擬理論進行了遠場氣動噪聲分析.研究結果表明：動車轉向架氣動噪聲源為輪對、構架、牽引電機1、枕梁、垂向減振器、抗側滾扭桿等結構的迎風側凸起部位，且構架對動車轉向架遠場氣動噪聲的貢獻最大，其次為輪對和抗側滾扭桿，然后為垂向減振器和枕梁，牽引電機1、牽引電機2、空氣彈簧和橫向減振器對遠場氣動噪聲的貢獻較小.動車轉向架遠場氣動噪聲是寬頻噪聲，具有衰減特性、幅值特性和氣動噪聲指向性.在低頻部分能量較大，中心頻率為25、50 Hz，且分布規律不隨運行速度的改變而變化.

高速列車；動車轉向架；氣動噪聲；大渦模擬；Lighthill聲學比擬理論；噪聲貢獻量

為滿足交通運輸體系安全、高效、可靠和舒適性的需要，我國高速鐵路發展迅速.但與此同時產生了諸多空氣動力學問題，包括氣動阻力、列車風、橫風安全性能、列車交會壓力波、氣動噪聲等，這些問題均與高速列車轉向架密切相關.而轉向架是高速列車結構中最重要的部件之一，位于車輛最下部車體與軌道之間.它牽引和引導車輛沿著軌道行駛，并承受和傳遞來自車體及線路的各種載荷，同時緩和其作用力，它是保證高速列車以200 km/h及以上速度安全平穩運行品質的關鍵部件之一［1］.研究表明，低速運行時，列車阻力中的氣動阻力所占比例很小，但當速度達到200和300 km/h時，氣動阻力在總阻力中所占的比例將上升到70%和80%左右［2］，且轉向架阻力占整車氣動阻力的20%以上.高速帶來的噪聲問題更為嚴重，當列車的運行速度超過300 km/h時，氣動噪聲超過輪軌噪聲成為主要噪聲聲源，且轉向架是高速列車氣動噪聲的主要聲源部位［3-6］.所以，研究高速列車轉向架的氣動噪聲特性、主要聲源對總噪聲的貢獻量等對高速列車減阻降噪具有重要的工程參考意義.

當前多數對高速列車轉向架空氣動力學性能的研究采用試驗研究和數值模擬方法.數值模擬主要針對轉向架與整車阻力關系及整車遠場氣動噪聲特性.由于轉向架結構的復雜性，大多數數值計算過多地簡化了轉向架結構，或者采用縮比模型研究轉向架氣動噪聲特性，但對組成轉向架各部件的氣動噪聲問題研究甚少.文獻［7］通過對動車轉向架的氣動阻力分析，得出頭車第一個轉向架阻力是中間車第二個轉向架阻力的4倍以上，在側風作用下轉向架阻力占列車總阻力的40%左右.文獻［8］采用分離渦數值計算方法，研究了橫風中高速列車轉向架在時域、頻域的非定常氣動力特性，得到基本氣動力在時域內具有隨機波動性，在頻域內存在明顯的主頻段1.664～12.990 Hz.文獻［9］通過在頭尾車第一個轉向架處安裝裙板并進行數值研究，結果表明整車阻力減少較多.文獻［10］重點研究了以簡單轉向架（只考慮輪對和枕梁結構的轉向架）為噪聲源的高速列車氣動噪聲問題，分析了優化轉向架裙板后，轉向架對遠場噪聲評估點的氣動噪聲降噪效果.文獻［11］基于延遲獨立渦模擬方法，對只包括輪對和構架結構的1∶10縮比簡化轉向架流場特性和偶極子分布規律進行了預測，并通過風洞試驗驗證了數值模擬結果的正確性.

本文進行數值計算時，同時考慮高速列車動車轉向架的細微結構，例如橫向減振器、垂向減振器、抗蛇形減振器、空氣彈簧和抗側滾扭桿等結構的空氣動力學模型.研究得到動車轉向架的漩渦分布特性、氣動噪聲聲源分布特點，以及遠場氣動噪聲的衰減特性、幅值特性、氣動噪聲指向性等規律，同時得到各噪聲源對動車轉向架氣動噪聲的貢獻量.研究成果可為研制設計高速動車轉向架初期的結構優化、氣動噪聲改進等提供工程參考依據.

1 動車轉向架氣動噪聲數值分析理論

1.1 大渦模擬理論計算方法

大渦模擬（large eddy simulation，LES）控制方程［12］為不可壓縮粘性流體的N-S方程，LES中大尺度的速度為濾波速度，其定義為

G（y，y′，Δ）為濾波函數，描述過濾網格的大小.

假定過濾過程和求導過程可交換，把該函數用于不可壓縮粘性流體的N-S方程，不管其形式如何，總可得到：

為使方程組封閉，根據Smagorinsky的基本亞格子尺度應力（sub-grid-scale streese，SGS）模型，假定SGS雷諾應力具有如下形式

式中：δij為單位張量的分量；

μi為亞格子湍流粘性系數；

ˉSij為求解尺度下的應變張量的分量，

1.2 計算氣動聲學方法

計算氣動聲學（computational aeroacoustics，CAA）中普遍使用聲類比法，Ffowcs Williams-Hawking方程［13］（簡稱FW-H方程）的微分形式為

式中：p′為氣體壓強；

ni為法向方向；

a0為聲速；

vn為法向速度；

p為靜壓強；

Tij為Lighthill壓力張量的分量，

δ（f）為Dirac delta函數；

H（f）為Heaviside函數.

FW-H模型表達式表示聲壓是由于瞬態變化的質點力和加速度引起，式（6）右邊分別為單極子聲源、偶極子聲源和四極子聲源.高速列車以一定的速度行駛時，車身表面可以看作是剛性的，體積脈動量幾乎為0，所以可不考慮單極子聲源項［14］.文獻［15］指出，流場中四極子聲源與偶極子聲源強度之比正比于馬赫數的平方，而高速列車的運動仍屬于低速運動，其四極子聲源噪聲強度遠小于偶極子聲源，故四極子聲源項可忽略.即本文只考慮偶極子聲源引起的高速列車動車轉向架氣動噪聲問題.

2 動車轉向架氣動噪聲計算模型

2.1 計算模型

通常高速列車轉向架可分為動力轉向架（又稱動車轉向架）和非動力轉向架（拖車轉向架），本文主要以動車轉向架為分析對象.動車轉向架主要包括輪對、軸箱、一系懸掛，構架、二系懸掛、牽引電機和枕梁7部分，結構如圖1所示.

圖1 動車轉向架簡化模型Fig.1 Simplified model of motor car bogie

2.2 計算區域、邊界條件及網格劃分

計算區域如圖2所示，流場計算區域長度、寬度和高度分別為25L、12W和6H，動車轉向架長度L=3.477 m，寬度W=3.068 m，高度H=1.115 m，輪對踏面與軌道所處地面之間的距離為0.2 m.

動車轉向架來流方向截面為速度入口邊界，正后方截面為壓力出口邊界，左側、右側和正上方截面設置為對稱邊界，動車轉向架表面設置為無滑移壁面的wall邊界.為了模擬地面效應，地面設置為滑移地面，其滑移速度為動車轉向架的運行速度.

由于動車轉向架結構比較復雜，因此采用非結構化網格，如圖3所示.計算過程中采用網格自適應技術，不斷調整網格密度，以保證計算精度.為更加精確的考慮動車轉向架表面對流體流動的影響，在其表面進行邊界層網格劃分，邊界層增長率為1.2、總厚度為10 mm的5層三棱柱網格，計算域網格量約為2 515萬.

圖2 計算區域及邊界設置Fig.2 Computational domain and boundary setting

圖3 動車轉向架表面網格Fig.3 Surface meshes of motor car bogie

3 動車轉向架氣動噪聲特性

3.1 動車轉向架流場特性

圖4給出垂直于z軸的縱向速度流線圖.由圖4可以看出，轉向架區域的氣流流速變慢，在有的區域產生了一定的漩渦.迎風側軸箱與構架之間的外側、牽引電機后側、空氣彈簧與抗蛇形減振器之間的臨近區域均存在不同尺度不同方向的漩渦，尤其是在迎風側軸箱與構架之間、空氣彈簧與抗蛇形減振器的鄰近區域形成了較大的漩渦，此位置位于構架側梁外側.在進行動車轉向架流線型優化設計及減阻降噪時，需要考慮該區域的流場分布特性.

3.2 動車轉向架氣動噪聲聲源特性

圖5為動車轉向架以350 km/h運行時的聲功率級分布云圖.由圖5可見，迎風側大部分表面，即輪對、構架、牽引電機1、枕梁、垂向減振器和抗側滾扭桿等聲功率級均達到112 dB以上.其中迎風側的垂向減振器、抗側滾扭桿和枕梁的表面聲功率最高.可見，迎風側凸起部位為動車轉向架的氣動噪聲源，且此氣動噪聲源區域發生在氣流易分離、湍流運動較劇烈處.

圖4 動車轉向架截面流線圖Fig.4 Streamline diagram in longitudinal sections of the motor car bogie

圖5 動車轉向架聲功率分布云圖Fig.5 Sound power contours of the motor car bogie

［4］關于列車表面最大聲功率級Pm與列車運行速度之間的關系

式中：a、b為常系數；v0=200 km/h.

進一步尋求動車轉向架最大聲功率與運行速度的對應函數關系.

圖6給出動車轉向架表面最大聲功率級與運行速度的關系.由圖6可知，動車轉向架的最大聲功率級隨著運行速度的增加而顯著增大，且動車轉向架最大聲功率級與運行速度滿足以下函數關系：

動車轉向架最大表面聲功率級與運行速度滿足以下函數關系

圖6 最大聲功率級與轉向架速度的函數關系（v0=200 km/h）Fig.6 Function relationship of the maximum sound power level and motor bogie running speed（v0=200 km/h）

3.3 動車轉向架遠場氣動噪聲特性

為了研究動車轉向架遠場氣動噪聲分布特性，以動車轉向架前后輪對中心（距地面高度為0.688 m）為原點，以25 m為半徑，在xz平面以5°間隔布置一周噪聲評估點，在xy平面和yz平面以5°間隔分別布置半周噪聲評估點.

動車轉向架遠場氣動噪聲計算的噪聲評估點布置與坐標平面的對應關系如圖7所示.本文規定xz平面為垂向平面，xy平面為縱向平面，yz平面為橫向平面，動車轉向架正前方、正左方、正后方、正右方測點編號依次為y1、y2、y3、y4，動車轉向架正上方測點編號為xz19（橫向平面與縱向平面噪聲評估點的交匯處）.

通常以聲壓級形式對高速鐵路噪聲進行評價，本文采用等效連續A計權聲壓級，根據ISO3095—2005的定義，等效連續A計權聲壓級LA的計算式［16］為

式中：Δt為測量時間間隔，

Δt=0.5 s；

pA（t）為瞬時A計權聲壓，Pa；

p0為基準聲壓，p0=20 μPa.

圖7 遠場氣動噪聲評估點分布Fig.7 Distribution of far-field aerodynamic noise evaluation points

利用快速傅里葉變換將遠場測點的聲壓轉換到頻域，并采用A頻域計權表［17］對頻域進行修正，然后再利用傅里葉逆變換將頻域聲壓轉換到時域，即可得到測點的A計權聲壓pA（t），進而利用式（10）計算出測點的等效連續A計權聲壓級.

圖8為高速列車以200、250、300、350和400 km/h運行時，垂向、縱向和橫向平面噪聲評估點的等效連續A計權聲壓級分布對比圖.

由圖8可見以下特性：

（1）衰減特性

運行速度分別為200、250、300、350和400 km/h時，垂向噪聲評估點的等效連續A計權聲壓級平均增加幅度為2.96 dBA→2.56 dBA→2.22 dBA→1.94 dBA.說明隨著動車轉向架運行速度的增大，垂向平面的噪聲評估點等效連續A計權聲壓級增加幅度逐漸減小.其余兩平面均有同樣的分布規律.

（2）幅值特性

各平面噪聲評估點的聲壓級在θ=0°、90°、180°、270°時均出現最大值；垂向平面聲壓級最大值位于θ=90°（噪聲評估點y2）、θ=270°（噪聲評估點y4）處；縱向平面和橫向平面聲壓級最大值均位于θ=90°（噪聲評估點xz19）處，為113.1 dBA（動車轉向架以350 km/h運行）；不同運行速度下，垂向噪聲評估點最大值和最小值聲壓級相差18.8～21.2 dBA，縱向噪聲評估點最大值和最小值聲壓級相差19.3～21.8 dBA，橫向噪聲評估點最大值和最小值聲壓級相差22.0～26.2 dBA.

圖8 遠場氣動噪聲評估點的聲壓級分布圖Fig.8 Sound pressure level（SPL）distribution of aerodynamic noise evaluation points

（3）氣動噪聲指向特性

動車轉向架氣動噪聲是典型的偶極子噪聲，在圓形噪聲評估點中，噪聲輻射表現出很強的對稱性；聲源主要輻射方向為來流枕梁正上方，其次為橫向正左方和正右方，最后為來流正前方和正后方.表明動車轉向架的氣動噪聲在垂向、縱向和橫向平面內具有明顯的氣動噪聲指向性.

圖9為動車轉向架以350 km/h運行時，噪聲評估點xz19的1/3倍頻程分布圖.由圖9可見，當中心頻率為25和50 Hz時，主頻能量較大.動車轉向架的氣動噪聲能量主要集中在高頻部分，隨著運行速度的增大，其主要能量向高頻部分轉移且呈現增大趨勢.此外，分析動車轉向架以200、250、300和400 km/h運行時的1/3倍頻程可見，中心頻率25和50 Hz為動車轉向架的固有中心頻率且在低頻部分能量較大，分布規律不隨運行速度的改變而變化.

圖10為動車轉向架以350 km/h運行時噪聲評估點xz19的功率譜密度圖.由圖10可見，動車轉向架遠場氣動噪聲是寬頻噪聲，在很寬的頻率內存在，主要能量集中在28～44.7 kHz頻率范圍內.當頻率小于11.2 kHz時，功率譜密度的值很小；當頻率在11.2～28 kHz時，功率譜密度隨頻率的增加顯著增大；當頻率大于44.7 kHz時，功率譜密度迅速減小.

圖9 遠場氣動噪聲評估點的1/3倍頻程Fig.9 1/3 octave band centre frequency of far-field aerodynamic noise evaluation points

分析動車轉向架不同運行速度下的功率譜密度可見，功率譜密度的分布規律不隨運行速度的改變而變化，其幅值隨運行速度的增加而增大.

圖10 遠場氣動噪聲評估點的功率譜密度Fig.10 Power spectral density of far-field aerodynamic noise evaluation points

4 動車轉向架遠場氣動噪聲聲源貢獻量分析

圖11所示為動車轉向架各部件分別作為噪聲源以350 km/h運行時得到的等效連續A計權聲壓級對比曲線.

圖11 各部件作為噪聲源的遠場氣動噪聲在垂向平面的聲壓級對比圖Fig.11 SPL comparison of the far-field aerodynamic noise on vertical plane for components of noise sources

由圖11可看出，采用1個噪聲評估點的聲壓 級評價動車轉向架遠場氣動噪聲無意義.因此，可根據能量疊加原理，采用聲壓級的平均值

式中：ηi為第i個噪聲評估點所得到的等效連續A計權聲壓級；

I為測點總數.

在垂向平面中，I=71.由圖11可見：

（1）構架（ηI=85.45 dBA）對動車轉向架遠場總噪聲的貢獻最大，其次為輪對（ηI= 79.74 dBA），然后為抗側滾扭桿（ηI= 79.31 dBA）、垂向減振器（ηI=78.97 dBA）和枕梁（ηI=78.52 dBA）.牽引電機1（ηI=77.42 dBA）、牽引電機2（ηI=77.18 dBA）、空氣彈簧（ηI= 75.19 dBA）和橫向減振器（ηI=64.52 dBA）對遠場總噪聲的貢獻量較小.

（2）對比構架與動車轉向架的聲壓級可見，在θ=0°和180°處最大聲壓級相差9.9 dBA；在θ= 90°和270°處最大聲壓級相差3.5 dBA.可見構架在θ=90°和270°處的遠場噪聲輻射能量最多，指向性較明顯.

（3）輪對在垂向平面θ=90°和270°處的氣動噪聲指向性很明顯，最大聲壓級達到101.6 dBA，與動車轉向架最大聲壓級相差4.3 dBA.

（4）枕梁的氣動噪聲指向性主要在垂向平面的θ=180°處，在θ=180°處枕梁聲壓級與轉向架聲壓級相差12.2 dBA，θ=0°，90°，270°處的最大聲壓級分別相差23.6、13.3和13.3 dBA.

（5）抗側滾扭桿在θ=0°，40°，90°，130°，180°，230°，270°，320°處的遠場噪聲輻射較強，且氣動噪聲指向性明顯，平均聲壓級達到79.3 dBA，最大聲壓級與動車轉向架聲壓級相差23.5 dBA.

（6）垂向減振器在垂向平面內的氣動噪聲指向性不明顯，其與轉向架聲壓級比較，最大聲壓級相差25.3 dBA.

（7）牽引電機1主要對動車轉向架在垂向平面θ=0°，85°，180°，275°處的遠場氣動噪聲輻射有貢獻，牽引電機2主要對動車轉向架在垂向平面θ=0°，95°，180°，265°處的遠場氣動噪聲輻射有貢獻，其中在θ=0°和180°處對遠場氣動噪聲輻射的貢獻最大，氣動噪聲指向性很明顯.

（8）空氣彈簧在垂向平面內的遠場氣動噪聲輻射指向性不明確，其與轉向架聲壓級比較，最大聲壓級相差29.4 dBA.橫向減振器在垂向平面θ= 0°，90°，180°，270°處的遠場氣動噪聲指向性很明顯，最大聲壓級達到76.5 dBA，與動車轉向架最大聲壓級相差32.7 dBA.

5 結束語

本文主要進行了某型動車轉向架的氣動性能及氣動噪聲研究，探討了動車轉向架的流場特性、氣動噪聲聲源分布、遠場噪聲傳播及動車轉向架各部件對遠場總噪聲的貢獻量等問題，對動車轉向架氣動噪聲機理、衰減特性、幅值特性及氣動噪聲指向性等均進行了較深入的研究.關于車體底板等結構對動車轉向架氣動噪聲的影響需要進一步研究.

（1）輪對、構架、牽引電機1、枕梁、垂向減振器、抗側滾扭桿等部件的迎風側凸起位置為動車轉向架的氣動噪聲源，且迎風側的垂向減振器、抗側滾扭桿和枕梁對氣動聲源的貢獻量最大.因此，對氣動聲源貢獻較大的部位進行結構設計，降噪效果會很顯著.

（2）動車轉向架在各平面內具有衰減特性、幅值特性和氣動噪聲指向特性等.動車轉向架遠場氣動噪聲是寬頻噪聲，主要能量集中在28～44.7 kHz范圍內.低頻部分的主要能量集中在中心頻率為25和50 Hz附近，且分布規律不隨運行速度的改變而變化.

（3）對動車轉向架遠場氣動噪聲總噪聲貢獻量最多的部件依次為構架、輪對、抗側滾扭桿、垂向減振器和枕梁.牽引電機1、牽引電機2、空氣彈簧和橫向減振器對遠場總噪聲的貢獻量較小.

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高速列車動車轉向架氣動噪聲數值分析

張亞東， 張繼業， 張 亮， 李 田

Numerical Analysis of Aerodynamic Noise of Motor Car Bogie for High-Speed Trains

ZHANG Yadong， ZHANG Jiye， ZHANG Liang， LI Tian
（State Key Laboratory of Traction Power，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China）

In order to study the aerodynamic noise characteristics of motor car bogie in high-speed trains，an aerodynamic model of motor car bogie was established，a preliminary study on the aerodynamic noise source of the motor car bogie was made using the steady-state RNG k-ε turbulence model and the broadband noise source model，and the far-field aerodynamic noise was analyzed by combined use of the transient-state large eddy simulation（LES）and Lighthill's acoustic analogue theory.The results show that the wheel set，bogie frame，traction motor-1，bolster，vertical shock absorber，anti-rolling torsion bar and other protruding parts on the windward side are the aerodynamic noise source of the bogie.Among them，bogie frame has the largest contribution to the total far-field aerodynamic noise of the bogie，the wheel set and anti-rolling torsion bar have the secondary contribution，and the vertical shock absorber and bolster have the third contribution amount.Compared to the above components，the traction motor-1，traction motor-2，air spring and lateral shock absorber have less contribution to the total noise.In addition，the far-field noise of the motor car bogie is a broadband noise，characterized by attenuation，amplitude and aerodynamic noise directivity.The main energy of the noise in the low frequency band is concentrated at the centre frequencies 25 and 50 Hz，and the power spectral density distribution does not change with the train speed.

high-speed train；motor car bogie；aerodynamic noise；large eddy simulation；Lighthill's acoustic analogue theory；noise contribution

張亞東，張繼業，張亮，等.高速列車動車轉向架氣動噪聲數值分析［J］.西南交通大學學報，2016，51（5）：870-877.

0258-2724（2016）05-870-08

10.3969/j.issn.0258-2724.2016.05.008

U270.2；TB115

A

2015-03-19

高速鐵路基礎研究聯合基金資助項目（U1234208）；中央高校基本科研業務費資金資助項目（2682014CX042）

張亞東（1987—），男，博士研究生，研究方向為高速轉向架氣動噪聲特性分析及降噪，E-mail：aliyzyd@163.com

（中文編輯：秦萍玲 英文編輯：蘭俊思）