張亞東， 張繼業(yè)， 李 田

(西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實驗室，四川 成都 610031)

隨著車輛運(yùn)行速度的不斷提高，高速列車的振動噪聲問題變得日益突出。作為可以直接被司乘人員感觀的舒適性指標(biāo)，振動噪聲已經(jīng)逐漸成為影響高速列車商業(yè)運(yùn)營的關(guān)鍵性因素[1]。在高速運(yùn)行時，列車的動態(tài)環(huán)境以氣動作用為主[2]。當(dāng)列車速度超過300 km/h或者輪軌噪聲得到治理時，氣動噪聲將取代輪軌噪聲成為高速列車上最主要的聲源[1-3]。列車高速運(yùn)行時產(chǎn)生的氣動噪聲成為制約高速列車進(jìn)一步提速的阻礙因素。

目前對于高速列車氣動噪聲的研究較多通過試驗研究和數(shù)值模擬，由于問題的復(fù)雜性，大多數(shù)數(shù)值計算強(qiáng)調(diào)高速列車某一部位的氣動噪聲，對整車氣動噪聲及包括轉(zhuǎn)向架和車輛連接部位等結(jié)構(gòu)的數(shù)值模擬較少。Nagakura等[4-7]采用風(fēng)洞試驗、聲陣列技術(shù)和Lighthill聲學(xué)比擬理論，指出高速列車的主要?dú)鈩釉肼曉礊槭茈姽?、轉(zhuǎn)向架、鼻尖、排障器、車頭、車尾、車窗、車門、車輛連接處和裙板等。Sueki等[8]在新干線E2-1000系列高速列車的PS207型受電弓上采用多孔材料，并通過風(fēng)洞試驗得到受電弓以360 km/h運(yùn)行時噪聲比原材料減小1.9 dBA，說明材料屬性對受電弓氣動噪聲影響較大，在受電弓低噪聲設(shè)計中應(yīng)考慮材料屬性。Lee等[9]通過優(yōu)化弓頭結(jié)構(gòu)形狀和采用新型低噪聲PS207型受電弓，并通過風(fēng)洞試驗驗證得到低噪聲的弓頭形狀和新型受電弓的降噪效果。Yu等[10]設(shè)計了3 種導(dǎo)流罩結(jié)構(gòu)，通過對DSA350型受電弓以開口方式運(yùn)行的數(shù)值模擬分析，得到采用類似風(fēng)屏障結(jié)構(gòu)的導(dǎo)流罩后，其降噪效果明顯，聲壓級下降3 dB左右。Zhu等[11]基于延遲獨(dú)立渦模擬(DDES)和FW-H方法對只包括輪對和構(gòu)架結(jié)構(gòu)的1∶10縮比簡化轉(zhuǎn)向架流場特性和偶極子分布規(guī)律進(jìn)行了預(yù)測并通過風(fēng)洞試驗驗證了數(shù)值模擬的正確性。Wakabayashi等[12]通過全尺寸模型的線路測試方法，對整車全部轉(zhuǎn)向架區(qū)域設(shè)置全包裙板的FASTECH360 S型高速列車進(jìn)行噪聲測試，結(jié)果表明較E2-1000型高速列車[13]的轉(zhuǎn)向架區(qū)域噪聲減小1 dB左右。劉加利等[14-15]以高速列車頭車為研究對象，采用大渦模擬方法和Lighthill聲學(xué)比擬理論，計算頭車遠(yuǎn)場氣動噪聲特性及利用寬頻帶噪聲源模型計算高速列車車身表面氣動噪聲源問題。Yamazaki等[16]通過對1∶5縮比的某型新干線列車的風(fēng)洞試驗研究和實車測試，發(fā)現(xiàn)車輛連接處也是高速列車的主要噪聲源。孫振旭等[17]采用非線性聲學(xué)求解器和FW-H方法對CRH3型高速列車進(jìn)行氣動噪聲預(yù)測及進(jìn)行低噪聲結(jié)構(gòu)設(shè)計，計算結(jié)果表明在頭車視窗和流線型部位采用光滑過渡和車頭排障器位置進(jìn)行流線型設(shè)計后與原始模型對比其表面噪聲分別減少7 dBA和14 dBA，降噪效果明顯。

基于以上文獻(xiàn)調(diào)研，本文主要涉及高速列車整車氣動噪聲聲源、遠(yuǎn)場氣動噪聲特性分析和降噪研究。數(shù)值計算時，同時考慮轉(zhuǎn)向架和車輛連接部位等結(jié)構(gòu)的高速列車空氣動力學(xué)模型，建立了3 節(jié)編組高速列車整車氣動噪聲計算模型。研究得到較準(zhǔn)確的高速列車氣動噪聲源及各個噪聲源對整車氣動噪聲的貢獻(xiàn)量大小，同時得到列車遠(yuǎn)場氣動噪聲分布規(guī)律，并優(yōu)化車輛連接處的風(fēng)擋結(jié)構(gòu)和轉(zhuǎn)向架區(qū)域的裙板結(jié)構(gòu)，取得良好的降噪效果。

1 高速列車遠(yuǎn)場氣動噪聲計算模型

1.1 計算幾何模型

本文以某型動車組為研究對象，采用頭車、中間車和尾車組成3 節(jié)車編組，每輛車包括前后2個轉(zhuǎn)向架，車輛連接處采用內(nèi)風(fēng)擋結(jié)構(gòu)(本文簡稱既有風(fēng)擋)。高速列車簡化模型見圖1。車輛尺寸參數(shù)為：L=79.12 m、W=3.36 m、H=3.80 m，頭車流線型長度為10.17 m，頭車最大橫截面積為11.91 m2。

1.2 計算區(qū)域及邊界條件

高速列車計算區(qū)域見圖2，流場計算區(qū)域長度、寬度和高度分別為4L m、24W m和10H m，列車頭車鼻尖距入口1倍車長，尾車鼻尖距出口為2倍車長，列車與地面之間的距離為0.376 m。

高速列車正前方來流方向截面為入口邊界，設(shè)置為速度入口條件。正后方截面為出口邊界，設(shè)置為壓力出口條件。高速列車的左側(cè)、右側(cè)和正上方截面設(shè)置為對稱邊界，列車表面設(shè)置為無滑移壁面的wall邊界。為了模擬地面效應(yīng)，地面設(shè)置為滑移地面，其滑移速度為列車運(yùn)行速度[18]。

1.3 網(wǎng)格劃分

采用網(wǎng)格劃分軟件ICEM CFD來劃分網(wǎng)格。分別取外場最大尺寸2 000 mm、列車表面最大網(wǎng)格70 mm、轉(zhuǎn)向架表面最大網(wǎng)格為40 mm等的非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格。為更加精確的考慮車體表面對流體流動的影響，在其表面進(jìn)行邊界層網(wǎng)格劃分，邊界層增長率為1.2，總厚度12 mm的8層三棱柱網(wǎng)格。其相應(yīng)的網(wǎng)格總數(shù)約為4 562 萬。

1.4 數(shù)學(xué)模型

采用基于雷諾平均模擬的標(biāo)準(zhǔn)湍能-耗散率進(jìn)行定常計算，采用大渦數(shù)值模擬湍流模型[19]進(jìn)行非定常計算，CFD模擬得到聲源信息數(shù)據(jù)后，再采用聲類比理論[20]求解聲波從近場到遠(yuǎn)場部分的傳播。其計算過程均在FLUENT軟件中完成。

2 高速列車氣動噪聲聲源特性

2.1 高速列車聲功率級分布特性

圖3為高速列車在平地上以350 km/h運(yùn)行時整車、車端連接部位和轉(zhuǎn)向架部位的聲功率級分布云圖，圖4為縱向?qū)ΨQ面外輪廓線上的聲功率級分布圖。

由圖3和圖4可看出，頭車鼻尖、頭車排障器、轉(zhuǎn)向架部位和既有風(fēng)擋區(qū)域聲功率級峰值達(dá)到100 dB以上，而頭車非流線型部位、中間車和尾車部位的聲功率級較小。聲功率較大的車身表面處脈動壓力值較大，產(chǎn)生的氣動噪聲也較強(qiáng)。由此可知，頭車鼻尖處、頭車排障器部位、轉(zhuǎn)向架部位和既有風(fēng)擋區(qū)域為高速列車的主要噪聲源，由此可認(rèn)為高速列車的聲源區(qū)域發(fā)生在氣流易分離、湍流運(yùn)動較劇烈處。

由圖3、圖4還可以看出，頭車一位端轉(zhuǎn)向架的聲功率級較其余轉(zhuǎn)向架的聲功率級大，其中輪對靠近地面?zhèn)?、轉(zhuǎn)向架制動盤和構(gòu)架等處的聲功率較轉(zhuǎn)向架其余部件大。二位端既有風(fēng)擋處聲功率級較一位端既有風(fēng)擋處大，中間車的聲功率級衰減幅值較頭車和尾車小。由此可知，主要聲源分布在部件曲率變化比較大或是渦流變化比較激烈的地方。

因此，優(yōu)化高速列車頭部形狀及車身外形，轉(zhuǎn)向架部件進(jìn)行流線型設(shè)計，減少凹凸型排障器和既有風(fēng)擋是減小高速列車車身表面氣流擾動和降低氣動噪聲的有效方法。

2.2 高速列車聲功率級的速度依賴規(guī)律

圖5為高速列車縱向?qū)ΨQ面外輪廓線在不同運(yùn)行速度下的聲功率變化曲線。由圖5可以看出，隨著速度的增加，列車表面聲功率級增大。聲功率較大的部位為頭車鼻尖位置、二位端既有風(fēng)擋和一位端既有風(fēng)擋處。車端連接處采用既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)后，在既有風(fēng)擋處聲功率級變化梯度很大，既有風(fēng)擋區(qū)域過渡到車體部位的聲功率級沿列車運(yùn)行方向衰減較大。

圖6為車輛連接部位采用既有風(fēng)擋時的速度流線圖。由圖6可見，高速列車以350 km/h運(yùn)行時，氣流通過車輛連接處的既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)后，在凹槽內(nèi)滯留形成漩渦，渦心不斷向兩側(cè)發(fā)展，產(chǎn)生較大的速度梯度，此處的列車表面脈動壓力較大，因此既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)處氣動噪聲較大(見圖4、圖5)。

圖7給出高速列車不同部位處最大聲功率級與列車運(yùn)行速度的關(guān)系。由圖7可知，列車車身不同位置處最大聲功率級隨列車運(yùn)行速度的增加而顯著增大。文獻(xiàn)[1]指出最大聲功率級Pm與列車運(yùn)行速度之間的關(guān)系為

Pm=alg(V/V0)+b

( 1 )

式中：V0為參考速度，V0=200 km/h；V為列車運(yùn)行速度；a，b為需確定的常數(shù)。利用多項式擬合確定未知參數(shù)，得到圖7所示的最大聲功率級與列車運(yùn)行速度的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系。其中，頭車鼻尖處最大聲功率級與運(yùn)行速度滿足以下函數(shù)關(guān)系

Pm=77.05lg(V/V0)+89.37

( 2 )

一位端既有風(fēng)擋位置擬合得到的函數(shù)關(guān)系為

Pm=81.74lg(V/V0)+80.68

( 3 )

二位端既有風(fēng)擋位置擬合得到的函數(shù)關(guān)系為

Pm=85.85lg(V/V0)+80.31

( 4 )

尾車鼻尖處最大聲功率級與速度的函數(shù)關(guān)系為

Pm=76.38lg(V/V0)+26.16

( 5 )

3 高速列車遠(yuǎn)場氣動噪聲分析

3.1 遠(yuǎn)場氣動噪聲特性

為了研究高速列車遠(yuǎn)場氣動噪聲特性，根據(jù)高速列車氣動噪聲測試ISO3095—2005[21]標(biāo)準(zhǔn)，在距軌道高3.5 m、中心線25 m遠(yuǎn)處，分布沿列車縱向(x向)均勻布置80個縱向噪聲評估點(diǎn)，相鄰評估點(diǎn)的距離為1 m；在距軌道高3.5 m、中心線7.5、12、18.5 m和30 m處，分布沿列車橫向(y向)的頭車鼻尖、頭車一位端轉(zhuǎn)向架、頭車二位端轉(zhuǎn)向架、一位端風(fēng)擋、中間車一位端轉(zhuǎn)向架、中間車二位端轉(zhuǎn)向架、二位端風(fēng)擋、尾車二位端轉(zhuǎn)向架、尾車一位端轉(zhuǎn)向架、尾車鼻尖處分別布置4個評估點(diǎn)，共計40個橫向噪聲評估點(diǎn)；在距軌道面高0.5、1.2、2.2 m和5.0 m，軌道中心線12 m遠(yuǎn)處，分布沿列車垂向(z向)的頭車一位端轉(zhuǎn)向架、一位端風(fēng)擋、二位端風(fēng)擋分別布置4個噪聲評估點(diǎn)，共計12個垂向噪聲評估點(diǎn)。列車遠(yuǎn)場氣動噪聲計算的噪聲評估點(diǎn)布置和噪聲評估點(diǎn)編號見圖8。

本文采用等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級對高速列車氣動噪聲進(jìn)行評估，根據(jù)ISO3095—2005定義，等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級LA的計算式[21]為

( 6 )

式中：T為測量時間間隔，T=0.5 s；pA(t)表示瞬時A計權(quán)聲壓，Pa；p0表示基準(zhǔn)聲壓，p0=20Pa。

圖9為高速列車以350 km/h運(yùn)行時，縱向噪聲評估點(diǎn)的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級曲線，圖10為縱向噪聲評估點(diǎn)在不同運(yùn)行速度時的聲壓級對比圖。

由圖9可見，高速列車縱向氣動噪聲聲壓級分布呈現(xiàn)減小的趨勢，其中頭車區(qū)域噪聲評估點(diǎn)的聲壓級較大，在頭車流線型過渡附近，總噪聲聲壓級達(dá)到最大值；頭車鼻尖位置過渡到x=8 m時，遠(yuǎn)場噪聲聲壓級迅速增大，增加約9.4 dBA，達(dá)到全局最大值95.9 dBA；隨后整車噪聲聲壓級逐漸減??；在尾車流線型部位，噪聲聲壓級衰減迅速，最大衰減幅度為11.3 dBA；在頭車流線型視窗過渡區(qū)域、頭車一位端轉(zhuǎn)向架、頭車二位端轉(zhuǎn)向架，中間車一位端轉(zhuǎn)向架、中間車二位端轉(zhuǎn)向架，尾車二位端轉(zhuǎn)向架、尾車一位端轉(zhuǎn)向架和尾車流線型視窗過渡區(qū)域的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級達(dá)到局部最大值。

由圖10可以看出，縱向噪聲評估點(diǎn)的聲壓級隨列車運(yùn)行速度的增加而顯著增大。運(yùn)行速度分別為200、250、300、350、400 km/h時，最大聲壓級(x=8 m處的縱向噪聲評估點(diǎn))分別為90.2、92.4、94.3、95.9、97.3 dBA，增加幅度分別為2.2→1.9→1.6→1.4 dBA，說明隨著速度的增大，同一噪聲評估點(diǎn)的氣動噪聲增加幅度越小。運(yùn)行速度由200 km/h增加到400 km/h時，聲壓級增加了7.1 dBA。

由圖10還可看出，采用1點(diǎn)噪聲評估點(diǎn)的數(shù)值模擬評價整車氣動噪聲并無意義。因此可根據(jù)能量疊加原理，采用聲壓級平均值Lpm

( 7 )

式中：(LA)i(i=1,2,…,m)為第i個噪聲評估點(diǎn)的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級；m為測點(diǎn)總數(shù)，m=80。

通過式( 7 )計算，得到平均聲壓級為93.2 dBA，與參考文獻(xiàn)[14]對比，誤差為1.1 dBA。因此可證明本文計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

表1為高速列車以350 km/h運(yùn)行時，距離頭車不同位置處的橫向噪聲評估點(diǎn)的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級對比表。由表1可知：

(1) 距軌道中心線7.5、12、18.5、25、30 m的尾車鼻尖處的橫向噪聲評估點(diǎn)，聲壓級降幅為3.8→1.2→1.4→0.4 dBA，說明距離氣動噪聲源越遠(yuǎn)，橫向截面噪聲評估點(diǎn)的聲壓級衰減幅度越小；橫向總聲壓級衰減幅度在1.5～6.8 dBA之間，且在尾車鼻尖和頭車鼻尖處的聲壓級幅值衰減最多，其他橫向截面噪聲評估點(diǎn)的聲壓級具有相同分布規(guī)律。

(2) 頭車一位端轉(zhuǎn)向架和頭車二位端轉(zhuǎn)向架的總聲壓級沿縱向方向達(dá)到最大值，頭車鼻尖處到車尾鼻尖處的縱向噪聲評估點(diǎn)的總噪聲聲壓級平均降幅12.4 dBA。在運(yùn)行速度為200、250、300、400 km/h時，可以得到同樣的結(jié)論。

表1 橫向噪聲評估點(diǎn)z=3.5 m的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級對比表 dBA

圖11為高速列車以350 km/h運(yùn)行時垂向噪聲評估點(diǎn)的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級曲線。由圖11可見，高速列車頭車的氣動噪聲沿垂向差別較大，頭車一位端轉(zhuǎn)向架垂向截面測點(diǎn)的聲壓級最大相差5.0 dBA；一位端風(fēng)擋垂向截面聲壓級最多相差8.1 dBA，二位端風(fēng)擋垂向截面聲壓級最大相差8.9 dBA，且距離地面高度2.2 m處噪聲評估點(diǎn)聲壓級達(dá)到最大值。頭車一位端轉(zhuǎn)向架的最大聲壓級發(fā)生在距地面高度0.5 m處，且隨著垂向距離的增加逐漸減小。因此可見，轉(zhuǎn)向架部件對高速列車氣動噪聲的影響較大，進(jìn)一步可驗證頭車一位端轉(zhuǎn)向架是高速列車氣動噪聲的主要組成成分。

圖12為縱向噪聲評估點(diǎn)x1(頭車鼻尖處)的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級頻譜圖。其余測點(diǎn)的聲壓級頻譜圖(篇幅有限，其余測點(diǎn)的頻譜圖未列出)與鼻尖處的類似，只是同頻域的聲壓級幅值不同。

由圖12(a)可知：高速列車氣動噪聲頻譜在很寬的頻域內(nèi)存在，是一種寬頻噪聲。20 Hz以下的主頻幅值較大，其總噪聲聲壓級達(dá)到74.2 dBA。圖12(b)可見，高速列車遠(yuǎn)場氣動噪聲具有較寬的頻譜，氣動噪聲的主要能量集中在630～4 000 Hz頻率內(nèi)。主要能量頻率分布范圍與距離車頭鼻尖處的位置有關(guān)，距鼻尖處越遠(yuǎn)，1/3倍頻程主頻范圍由向高頻部分移動的趨勢；在25～630 Hz頻率范圍內(nèi)，氣動噪聲的1/3倍頻程隨著頻率的增加而迅速增大；當(dāng)頻率大于630 Hz時，氣動噪聲的1/3倍頻程隨頻率的增加而變化不大，趨于平穩(wěn)。

3.2 遠(yuǎn)場氣動噪聲聲源貢獻(xiàn)量

上節(jié)已得到高速列車的主要噪聲源為頭車鼻尖、頭車排障器、轉(zhuǎn)向架部位和既有風(fēng)擋區(qū)域等，但主要噪聲源對總噪聲的貢獻(xiàn)量難以通過寬頻帶噪聲源模型定量分析，測試方法也難以得到各個部件對總噪聲的貢獻(xiàn)量。而基于CFD技術(shù)的高速列車氣動噪聲大渦模擬方法和Lighthill聲學(xué)比擬理論可定量分析高速列車各個部件對總噪聲的貢獻(xiàn)量。圖13為列車以350 km/h運(yùn)行時，整車、車體、頭車、尾車、轉(zhuǎn)向架和既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)分別為噪聲源得到的等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級對比曲線。

由圖13可見，車體對整車總噪聲的貢獻(xiàn)量最大，其次為頭車，然后為尾車。6個轉(zhuǎn)向架對總噪聲的貢獻(xiàn)量主要是轉(zhuǎn)向架附近的噪聲輻射傳播，進(jìn)而引起圖13所示的6個局部最大聲壓級幅值，與整車總聲壓級對比可見，最多相差21 dBA，對總噪聲的貢獻(xiàn)量較小。車端連接處的噪聲主要來自既有風(fēng)擋的噪聲輻射貢獻(xiàn)，一位端風(fēng)擋總噪聲貢獻(xiàn)量較二位端風(fēng)擋大。

圖14為分別以車體、頭車、尾車、轉(zhuǎn)向架、既有風(fēng)擋為噪聲源，計算得到頭車鼻尖噪聲評估點(diǎn)x1的1/3倍頻程對比結(jié)果。由圖14和圖12(b)可見，車體對整車噪聲的貢獻(xiàn)主要是1 250～1 600 Hz，在40 Hz和160 Hz出現(xiàn)峰值，其中心頻率為40 Hz時出現(xiàn)較大噪聲；頭車噪聲的主要能量集中在800～1 600 Hz頻率范圍內(nèi)；尾車噪聲的主要能量集中在1 250～2 000 Hz頻率范圍內(nèi)，在中心頻率為100 Hz和5 000 Hz時出現(xiàn)局部最大值；轉(zhuǎn)向架對整車噪聲的貢獻(xiàn)主要集中在630～4 000 Hz頻率范圍內(nèi)，在中心頻率為160 Hz和4 000 Hz時出現(xiàn)峰值，160 Hz的幅值遠(yuǎn)大于車體、頭車、尾車和既有風(fēng)擋區(qū)域的噪聲；既有風(fēng)擋對整車噪聲的貢獻(xiàn)為1 000～2 000 Hz頻率范圍內(nèi)，在中心頻率為400 Hz和1 600 Hz時出現(xiàn)峰值。其余噪聲評估點(diǎn)可以得到同樣的結(jié)論。

3.3 遠(yuǎn)場氣動噪聲降噪

由圖4和圖13可知，既有風(fēng)擋位置處的聲功率級和聲壓級達(dá)到局部最大值。針對車輛連接處的氣動噪聲過大問題，本文采取在車輛的連接處設(shè)置全風(fēng)擋結(jié)構(gòu)(本文簡稱改進(jìn)風(fēng)擋)，對高速列車以350 km/h運(yùn)行時的氣動噪聲進(jìn)行數(shù)值計算模擬，高速列車既有風(fēng)擋和改進(jìn)風(fēng)擋結(jié)構(gòu)見圖15。

圖16為采用寬頻帶噪聲源模型計算得到的高速列車以350 km/h運(yùn)行時，縱向?qū)ΨQ面外輪廓線的聲功率級分布圖，圖17為采用改進(jìn)風(fēng)擋的縱向外輪廓線在不同運(yùn)行速度時的聲功率級分布圖。

由圖16和圖17可見，車端連接處采用既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)的聲功率級，在車端連接處的幅值抖動量較改進(jìn)風(fēng)擋處的大；既有風(fēng)擋區(qū)域過渡到車體部位的聲功率級沿著列車運(yùn)行方向衰減較大，而改進(jìn)風(fēng)擋的聲功率級沿列車運(yùn)行方向衰減很小，幾乎不變。

圖18為車輛連接部位采用改進(jìn)風(fēng)擋時的速度流線圖。由圖18可見，氣流通過車輛連接處的改進(jìn)風(fēng)擋結(jié)構(gòu)后，在凹槽內(nèi)未形成漩渦，氣流在此處未滯留。與既有風(fēng)擋速度流線圖6對比可見，改進(jìn)風(fēng)擋結(jié)構(gòu)處的脈動壓力、聲功率級和氣動噪聲較采用既有風(fēng)擋的小。因此可見，減小列車表面的凹凸結(jié)構(gòu)，采用流線型過渡曲面能更好的減小氣流擾流，進(jìn)而減小氣動噪聲。

圖19為縱向?qū)ΨQ面外輪廓線最大聲功率級與列車采用改進(jìn)風(fēng)擋運(yùn)行速度的函數(shù)關(guān)系對比圖。由圖19可見，最大聲功率發(fā)生在頭車鼻尖處。車輛連接處采用改進(jìn)風(fēng)擋結(jié)構(gòu)的最大聲功率級增加值較既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)小，二位端風(fēng)擋部位聲功率級較一位端風(fēng)擋處的聲功率級大。

圖19給出最大聲功率級與列車運(yùn)行速度的函數(shù)關(guān)系。其中，改進(jìn)風(fēng)擋后，頭車鼻尖處的函數(shù)關(guān)系為

Pm=76.77lg(V/V0)+90.43

( 8 )

一位端改進(jìn)風(fēng)擋位置擬合得到的函數(shù)關(guān)系為

Pm=77.29lg(V/V0)+56.33

( 9 )

二位端改進(jìn)風(fēng)擋位置擬合得到的函數(shù)關(guān)系為

Pm=79.93lg(V/V0)+59.03

(10)

尾車鼻尖處最大聲功率級與速度的函數(shù)關(guān)系為

Pm=75.68lg(V/V0)+34.74

(11)

圖20為以風(fēng)擋為噪聲源，采用大渦模擬和Lighthill聲學(xué)比擬理論計算得到的聲壓級對比曲線。由圖20可見，在車輛連接部位采用改進(jìn)風(fēng)擋后，最大聲壓級降幅為3.2 dBA，降噪效果明顯。

圖21所示為一位端風(fēng)擋最大聲壓級噪聲評估點(diǎn)x26的頻譜圖及1/3倍頻程頻譜圖。

通過對車端連接部位采用不同連接方式的氣動噪聲頻譜分析，可見改進(jìn)風(fēng)擋的聲壓級幅值較既有風(fēng)擋有所減小，平均降幅為3.81%。

分析既有風(fēng)擋結(jié)構(gòu)1/3倍頻程中心頻率處A計權(quán)聲壓級主要能量集中在1 000～4 000 Hz范圍內(nèi)，寬頻范圍較廣。車輛連接處采用改進(jìn)風(fēng)擋后，主要能量集中在630 ～1 250 Hz范圍內(nèi)，在160～315 Hz頻率內(nèi)主要能量值較既有風(fēng)擋大。采用改進(jìn)風(fēng)擋后，在整個頻域內(nèi)，聲壓級幅值減小，主頻范圍向低頻移動。

針對轉(zhuǎn)向架部位處氣動噪聲過大問題，本文采取在轉(zhuǎn)向架部位設(shè)置全包裙板結(jié)構(gòu)(簡稱改進(jìn)裙板)，對高速列車以350 km/h運(yùn)行時的氣動噪聲進(jìn)行數(shù)值計算模擬，高速列車既有裙板和改進(jìn)結(jié)構(gòu)見圖22。

圖23以轉(zhuǎn)向架為噪聲源，采用大渦模擬和Lighthill聲學(xué)比擬理論計算得到的聲壓級對比曲線。由圖23可見，在轉(zhuǎn)向架部位采用改進(jìn)裙板后，最大聲壓級降幅為3.8 dBA，降噪效果很明顯。

4 結(jié)論

(1) 高速列車的主要?dú)鈩釉肼曉捶植加陬^車鼻尖、頭車排障器、轉(zhuǎn)向架和車輛連接位置。該模型的氣動噪聲聲源貢獻(xiàn)量，頭車鼻尖和排障器是高速列車最主要噪聲源，噪聲水平高于其他噪聲；其次是6個轉(zhuǎn)向架，其中頭車一位端轉(zhuǎn)向架的噪聲貢獻(xiàn)量較其余轉(zhuǎn)向架多；最后是車輛連接處的風(fēng)擋區(qū)域，其中二位端風(fēng)擋的噪聲貢獻(xiàn)量較一位端風(fēng)擋多。

(2) 高速列車氣動噪聲是一種寬頻噪聲，整車各個噪聲評估點(diǎn)的氣動噪聲等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級主要能量集中在630～4 000 Hz頻率范圍內(nèi)；車體對整車噪聲的貢獻(xiàn)主要是1 250～1 600 Hz，在中心頻率40 Hz和160 Hz時出現(xiàn)峰值；頭車噪聲對整車噪聲的貢獻(xiàn)主要集中在800～1 600 Hz頻率范圍內(nèi)；尾車噪聲對整車噪聲的貢獻(xiàn)主要集中在1 250～2 000 Hz頻率范圍內(nèi)，在100 Hz和5 000 Hz出現(xiàn)峰值；轉(zhuǎn)向架噪聲主要貢獻(xiàn)在630～4 000 Hz內(nèi)，在160 Hz和4 000 Hz出現(xiàn)峰值，且160 Hz的幅值遠(yuǎn)大于車體、頭車和風(fēng)擋區(qū)域的噪聲；既有風(fēng)擋噪聲主要貢獻(xiàn)在1 000～2 000 Hz內(nèi)，中心頻率為400 Hz和1 600 Hz時出現(xiàn)峰值。

(3) 高速列車以不同速度運(yùn)行時，縱向噪聲評估點(diǎn)聲壓級分布特點(diǎn)：x=8 m即頭車流線型視窗過渡區(qū)域，等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級達(dá)到最大值。橫向噪聲評估點(diǎn)聲壓級分布特性：頭車鼻尖處和尾車鼻尖處的噪聲聲壓級衰減幅度最大，距軌道中心線越遠(yuǎn)，等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級衰減幅度越小。垂向噪聲評估點(diǎn)的聲壓級分布特點(diǎn)：頭車一位端轉(zhuǎn)向架附近的噪聲評估點(diǎn)越靠近地面，總噪聲聲壓級越大；風(fēng)擋附近噪聲評估點(diǎn)在距地面高度為2.2 m處，等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級達(dá)到最大值。

(4) 車輛連接處采用全風(fēng)擋結(jié)構(gòu)以及轉(zhuǎn)向架區(qū)域設(shè)置全包裙板后，降噪效果明顯。因此優(yōu)化高速列車頭部形狀及車身外形，轉(zhuǎn)向架部件進(jìn)行流線型設(shè)計，減小凹凸型的排障器和風(fēng)擋是減小列車車身表面氣流擾動和降低氣動噪聲的有效方法。

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