高速動車組遠場氣動噪聲數值仿真

黨 娜

(呼和浩特市機械工程職業技術學校，內蒙古 呼和浩特 010000)

鐵路噪聲由于其系統的復雜性，噪聲源及其產生機理也較復雜，根據國內外鐵路噪聲測試實驗研究，通常認為鐵路噪聲由牽引噪聲、輪軌滾動噪聲和空氣動力學噪聲等組成，當列車速度低于50 km/h時，列車噪聲主要是牽引噪聲；當列車運行速度高于50 km/h而低于250 km/h時，列車主要噪聲源為輪軌滾動噪聲；當動車組運行速度超過250 km/h時，空氣動力學噪聲則會成為主要噪聲源。動車組車下轉向架、車頂受電弓等復雜結構產生的氣動噪聲是主要的噪聲源。噪聲傳遞到車內，影響乘客的乘坐舒適度；傳遞到車外，擾亂鐵路沿線居民的工作生活，因此降低鐵路車輛噪聲具有很高的現實意義。一些國家為了降低高速動車組氣動噪聲采取了一系列的降噪措施[1]，如何準確地預測高速動車組氣動噪聲是一個非常有意義的研究課題。

高速動車組氣動噪聲的產生原因比較復雜，高速行駛中的列車與空氣發生相互作用，在列車外部形成復雜的繞流場，由于列車外形復雜，氣體流動多是不平順的，在列車車身復雜表面會發生流動分離現象，形成復雜的渦流流動，正是這些復雜的渦流流動產生了很高的脈動壓力，進而誘發了極大的氣動噪聲[2]。目前氣動噪聲的主要研究方法有理論研究、試驗研究、數值研究，而數值研究又憑借其獨特的優勢逐漸被廣泛應用[3]。

筆者建立了包括轉向架、受電弓結構的高速動車組空氣動力學仿真模型，基于大渦模擬和氣動聲學基本理論，通過以穩態計算結果作為初始值進行瞬態大渦模擬計算，預測了考慮轉向架、受電弓結構的高速列車遠場氣動噪聲，從而使氣動噪聲的預測更加準確。

1 基本分析理論

氣動噪聲是指氣體自由流動或物體與氣體相互作用引起氣體擾動而輻射的噪聲，其主要激發機理是由流動自身的不規則運動以及固體與流體相對運動所激起的流體內部應力及壓力擾動在介質中的傳播[4]。

1.1 氣動聲學基本理論

聲場是流場的一種特殊形態，流體本身誘發的聲音離不開流體動力學基本方程的約束。描述流體流動的連續性方程和動量守恒方程分別如下所示。

連續性方程：連續性方程又稱質量守恒方程，任何流動問題都必須滿足質量守恒方程。

(1)

動量守恒方程：動量守恒方程也是任何流動系統都必須滿足的基本定律，其本質是牛頓第二定律。

(2)

式中，ρ是流體密度，v是流體速度，p是流體壓力，σij是流體的黏性應力張量。

由連續性方程和動量守恒方程可以推導出Lighthill方程：

(3)

Tij=ρViVj+〔(P-P0)-C02(ρ-ρ0)〕δij-σij表示Lighthill張量，c0為聲速，為Hamilton算子，ρ0、p0分別為未受擾動時的流體密度和流場壓力。

1.2 Ffowcs Williams-Hawkings方程

考慮到運動固體邊界對聲音的影響，Ffowcs Williams和Hawkings基于Curle理論，引入了廣義函數法，解決了物體在流體中運動的發聲問題。將連續性方程和動量守恒方程擴展到整個流動區域，經過一系列的公式推導，可得FW-H方程如式(4)所示。利用FW-H方程，可以求解聲場任意觀測點的噪聲，即使這些點不在計算區域內。

(4)

2 高速動車組空氣動力學模型

2.1 車體幾何模型

高速動車組通常是8節編組，由于氣流流過高速動車組車頭一定距離后，列車中部繞流邊界層的結構已趨于穩定，列車氣動噪聲變化也基本穩定[5]，因此計算模型選取3節編組，即由一節頭車、一節中間車和一節尾車組成，同時頭車、中間車車下配有轉向架，中間車車頂配有受電弓，車廂之間以全包外風擋連接。

2.2 數值計算域的選取

由于受到計算機配置、計算時間等條件的限制，數值計算域不可能無限大。經參考相關文獻及高速動車組風洞試驗相關參數，計算域的總長L>5 l，高度H>20h，寬度W>25 w[6]，其中l、h、w分別為高速動車組車體長度、高度和寬度。而所選動車組模型車身長為76.6 m，高度為3.8 m，寬度為3.2 m，按此計算，高速動車組數值計算域長度定為400 m，寬度為110 m，高度為80 m。

2.3 數值計算模型網格的劃分

由于車身表面不規則，且帶有轉向架、受電弓等復雜結構，因此采用混合網格進行網格劃分。為了能在車體壁面邊界層捕捉到湍流，在列車表面及附近空間采用細化的非結構化網格，遠離車體的較大外部區域采用結構網格，并按一定的增大因子過渡。圖1是車體中部帶有轉向架、受電弓結構的剖面網格劃分圖。

圖1 車體中部剖面網格劃分

3 結果分析

3.1 車下氣動噪聲

模擬仿真中，由于第一個轉向架不受后部車體長度的影響，計算準確度相對是最好的，因而選取離頭車最近的轉向架作為研究對象。首先，在轉向架正下方、前側、后側、左側、右側共選取15個監測點，監測點布置如圖2所示，其中x方向為轉向架運行的正方向，z指向轉向架一側，y指向車輛向上的方向，其中D、E、F在轉向架正中間搖枕正下方。

圖2 轉向架周圍監測點布置

經過仿真研究得出，在所有的15個監測點中，轉向架中部的D、J、M 3個監測點的聲壓級是最高的，其中，J、M兩點的聲壓級相對較高，因為中間部位幾何結構響度更加復雜，所誘發的氣動噪聲更大。

圖3、圖4分別為列車運行速度為200 km/h、300 km/h時，轉向架周圍J、M兩個監測點的聲壓頻譜圖。可以看出，各監測點氣動噪聲的頻譜具有相似的形狀，且頻帶較寬，沒有明顯的主頻率，在低頻時氣動噪聲能量較大，在高頻時能量較小；各監測點氣動噪聲的頻譜在不同的運行速度中具有相似的形狀，隨著車速的提高，各監測點聲壓級是逐漸增大的。

圖3 運行速度為200 km/h

圖4 運行速度為300 km/h

為了更加準確地研究車下氣動噪聲，將模型中的4個轉向架一起考慮，分別選取轉向架前側、左側、正下方、右側、后側中的一點Bi、Ji、Di、Mi、Hi(見圖2)，研究這些監測點的氣動噪聲，進而得出車下氣動噪聲特性規律。圖5是高速動車組運行時速為300 km/h時，第一轉向架、第二轉向架、第三轉向架、第四轉向架中5個監測點的總聲壓級變化曲線。可以看出，頭車的第一個轉向架的總聲壓級整體是最高的；第四轉向架由于受到尾部渦流的影響總聲壓級相對比較高，并且轉向架后側的H4的聲壓級突增，聲壓級數值達到128.9 dB；第二轉向架和第三轉向架由于相距比較近，二者互相影響，導致總聲壓級折線圖在一定范圍內波動。

圖5 轉向架監測點總聲壓級變化曲線

3.2 車頂氣動噪聲

車頂氣動噪聲主要是由受電弓、受電弓導流罩、空調導流罩等結構產生的噪聲，而受電弓由于其結構最為復雜成為誘發車頂氣動噪聲的主要噪聲源，在此我們將著重研究受電弓遠場氣動噪聲。首先在受電弓周圍選取6個監測點，監測點布置如圖6所示。圖7為受電弓遠場6個監測點在不同運行速度時的總聲壓級折線圖。可以看出，監測點1、2、3點由于受到鉸鏈座、上臂的影響，2點處的聲壓級較高；監測點4、5、6受到弓頭的影響，總聲壓級開始突增，其中監測點5的總聲壓級最高，在運行時速為300 km/h時，監測點5處的聲壓級達到140.2 dB。

圖6 監測點設置

圖7 受電弓監測點總聲壓級變化曲線

3.3 車體側面氣動噪聲

列車高速運行時，產生的氣動噪聲會向周圍環境輻射。繪制截面監測點聲壓隨速度、位置的變化曲線可以使我們很好地觀察高速動車組遠場氣動噪聲的特性。筆者選取離軌道中心線25 m(Z方向)，距軌面3.5 m(Y方向)處的8個縱向監測點為研究對象。變化曲線如圖8所示，可以看出，對應車頭處的截面1、2總聲壓級比較高，其中位于司機室和車廂連接處的截面2總聲壓級最高；對應同時有轉向架、受電弓的截面5總聲壓級也相對較高。

圖8 車體側面監測點總聲壓級變化曲線

4 結束語

筆者以流體力學和氣動聲學為理論依據，建立了包括頭車、中間車、尾車、受電弓、轉向架的高速動車組空氣動力學模型，并對高速動車組車下轉向架、車頂受電弓進行了遠場氣動噪聲數值模擬研究，通過分析得出：氣動噪聲所處的頻帶很寬，無明顯主頻，是一種寬頻噪聲，能量在低頻部分較大，在高頻部分較小；轉向架中部的氣動噪聲較前部、后部比較大，在轉向架附近靠近制動盤、齒輪箱、空氣彈簧的區域，所誘發的氣動噪聲都是比較大的；所研究的四個轉向架中，第一轉向架的總聲壓級是最高的，其次是受尾部渦流影響的第四轉向架；車頂受電弓弓頭處會有很強的氣流擾動，會產生很大的壓力，因而弓頭處會誘發比較大的氣動噪聲；產生氣動噪聲比較大的區域有車頭處、中間車后部同時有轉向架、受電弓的截面附近。筆者模擬考慮了車頂受電弓、車下轉向架復雜結構的高速動車組氣動噪聲，研究表明，與沒有考慮轉向架、受電弓結構的動車組相比較，考慮轉向架、受電弓結構的動車組相同截面的聲壓級在200 km/h、300 km/h運行時速分別高出9.7 dB、 15.2 dB。