列車氣動噪聲源噪聲貢獻度研究

朱程， 金鑫， 賈小平*， 徐步震， 胡定祥， 周勁松

(1.中車南京浦鎮車輛有限公司技術中心， 南京 211899； 2. 同濟大學鐵道與城市軌道交通研究院， 上海 201804)

隨著中國經濟的持續增長和人民生活水平逐步提高，對軌道交通車輛的舒適性也提出了更高的要求。氣動噪聲作為評估列車舒適性的關鍵指標之一，是軌道車輛結構設計和優化的重要評估依據。針對氣動噪聲的研究，早期主要通過正線實測和大型風洞試驗進行數據采集和分析[1-3]，近些年以有限元法/無限元法為代表的數值計算方法在車輛研發階段對整車和關鍵子部件的設計優化起到重要作用。趙萌等[4]采用分離渦模擬方法研究受電弓在不同姿態運行時的非定常氣動特性，發現閉口和開口姿態時受到強烈干擾的分別是底座和滑板區域。張潔等[5]基于大渦模擬方法對不同速度等級下磁浮列車的子聲源特征進行數值仿真分析，發現列車偶極子聲源和四極子聲源分別分布在磁浮列車無線電終端周圍和尾流區域。朱劍月等[6]運用渦聲理論和聲類比方法，分析了轉向架艙外安裝裙板后頭車的氣動噪聲特性，結果表明裙板減弱了轉向架區域流動沖擊，降低了頭車氣動噪聲的產生與輻射。朱雷威等[7]利用工況傳遞路徑分析技術將轉向架區域的氣動噪聲分離，發現在低速時轉向架區的噪聲主要是輪軌噪聲和機械結構噪聲，而在200 km/h速度級及以上時氣動噪聲占主導。周建容等[8]通過將小波閾值去噪與相關性系數相結合，將車廂實測氣壓信號轉化為脈動壓力值后對耦合模型進行沖擊加載，發現車內氣壓級主要集中在100 Hz以下的中低頻段，靠近車壁處氣壓更易受車體結構模態影響。劉國慶等[9]利用大渦模擬和聲類比方法對比全包和半包風擋的氣動噪聲特性，發現車端風擋處產生的噪聲是寬頻噪聲，采用全包風擋更有效避免氣流在車端間隙內劇烈擾動。目前有關高速列車氣動噪聲方面的數值計算主要基于聲學類比理論，利用瞬態流場的參數開展對車身表面氣動噪聲源分布的研究。但是關于一些關鍵部件(車頭、車尾、受電弓等)對整車的氣動噪聲影響及對比研究工作開展的相對較少，無法全面、深入地了解氣動噪聲特性。

考慮到數值模擬方法的優勢，現利用該方法建立列車氣動噪聲模型，對不同噪聲源的頻譜特征和對整車的噪聲貢獻率進行對比分析，為后續研究提供一定參考。

1 氣動聲學原理

1.1 Lighthill聲波動方程

根據N-S方程和連續性方程(流體力學)推導得出的Lighthill方程作為噪聲理論的基本組成部分，闡述了湍流噪聲的產生機理[10-12]：

根據質量守恒定律有

(1)

式(1)中：ρ為流體擾動時的密度；t為時間；Q為單位時間內流經單位截面的流體質量；ui為流體速度在yi方向上的分量；yi為直角坐標系分量；i=1,2,3。

根據N-S方程可知

(2)

式(2)中：p為單位面積的聲壓；eij為黏性應力；δij為克羅內克函數；uj為流體速度在yj方向上的分量；yj為直角坐標系分量；j=1,2,3；F為單位體積力。

將式(2)代入式(1)即可得到

(3)

1.2 FW-H方程

文獻[13-15]利用廣義Green函數將Lighthill聲類比理論的應用范圍擴展到物體在流體中運動發聲領域，考慮到存在垂向運動的壁面，推導出流致發聲的控制方程，表示為

(4)

式(4)中：xi和xj分別為空間坐標系的各向分量；vi和vj為積分面移動速度的各向分量；pij為應力；H為Heaviside函數。該方程右端聲源項包含四極子聲源、偶極子聲源和單極子聲源三項。目前基于FW-H方程的氣動聲學計算已成為計算氣動聲學的主要方法之一。

1.3 聲源特征疊加理論

針對聲場特征尺寸的不同，在自由聲場中，流場特征尺寸表達式為

l=λMa

(5)

式(5)中：Ma為馬赫數；λ為聲波波長。

圖1為聲源及聲場示意圖。d和LS分別表示監測點處距最近聲源點的距離和聲源區域的尺度，當l?λ(LS?λ)時，則稱聲源緊致；當d?λ(d?LS)，則稱監測點處為聲遠場。將緊致聲源看作點聲源，忽略從聲源區不同點輻射的聲波到給定點的時間差，對聲比擬理論計算進行簡化[16-19]。

圖1 聲源及聲場示意圖Fig.1 Schematic diagram of sound source and sound field

在列車噪聲控制應用中，涉及車體、受電弓、轉向架等噪聲源的噪聲疊加問題。根據聲壓幅值平方相加的規則，噪聲聲壓級的疊加公式為

(6)

式(6)中：Lp為總聲壓級；n為噪聲源數量；Li為單獨產生有效聲壓pi的對應聲壓級。

2 列車的數值模型

2.1 整車模型和計算區域

采用五節車編組的某型動車組(長126 m，寬3.2 m，高3.8 m)，包含頭車、尾車及三節中間車廂，車廂連接處采用外包風擋，其中每節車帶有2個轉向架，一輛中間車廂帶有受電弓。考慮到計算模型的尺寸較大、部件較復雜，在保證總體結構不變的前提下，對懸掛件等不規則結構進行簡化，去除對流體分析影響較小的部件，如圖2所示。

圖2 整體幾何模型Fig.2 Overall geometric model

利用有限元方法建立高速列車明線運行的外流場區域難度很大，因此在保證計算精度的同時，限定流場區域的大小。研究表明[20]氣流對列車尾部的影響比迎風側車頭處大很多，因此建立圖3的計算域(長495 m，寬110 m，高80 m)進行氣動環境模擬，頭車鼻錐頂點距入口處100 m，尾車距出口約269 m。其中速度入口為abcd面，壓力出口(1 atm)為efgh面，底面abfe為滑移壁面，其余邊界設置為無滑移固定壁面。

圖3 計算區域及邊界設置Fig.3 Computational area and boundary settings

2.2 穩態計算

列車的穩態特征作為大渦瞬態計算的初始條件，用來初步判斷計算模型的準確性。圖4為300 km/h運行時車體表面壓力云圖，其中表面壓力較大的部位是車頭迎風面鼻錐處，車下遮流板處，車頂上方導流罩處及受電弓弓頭等處，受電弓弓頭具有最大的靜壓力，符合壓力分布規律。

3 車頭部位噪聲貢獻度分析

列車的車頭區域曲率變化大，具有很強的氣體壓力梯度。為了評估車體、轉向架和受電弓對車頭和尾部噪聲的貢獻，結合圖4所示的車體頭部表面壓力較大的區域，選取車頭和車尾縱向中心截面對應的列車表面遮流板處、鼻尖處、司機室前窗下方處相同位置處各取3個測點，頭車為測點1、2、3，尾車為測點4、5、6，如圖5所示。分別以車體、受電弓、轉向架為噪聲源時，在不同速度下測點的總聲級分別如圖6所示。

圖4 車體表面壓力云圖Fig.4 Body surface pressure cloud map

圖5 車頭和車尾表面噪聲測點布置Fig.5 Layout of front and rear surface noise assessment points

圖6 不同噪聲源在測點處的聲壓級Fig.6 Sound pressure levels(SPL) of different noise sources at the evaluation point

當車體為噪聲源時，考慮到鼻錐下方與遮流板連接的凹處存在復雜旋渦，測點1的總聲壓級高于測點2。通過對列車運行速度400 km/h時車頭、車尾相同位置的測點對比發現，測點1～3的聲壓級比車尾相同位置處測點的聲壓級低，最大總聲壓級在車尾遮流板處(132.43 dB)。當受電弓和轉向架為噪聲源時，車頭處測點的聲壓級都大于車尾相同位置處測點的聲壓級；其中受電弓為噪聲源時6個測點聲壓級分別近似相等，且最大總聲壓級在車頭鼻錐上方處(88.32 dB)。轉向架為噪聲源時測點2、5的聲壓級都比周邊測點略小，且最大總聲壓級在車頭遮流板處(107.3 dB)。

考慮到列車頭部氣流比較均勻，而尾部由于鈍體擾流會形成引發氣動噪聲的特征結構，因此列車外形對降噪有較大影響。

4 轉向架部位噪聲貢獻度分析

列車的轉向架結構復雜，氣體流過時產生錯綜復雜的氣流，因此開展轉向架區域的噪聲研究工作，對評估噪聲和采取控制措施具有實際意義。針對300 km/h、400 km/h兩種運行工況，本節選取4個轉向架，并設置對應區域的評估點1～3，具體位置如圖7(a)所示，對不同噪聲源在轉向架區域輻射的噪聲進行分析。各轉向架評估點的總聲壓級如圖7(b)和圖7(c)所示，其中C1～C3 、Z1～Z3及S1～S3分別為以車體、轉向架和受電弓為噪聲源時評估點1～3的總聲級。

圖7 轉向架評估點布置及總聲壓級Fig.7 Bogie evaluation point layout and total SPL

最大總聲壓級發生在以車體為噪聲源時轉向架1的噪聲評估點1處，即頭車第一個轉向架中心，300 km/h時約為121 dB，400 km/h時約為125.1 dB；

轉向架2的車頂部位為受電弓，以受電弓為噪聲源時在轉向架2處的聲壓級最大，300 km/h時約為107.6 dB，400 km/h時約為116.4 dB，在其他轉向架處聲壓級為70～90 dB范圍內，總體噪聲級較低；以轉向架為噪聲源時在轉向架1處的評估點1聲壓級最大，300 km/h時約為118.2 dB，400 km/h時約為124.5 dB，其次在轉向架2、4處較大，轉向架中心的總聲級遠大于評估點2、3的總聲級；以車體、轉向架為噪聲源時轉向架4在評估點1總聲壓級比轉向架3高，而在評估點3處則兩者接近，說明距轉向架越遠，總聲壓級的衰減幅度越小。

5 受電弓部分噪聲貢獻度分析

受電弓的復雜結構導致氣流在流經該區域時一部分從車體兩側向后流動，另一部分在受電弓周邊產生不同尺寸的旋渦并產生較大的氣動噪聲。在受電弓附近的3個橫截面上，分別在車體頂面和側面上各布置1個評估點，即D、E、F和K、M、N共計6個評估點，如圖8(a)所示。列車在不同速度下分別以車體、受電弓和轉向架為噪聲源時各評估點的總聲壓級如圖8(b)所示。

在圖8(b)中，D、E、F、K、M、N為噪聲評估點，其中最大總聲壓級發生在以受電弓為噪聲源的評估點D處，300 km/h時約為120.2 dB，400 km/h時約為126.1 dB。以車體為噪聲源時，評估點D、E、F和K、M、N的總聲壓級分別相差不大，300 km/h時為98 dB左右，400 km/h時為107 dB左右；以轉向架為噪聲源時，評估點F、E、D和N、M、K的總聲壓級逐步增加，且幅值較小，總體噪聲級較低；以受電弓為噪聲源時，車體頂部評估點F、E、D的總聲壓級逐步增加，其中評估點F的聲壓級遠小于評估點D、E，而在車體側面最大聲壓級發生在評估點M，評估點的聲壓級沿著氣流方向先增大后減小。

圖8 受電弓部位噪聲評估點及聲壓級Fig.8 Noise evaluation point and SPL of pantograph

6 車體各部分對遠場氣動噪聲分析

6.1 同一截面處各部分的貢獻度

為了進一步研究分析車體、轉向架、受電弓各部分對遠場氣動噪聲的貢獻度，在縱向上設置1～12共12個橫截面，每個截面上垂向距離車輪最低端1.5、3.5、5.5 m處、距離車體縱向中心線3、7.5、25 m處，各做9個評估點，如圖9(a)所示。列車以300 km/h速度運行時，截面2、截面5和截面11上9個噪聲測點的噪聲貢獻分別如圖9(b)～圖9(d)所示。

圖9 車體截面位置和聲壓級Fig.9 Body cross-sectional position and SPL

計算結果表明，在頭車轉向架附近的截面2上，噪聲主要來自車體和轉向架，來自車體的噪聲大于來自轉向架輻射的噪聲，在截面2上受電弓輻射的噪聲相對較小；車體和轉向架都是對點1輻射的噪聲最大，距離噪聲源越遠，輻射的噪聲源小；轉向架對位置較低的點1、2輻射的噪聲大于對點4、5輻射的噪聲，對位置較遠的點3、6、9輻射的噪聲相差不大。在截面5上，以受電弓為噪聲源時評估點1、2、4、5、7總聲壓級大于以車體、轉向架為噪聲源是的總聲級，在距離車體較遠的評估點3、6、9以車體和轉向架為噪聲源輻射的噪聲大于受電弓輻射的噪聲，截面5恰好是受電弓所在的截面，這進一步說明受電弓對受電弓所在局部噪聲起著主導作用，但對遠場的輻射能力小于車體和轉向架。

當列車速度提高時，車體各部分的評估點聲壓級均增大，可知運行速度對氣動噪聲有較大影響，其中受電弓和轉向架由于外形不規則，對氣流干擾較嚴重，聲壓級增幅較大。總的來說，車身和轉向架對評估點的遠場貢獻較大，受電弓在局部區域貢獻度較高。截面11上各噪聲源的輻射效果與截面2類似，但車體對截面2和截面11上的評估點1的輻射噪聲分別為107 dB和95 dB，轉向架對截面2和截面11上的點1的輻射噪聲分別為105 dB和88 dB，可見車體和轉向架對列車頭部的噪聲貢獻明顯大于對列車尾部。

6.2 標準評估點噪聲貢獻度

根據軌道車輛輻射噪聲測量標準ISO-3095[21]，列車遠場噪聲測試點距軌面高3.5 m、距離軌道中心線25 m，即圖9(a)中的評估點6。分別以列車整體(含車體、轉向架和受電弓)、車體、轉向架和單獨受電弓為噪聲源，對不同運行速度下各噪聲源在評估點6的噪聲特性進行分析。圖10的結果表明，列車運行速度不影響各截面標準評估點的總聲壓級分布規律，只改變總聲壓級的幅值大小；以整車為噪聲源時標準評估點的最大總聲壓級在頭車截面2處，且在截面5處由于受電弓的影響，標準評估點的總聲壓級增大。

以車體和轉向架為噪聲源時評估點6的最大總聲壓級在截面2處，以受電弓為噪聲源時評估點6的最大總聲壓級則在截面5處，車體和轉向架的噪聲輻射特點也是從頭車到車尾逐漸降低，即車體和轉向架對頭車的噪聲貢獻大于對尾車的噪聲貢獻。在圖10(e)中，標準評估點處的最大總聲壓級與列車運行速度近似線性關系；車體、轉向架、受電弓在標準評估點的總聲壓級逐次降低，再次說明車體和轉向架對列車氣動噪聲的貢獻度較大，且影響區域比較大，而受電弓對列車氣動噪聲的遠場貢獻度較小，主要集中在受電弓的近場區域。

圖10 速度和噪聲源對標準評估點的總聲壓級影響Fig.10 Influence of velocity and noise source on total SPL at standard evaluation points

對300 km/h時不同噪聲源的總聲壓級最大的標準評估點(截面2上的評估點6)進行A計權聲壓級分析，結果如圖11所示。標準評估點的1/3倍頻程頻譜分布規律與噪聲源種類的相關性較小，且各標準評估點的1/3倍頻程頻譜分布規律相似，都是隨著頻率增大而先增大后減小，只是幅值不同；氣動噪聲的A計權聲壓級主要集中在400～1 250 Hz，車體為噪聲源時的聲壓級頻譜與整車為噪聲源時最為相似，轉向架為噪聲源時在超過400 Hz以上的中高頻均具有較高的噪聲輻射，受電弓的噪聲輻射主要集中在400～800 Hz；以受電弓和轉向架為噪聲源時聲壓級最高在60～65 dB，而車體為噪聲源時聲壓級最高約在75 dB，進一步說明車體對列車氣動噪聲的貢獻度較大。

圖11 標準評估點的A計權聲壓級Fig.11 A-weighted SPL at standard assessment points

7 不同噪聲源噪聲疊加分析

利用噪聲級疊加原理，按照式(6)對列車在不同速度下分別以車體、受電弓、轉向架為噪聲源，在截面2上的標準評估點6所得到的總聲級壓進行疊加計算，疊加計算的標準評估點的總聲級值與通過以整車為噪聲源仿真計算所得的總聲級(仿真值)進行對比，如表1所示。

表1 標準評估點疊加總聲壓級與整體總聲級Table 1 Standard evaluation point superimposed total SPL and overall total SPL

以300 km/h為例，以車體(Lc)、轉向架(Lz)、受電弓(Ls)為噪聲源計算的總聲級分別為90.7 、88.72 、77.15 dB，按式(5)疊加計算為

Lp=10lg[100.1Lc+100.1Lz+100.1Ls]

=10lg[100.1×90.7+100.1×88.72+100.1×77.15]

=92.95 dB

(7)

以列車整體為噪聲源時截面2上的標準評估點6的總聲級為93.25 dB，與疊加計算的92.95 dB相差只有0.3 dB，表明列車氣動噪聲計算中不同噪聲源之間滿足噪聲疊加原理。

8 結論

通過對列車模型的氣動性能和噪聲數值進行模擬，分析了不同噪聲源對列車氣動噪聲的影響，得到如下主要結論。

(1)車體、轉向架、受電弓對車頭部位的噪聲貢獻度逐次減小，其中受電弓和轉向架為噪聲源時對車頭處的噪聲貢獻度比車尾處大，而車體為噪聲源時車頭部位最大總聲壓級發生在遮流板處，且在相同位置處車尾局部區域的噪聲級比車頭處高。

(2)從車下噪聲級來看，轉向架總聲壓級呈現先降低后增高的分布規律，車體和轉向架為噪聲源時對車頭、車尾轉向架區域的噪聲貢獻度較大，而以受電弓為噪聲源時對其下方轉向架區域噪聲貢獻度較大，對車下其他區域貢獻度較小。

(3)車體和受電弓為噪聲源時在受電弓區域(車廂端部)噪聲貢獻度較大，其噪聲貢獻度占比與距離呈反比趨勢，轉向架為噪聲源時對受電弓區域噪聲貢獻比重很低且分布均勻。

(4)列車標準評估點處的最大總聲壓級與運行速度近似呈線性關系，但對總聲壓級分布規律影響較小，車體、轉向架及受電弓在標準評估點的總聲壓級逐次降低。

(5)列車各評估點的1/3倍頻程頻譜幅值不同，但分布規律相似，A計權聲壓級主要集中在400～1 250 Hz范圍內，其中受電弓和轉向架為噪聲源時A聲壓級最高在60～65 dB，而整車和車體為噪聲源時A聲壓級最高在75 dB左右。

(6)對不同噪聲源的聲壓級疊加值與以整車為噪聲源得到的仿真計算值誤差極小，不僅驗證了計算的準確性，對噪聲的研究也有一定的參考價值。