高速列车车辆连接部位气动噪声数值模拟及降噪研究

黄 莎， 梁习锋， 杨明智

（轨道交通安全教育部重点实验室 中南大学交通运输工程学院，湖南 长沙410075）

0 引 言

列车运行速度不断提高，气动噪声越来越显著甚至占主导地位［1］。过大的噪声将严重影响旅客和铁路沿线人们的生理和心理健康，还可能引起周围有关设备和建筑物的疲劳损坏，缩短使用寿命，列车噪声污染已成为制约高速铁路发展的一个瓶颈。因此，随着客运专线的快速发展及车速的进一步提高，研究高速列车气动噪声并提出可行性降噪措施已成为控制高速列车噪声的关键［2］。国内外很多学者对高速列车不同位置处的气动噪声做了研究，Frid利用低噪声风洞，研究了高速列车裙板及格栅对线路两边噪声的影响［3］；Ikeda和Iwamoto介绍了高速列车低气动噪声受电弓的设计理论和方法，并提出了改善受电弓气动噪声的设计方案［4－7］；Sassa通过实验和数值计算对车门处产生的气动噪声进行了研究［8］；肖友刚通过数值模拟对高速列车司机室内气动噪声进行了预测，均取得了良好效果［9］。

为了进一步掌握高速列车表面凹凸、台阶等噪声源的特征，得出各噪声源随着车体表面高度差，凸起等的变化关系，为高速列车的低气动噪声设计提供技术支持，本文采用有限体积法求解大涡模拟的N－S方程，对高速列车车辆连接部位不同尺寸参数时的气动噪声进行数值模拟，并提出降噪改进意见。

1 控制方程

1．1 湍流模型方程

对于气动噪声模拟，大涡模拟（LES）是目前计算湍流脉动较理想的方法。大涡模拟（LES）是对尺度大的湍流运动通过Navier－Stokes方程直接计算，小尺度涡对大尺度运动的影响则通过建立模型来模拟。引入了亚格子尺度模型，构建大涡模拟（LES）的N－S方程［10－12］如下，

其中ρ表示流体密度，μ为湍流粘性系数；τij为亚格子尺度应力（简称SGS应力），它体现了小尺度涡的运动对运动方程的影响，其数学模型为：

1．2 气动噪声声学方程

1952年，英国科学家Lighthill根据N－S方程和连续性方程导出了气动声学基本方程［13］：

式中：Tij为 Lighthill张量为粘性应力张量，）；δ 为单位张量；ρ 为未受扰动的流ij0体密度；ρ′为流体密度的波动量，ρ′＝ρ－ρ0；p0为未受扰动的流场压力；p′为流场中压力的脉动量p′＝pp0；c0为声速。

FW－H声学类比方程本质上是不均匀的波动方程，它以Lighthill方程为基础，可以通过连续性方程和 Navier－Stokes方程导出［14］。FW－H 方程为：

将声学方程利用广义格林公式展开得到其远场积分解，当物体及源场和典型波长相比很小时，就可将源场作为紧致源场。紧致源场产生的远场声密度近似式为：

式中，第一项代表由车辆周围的体积源产生的噪声，属四极子源噪声，来源于物体周围流场内的Lighthill应力；第二项代表车辆表面作用在物体上的非定常力产生的噪声，属偶极子噪声，来源于物体的表面压力和粘性剪切应力；第三项代表由于车辆体积位移引起体积脉动产生的噪声，属单极子源噪声。单极子源噪声的辐射特性等同于点声源，由于车辆表面可看做是刚性的，所以当车辆等速运动时，其表面速度在外法线上的投影对表面的积分为零，也即单极子源噪声为零。气动噪声中的四极子源噪声与马赫数的五次方成正比，偶极子源噪声与马赫数的三次方成正比，所以四极子源噪声与二极子源噪声之比和马赫数的平方成正比，即E4／E2＝Ma2。高速列车运行速度虽然较大，但相对于声速而言，其速度还是较低。如列车速度300km／h时，其马赫数为0．24，因此车辆气动噪声中的四极子源噪声相对较小，可略去不计。这样，高速列车远场气动噪声的计算公式可表达为：

当L≪λ时，（λ为声波的波长，L为车辆的特征尺寸），由声源位置造成的时间滞后对观察点声音的影响可以忽略不计，则式（6）可以进一步简化为：

式中，θ为x与p之间的夹角。由上述讨论可知，列车远场气动气流噪声主要是由偶极子源噪声组成。由式（7）可知，只要得到高速列车表面的脉动压力分布，就能计算出高速列车远场的辐射噪声，而压力脉动由大涡模拟得出。

2 计算模型及参数

高速列车计算模型采用三节车编组，如图1所示。为了得到车辆连接部位尺寸对气动噪声的影响规律，针对车辆连接部位的以下四种尺寸进行气动噪声数值模拟分析：（1）H＝330mm，L＝500mm；（2）H＝330mm，L＝800mm；（3）H＝400mm，L＝500mm；（4）H＝400mm，L＝800mm，如图2所示。其中：H 表示车辆连接部位高度，L表示车辆连接部位长度，H＝330mm，L＝500mm为现有车辆连接部位尺寸。

图1 高速列车计算模型Fig．1 High－speed train calculational model

在数值模拟计算中，一般采取有限计算区域来代替无限计算域，区域长度方向尺寸的选取则是使计算区域下游边界尽可能远离列车尾部，以避免出口截面受到动车组尾流的影响，便于出口边界条件的给定，计算区域及坐标定义如图3所示。高速列车匀速运行时边界条件设定如下：

（1）如图3，粘性流体在车体表面满足无滑移边界条件，因此，在车体表面给定无滑移边界条件：即

（2）滑移边界条件：消除地板附面层的影响，地面ABCD给定滑移边界条件，法向速度为0，切向速度与来流速度一致，即：

（3）入口边界条件：如图3，面ABFE、AEHD和面BFGC均给定速度入口边界条件。在入口截面处，x向速度为零，y方向按均匀来流给定不同速度大小v，z向速度为零，即：

（4）出口边界条件：如图3，顶面EFGH和面CDHG给定压力出口边界条件。在出口截面处，出口静压为0，即：

3 数值计算结果及分析

3．1 车辆连接部位气动噪声监测点布置

为了研究车辆连接部位气动噪声，根据噪声测量标准，在其不同方位布置9个固定监测点，监测点布置如图4所示。

3．2 车辆连接部位气动噪声频谱分析

高速列车以300km／h速度运行时，对车辆连接部位不同尺寸参数时气动噪声进行数值模拟。

列车高速行驶时，气流从列车鼻锥处发生分离，一部分沿着车身表面向上流动，一部分气流向下沿车底流动。当气流通过车顶向后流动，到达车辆连接处时，由于结构的突然变化，部分气流下泄到凹槽内形成涡旋，如图5所示。涡旋的涡心不断向两侧扩展，使压力出现较大的变化，形成较大的压力梯度，如图6所示。取车辆连接部位作为气动噪声源，得到各监测点的声压级。图7为车辆连接部位（尺寸为H＝330mm，L＝500mm）时7号监测点的声压级频谱及1／3倍频程频谱图。

对车辆连接部位不同尺寸参数下各监测点声压频谱分析发现：（1）车辆连接部位气动噪声在很宽的频带内存在，是一宽频噪声；（2）车辆连接部位各监测点声压级随着频率的增大先增大后减小，在200Hz左右达到峰值。（3）各监测点气动噪声的频谱变化规律相似，只是声压级幅值有所不同，7号监测点声压级波动范围最宽；车辆连接部位横向监测点（7，8，9）声压级幅值大于车顶正上方测点（1，2，3）；沿车长方向，距离车辆连接部位远的监测点，其声压级幅值越小。（4）当H值一定，L值由500mm增加到800mm时，各监测点声压级幅值及波动幅度均增大；当L值一定，H值由330mm增加到400mm时，各监测点声压级幅值及波动幅度均增大。

分析各个监测点的1／3倍频程频谱，高速列车车辆连接部位气动噪声A声压级主要集中在315－1000Hz频率范围内；各监测点的1／3倍频程频谱分布规律相似，只是A声压级不同。

根据声压级的定义，能够得到总声压级LpZ：

其中：p0＝2×10－5Pa。Lpi为第i个声源的声压级，i取1到n。

在对车辆连接部位不同尺寸参数下各监测点1／3倍频程频谱分析的基础上，通过计算得到各监测点总声压级如图8所示。

图8 车辆连接部位不同尺寸参数时监测点总声压级比较Fig．8 Total acoustic pressure level comparison of different dimension parameters in connection section

分析不同尺寸参数时各监测点总声压级可以看出：当高度H不变时，各监测点总声压级随着L长度的增加而增大；当长度L不变时，各监测点总声压级随着H高度的增加而增大。车辆连接部位四种不同尺寸时，7号监测点的总声压级均最大，当H＝400mm，L＝800mm 时，7号监测点总声压级为97．29dBA；当H 一定，L由500mm增加到800mm时，监测点总声压级平均增幅为1．13dBA；当L一定，H 由330mm增加到400mm时，平均增幅为1．19dBA。

3．3 车辆连接部位降噪改进模拟

为了降低车辆连接部位的气动噪声，一般采取在车辆的连接处设置风挡或在连接风挡处采用韧性材料等方法。本文对H＝330mm，L＝500mm车辆连接部位设置两种风挡方案时的气动噪声进行了数值模拟，原风挡方案为高速列车既有风挡，改进风挡方案为全风挡，如图9所示。

图9 车辆连接部位风挡方案Fig．9 Wind shield projects in train connection section

对高速列车300km／h速度运行时，车辆连接部位设置两种方案风挡时的气动噪声进行数值计算模拟。取车辆连接部位作为气动噪声源，得到各监测点不同速度下的声压频谱，图10为7号监测点的声压级频谱图及1／3倍频程频谱图。

通过对有无风挡时的监测点声压级频谱分析，既有风挡方案各监测点声压级幅值较无风挡时有所减小，平均降幅约为4．5%；而改进风挡方案各监测点声压级幅值较无风挡时，平均降幅约为9．4%。

分析两种方案各监测点1／3倍频程中心频率处的A声压级发现：在车辆连接部位设置风挡后，气动噪声A声压级主要集中在315～800Hz频率范围内，与无风挡时相比，主频范围向低频移动；车辆连接部位设置风挡后，A声压级幅值减小；改进风挡方案各监测点A声压级幅值小于原风挡方案，且在低频区域的减幅较大，高频区域较小。

在对两种风挡方案各监测点1／3倍频程频谱分析的基础上，进一步得到各监测点总声压级。图11为无风挡及两种降噪风挡方案时各监测点总声压级的比较曲线。

图11 车辆连接部位不同方案时监测点总声压级比较Fig．11 Total acoustic pressure level comparison of different projects in connection section

比较分析发现，设置风挡后车辆连接部位各监测点总声压级小于无风挡时各监测点总声压级，平均降幅约为2．36dBA；改进方案各监测点总声压级平均降幅约4．27dBA，降噪效果较明显。

4 结 论

通过对高速列车车辆连接部位气动噪声进行数值模拟计算分析，可以看出：

（1）车辆连接部位气动噪声在很宽的频带内存在，是宽频噪声，各个监测点气动噪声A声压级主要集中在315～1000Hz频率范围内。

（2）车辆连接部位四种尺寸参数时各监测点气动噪声频谱在低频时幅值较大，随着频率的增大先增大后减小；车辆连接部位四种不同尺寸时，各监测点声压级幅值及波动幅度随高度H和长度L的增加而增大。

（3）在车辆连接部位设置风挡，并采用全风挡方案，避免气流在凹槽内剧烈扰动，降噪效果明显，各监测点声压级幅值以及总声压级较无风挡时均有所减小。采用全风挡方案较无风挡时，声压级平均降幅约为9．4%，总声压级平均降幅4．27dBA，气动噪声显著改善。

［1］ 沈志云．高速列车的动态环境及其技术的根本特点［J］．铁道学报，2006，28（4）：1－5．（SHEN Z Y．Dynamic environment of high－speed train and its distinguished technology［J］．Journal of the China Railway Society，2006，28（4）：1－5．）

［2］ 张曙光．350km／h高速列车噪声机理、声源识别及控制［J］．中国铁道科学，2009，30（1）：86－90．（ZHANG S G．Noise mechanism，sound source localization and noise control of 350km／h high－speedtrain［J］．China Railway Sience，2009，30（1）：86－90．）

［3］ FRID A．Skirts and barriers for reduction of wayside noise from railway vehicles－an experimental investigation with application to the BR185locomotive［J］．Journal of Sound and Vibration，2003，267（3）：709－719．

［4］ KITAGAWA T，NAGAKURA K．Aerodynamic noise generated by Shinkansen Cars［J］．Journal of Sound and Vibration，2000，231（5）：913－924．

［5］ IKEDA M，MORIKAWA T，MANADE K．Development of low aerodynamic noise pantograph for high speed train［J］．1994 Int．Congr．Noise Control Eng．，1994，1：169－178．

［6］ IKEDA M，SUZUKI M，YOSHIDA K．Study on optimization of panhead shape possessing low noise and stable aerodynamic characteristics［J］．Quarterly Report of Railway Technical Research Institute，2006，47（2）：72－77．

［7］ IWAMOTO K，HIGASHI A．Some consideration toward reducing aerodynamic noise pantograph［J］．Japa－nese Railway Engineering，1993，122（2）：1－4．

［8］ SASSA T，SATO T，YATSUI S．Numerical analysis of aerodynamic noise radiation from a high－speed train surface［J］．Journal of Sound and Vibration，2001，247（3）：407－416．

［9］ 肖友刚，田红旗，张红．高速列车司机室内气动噪声预测［J］．交通运输工程学报，2008，8（3）：10－14．（XIAO Y G，TIAN H Q，ZHANG H．Prediction of interior aerodynamic noise of high－speed train cab［J］．Journal of Traffic and Transportation Engineering，2008，8（3）：10－14．）

［10］是勋刚．湍流［M］．北京：天津大学出版社，1977：125－128．（SHI X G．Turbulence［M］．Beijing：Tianjing Univercity publishing house，1977：125－128．）

［11］FELTEN F，FAUTRELLE Y，DU TERRAIL Y，et al．Numerical modeling of electrognetically－riven turbulent flows using LES methods［J］．Applied Mathematical Modelling，2004，28（1）：15－27．

［12］洪四华，丁能根，吴阳年．某SUV后视镜气动噪声模拟研究［J］．车辆与动力技术，2007，（4）：39－42．（HONG S H，DING N G，WU Y N．A study on aerodynamic noise simulation for a SUV rearviewmirror［J］．Vehicle ＆ Power Technology，2007，（4）：39－42．）

［13］LIGHTHILL M J．On sound generated aerodynamically i．general theory［J］．Proc．Roy．Soc．London：Roy．Soc．，1952，211A：564－587．

［14］FFOWCS－WILLIAMS J E，HAWKINGSD L．Sound generation by turbulence and surfaces in arbitrary motion［J］．Proc．Roy．Soc．London：Roy．Soc．，1969，264A：321－342．