迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪的減振降噪效果

韓 健，肖新標，王瑞乾，尹學軍，高星亮，金學松

（1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.青島科而泰環(huán)境控制技術(shù)有限公司，青島 266101）

迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪的減振降噪效果

韓 健1，肖新標1，王瑞乾1，尹學軍2，高星亮2，金學松1

（1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031；2.青島科而泰環(huán)境控制技術(shù)有限公司，青島 266101）

根據(jù)室內(nèi)聲學測試標準，試驗和分析了迷宮式阻尼環(huán)裝置對鐵路車輪的減振降噪特性。阻尼車輪有兩種，分別為單環(huán)和雙環(huán)阻尼車輪。采用力錘敲擊和落球撞擊作為激勵輸入，在半消聲室內(nèi)進行振動聲輻射特性試驗。以模態(tài)阻尼比、加速度級和聲能量級為評價指標，對迷宮式環(huán)形阻尼車輪的減振降噪效果進行評價。據(jù)此表明了與標準車輪相比（W-0），單環(huán)阻尼車輪（W-A）和雙環(huán)阻尼車輪（W-AB）的模態(tài)阻尼比提升顯著，減振降噪效果明顯，雙環(huán)阻尼車輪更佳。在徑向激勵下，W-A阻尼車輪聲能量級降低7.2 dB，W-AB阻尼車輪聲能量級降低9.5 dB。在軸向激勵下，W-A阻尼車輪聲能量級降低7.9 dB，W-AB阻尼車輪聲能量級降低9.2 dB。顯示了各種阻尼環(huán)車輪對鐵路機車的降噪是有效的。

聲學；阻尼車輪；迷宮式阻尼環(huán)裝置；激勵

軌道交通列車車輪是輪軌噪聲重要聲源之一，對車輪采取阻尼措施是抑制輪軌噪聲的有效手段[1,2]。阻尼車輪振動聲輻射特性的實驗室試驗研究是一種在實際應(yīng)用前的常用研究方法，該方法可以方便的進行橫向?qū)Ρ葴y試，進而對設(shè)計進行優(yōu)化改進。同時，在實驗室測試基礎(chǔ)上結(jié)合有限元方法進行模態(tài)分析，可以有效的輔助試驗結(jié)果分析[3－5]，文獻[6－8]中主要通過試驗手段研究了不同型式的阻尼車輪以及車輪輻板型式對車輪振動聲輻射的影響，同時有效的結(jié)合了仿真方法進行模態(tài)分析，解釋試驗現(xiàn)象。

本文的研究中所用的阻尼環(huán)裝置質(zhì)量較小，阻尼環(huán)裝置內(nèi)部為迷宮黏彈阻尼結(jié)構(gòu)，單個阻尼環(huán)裝置給車輪提供的附加質(zhì)量僅占車輪的3%。而車輪整體剛度仍然由車輪本體所控制；因此，該阻尼裝置對車輪固有頻率影響較小。該阻尼裝置通過粘貼方式安裝于車輪靠近輪輞下方的輻板位置，車輪為一直徑為840 mm的直型輻板地鐵車輪。定義標準車輪為（W-0）、單環(huán)阻尼車輪為（W-A）、雙環(huán)阻尼車輪為（W-AB），以單環(huán)阻尼車輪為例，如圖1所示。在半消聲室內(nèi)開展迷宮式阻尼環(huán)車輪減振降噪效果的試驗研究。

圖1 測試車輪

1 試驗介紹

1.1 頻響函數(shù)測試

為了獲取車輪的頻響函數(shù)以及固有頻率和模態(tài)阻尼比，對標準車輪和阻尼環(huán)車輪進行了力錘敲擊試驗。測點布置如圖2所示。

圖2 頻響函數(shù)測試

測試中用彈性繩懸掛車輪使其處于自由狀態(tài)，采用Brüel&Kjaer公司型號為8206-002的力錘敲擊作為激勵，沿著徑向敲擊車輪踏面，沿著軸向敲擊輪緣位置，采用型號為4508的加速度計進行采集，分布于車輪的踏面、輪箍、輻板和輪轂位置A1-A7。

1.2 車輪振動聲輻射測試

當列車沿直線運營時，車輪徑向模態(tài)容易被激發(fā)出來，為了模擬直線運營情況，采用落球激勵沿徑向激勵車輪踏面；當列車通過曲線時，車輪0節(jié)圓軸向模態(tài)容易被激發(fā)出來，為了模擬列車過曲線運營工況，采用落球激勵沿軸向激勵車輪輪緣。圖3給出了車輪自由懸掛狀態(tài)下聲輻射測試照片，鋼球直徑為25 mm，落球工裝滾道設(shè)計成“V”型凹槽保證滾動平穩(wěn)性，采用電磁鐵控制鋼球自動落下。

圖3 車輪振動聲輻射測試照片

振動測點布置同圖2，聲學測點布置根據(jù)ISO 3745-2003[9]，在半球型陣列架上布置20個Brüel& Kjaer公司型號為4190的傳聲器，根據(jù)20個傳聲器測試的聲壓級，車輪整體的聲能量級獲得可參考標準[9]和文獻[6]。

2 有限元模型的建立

本文中有限元模型的建立主要目的是通過有限元方法對車輪進行模態(tài)計算，輔助振動聲輻射試驗分析。Patran&Nastran是常用的有限元軟件之一，較適宜用于模態(tài)分析。在該軟件中對標準車輪建立有限元模型，采用八節(jié)點實體單元對其進行離散，車輪輪轂孔為自由約束以模擬自由懸掛狀態(tài)。車輪相關(guān)參數(shù)參考文獻[7]。

3 結(jié)果與分析

3.1 模態(tài)分析

車輪振動模態(tài)分為面內(nèi)的徑向振動模態(tài)、周向振動模態(tài)和面外的軸向振動模態(tài)。面內(nèi)振動可以用節(jié)徑數(shù)表征，表示為徑向模態(tài)（r，n）和周向模態(tài)（c，n）；面外振動模態(tài)可以表示為（m，n），m代表節(jié)圓數(shù)，n代表節(jié)徑數(shù)。節(jié)徑是指車輪在振動過程中，車輪過圓心的一條或多條直徑上垂直于車輪滾動圓（或與軸向平行）位移保持為零。節(jié)圓則是在振動過程中，車輪上一個或多個以上的與車輪同心的圓上的軸向位移保持為零。當車輪沿直線運營時，車輪徑向模態(tài)（r，n）容易被激發(fā)，而當車輪沿著曲線運營狀態(tài)下，0節(jié)圓軸向模態(tài)（0，n）容易被激發(fā)[1]?；谟邢拊ㄓ嬎?，圖4給出了0～5 kHz范圍內(nèi)車輪的徑向模態(tài)振型及對應(yīng)的固有頻率，圖5給出了0～5 kHz范圍內(nèi)車輪的0節(jié)圓軸向模態(tài)振型及對應(yīng)的固有頻率。

圖4 徑向模態(tài)振型

圖5 0節(jié)圓軸向模態(tài)振型

3.2 頻率響應(yīng)函數(shù)

圖6給出了車輪在徑向激勵和軸向激勵下振動顯著的踏面位置和輪箍位置頻響函數(shù)的測試結(jié)果，頻率分析范圍在0～5 kHz。圖6(a)中R1－R5是踏面徑向振動顯著的峰值，其固有頻率和模態(tài)振型與圖4的徑向模態(tài)相對應(yīng)，圖6(b)中的A1－A5是輪箍軸向振動顯著的峰值，其固有頻率和模態(tài)振型與圖5的0節(jié)圓軸向模態(tài)相對應(yīng)，計算的固有頻率和測試的固有頻率誤差不超過2%。同時由圖6中標準車輪和阻尼車輪的峰值可以看出，阻尼裝置對固有頻率影響較小，與本文前言中分析一致。

圖6 頻響函數(shù)測試結(jié)果

3.3 模態(tài)阻尼比

表1給出了圖6(a)中頻響函數(shù)顯著峰值處的模態(tài)阻尼比，表2給出了圖6(b)中頻響函數(shù)顯著峰值處的模態(tài)阻尼比，比較分析迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪阻尼比的增加情況。由表1和表2可見，迷宮式環(huán)形阻尼裝置可有效提高各固有頻率處的模態(tài)阻尼比，雙環(huán)阻尼裝置阻尼比增加比單環(huán)高，該裝置對徑向模態(tài)所對應(yīng)的阻尼比增加顯著，最高可增加20倍。

3.4 減振特性分析

表3和表4分別給出了徑向激勵下和軸向激勵下，車輪踏面、輪箍和輻板位置0～5 kHz范圍內(nèi)的加速度級總值，同時給出了阻尼車輪W－A和WAB的減振量。

表1 徑向模態(tài)阻尼比單位：%

表2 0節(jié)圓軸向模態(tài)阻尼比單位：%

由表3和表4可見，徑向激勵下，踏面振動最為顯著，軸向激勵下，輪箍振動最為顯著，這兩個位置振動降低，將對整個車輪振動降低起著主要作用，同時輻板面積較大，該位置的振動降低也將對車輪整體振動降低起到重要作用，迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪不同位置減振效果明顯，對徑向激勵下的振動抑制更為顯著。

表3 徑向激勵下加速度級及減振量單位：dB

表4 軸向激勵下加速度級及減振量單位：dB

為了明確迷宮式阻尼裝置對車輪振動顯著位置的減振機理，開展標準車輪和阻尼車輪的頻譜特性分析。徑向激勵下，選擇踏面位置進行分析，如圖7所示；軸向激勵下，選擇輪箍位置進行分析，如圖8所示

圖7 徑向激勵下踏面位置加速度級頻譜

圖8 軸向激勵下輪箍位置加速度級頻譜

由圖7可見，徑向激勵下，迷宮式阻尼環(huán)裝置在很寬的頻率區(qū)段內(nèi)均有很好的減振效果，對于振動顯著的1 782 Hz、2 931 Hz、3 176 Hz、3 775 Hz、4 676 Hz頻率處，阻尼環(huán)裝置的減振效果顯著，雙環(huán)阻尼裝置W－AB比單環(huán)阻尼裝置W－A更為明顯，對應(yīng)的模態(tài)振型分別對應(yīng)徑向模態(tài)(r,2)、(r,3)、(r, 0)、(r,4)和(r,5)，相應(yīng)的模態(tài)振型參見圖4，均表現(xiàn)為車輪沿著徑向的縮張運動，踏面位置減振的主要原因為迷宮式阻尼環(huán)裝置增加了這些頻率處的阻尼比，同時抑制了相應(yīng)徑向模態(tài)，進而抑制了車輪其他位置的振動。

由圖8可見，軸向激勵下，迷宮式阻尼環(huán)裝置在很寬的頻率區(qū)段內(nèi)仍然有很好的減振效果，對于振動顯著的471 Hz、1 216 Hz、2 160 Hz、3 212 Hz、4 323 Hz頻率處，阻尼環(huán)裝置的減振效果顯著，雙環(huán)阻尼裝置W－AB比單環(huán)阻尼裝置W－A更為明顯，對應(yīng)的模態(tài)振型分別對應(yīng)0節(jié)圓軸向模態(tài)(0,2)、(0, 3)、(0,4)、(0,5)和(0,6)，相應(yīng)的模態(tài)振型參見圖5，均表現(xiàn)為車輪輪輞位置沿著軸向的彎曲運動，輪箍位置減振的主要原因為迷宮式阻尼環(huán)裝置增加了這些頻率處的阻尼比，同時抑制了相應(yīng)的0節(jié)圓軸向模態(tài)，進而抑制了車輪其他位置的振動。

3.5 降噪特性分析

表5給出了徑向激勵下和軸向激勵下，車輪在0 kHz～5 kHz范圍內(nèi)的聲能量級總值，同時給出了阻尼車輪W－A和W－AB的降噪量。

表5 聲能量級及降噪量/dB(A)

由表5可見，徑向激勵和軸向激勵下，迷宮式阻尼車輪均能起到較好的降噪效果，雙環(huán)阻尼裝置比單環(huán)阻尼裝置降噪效果更明顯。

為了明確迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪的降噪機理，開展標準車輪和阻尼車輪的頻譜特性分析。圖9給出了徑向激勵下車輪在0 kHz～5 kHz范圍內(nèi)的聲能量級頻譜；圖10給出了軸向激勵下車輪在0 kHz～5 kHz范圍內(nèi)的聲能量級頻譜。

由圖9可見，徑向激勵下，聲輻射最顯著的幾個頻率分別為1 782 Hz、2 931 Hz、3 176 Hz、3 775 Hz、4 676 Hz，對應(yīng)的模態(tài)振型分別為徑向模態(tài)(r, 2)、(r,3)、(r,0)、(r,4)和(r,5)。單環(huán)阻尼裝置和雙環(huán)阻尼裝置對這些共振峰的抑制效果顯著，對于(r,4)階模態(tài)處的峰值降低尤為顯著，單環(huán)阻尼裝置和雙環(huán)阻尼裝置在該頻率處降噪量可達22.7 dB和26.5 dB。車輪總聲能量級由這些顯著的共振峰值決定，因此徑向激勵下，迷宮阻尼環(huán)裝置具有較好的降噪效果。

圖9 徑向激勵下聲能量級頻譜

圖10 軸向激勵下聲能量級頻譜

由圖10可見，軸向激勵下，聲輻射最顯著的幾個頻率分別為471 Hz、1 216 Hz、2 160 Hz、3 212 Hz、4 323 Hz，對應(yīng)的模態(tài)振型分別為0節(jié)圓軸向模態(tài)(0,2)、(0,3)、(0,4)、(0,5)和(0,6)。單環(huán)阻尼裝置和雙環(huán)阻尼裝置對這些共振峰的抑制效果顯著，對于(0,5)階模態(tài)處的峰值降低尤為顯著，單環(huán)阻尼裝置和雙環(huán)阻尼裝置在該頻率處降噪量可達18.2 dB和22.8 dB。車輪總聲能量級由這些顯著的共振峰值決定，因此徑向激勵下，迷宮阻尼環(huán)裝置具有較好的降噪效果。

車輪聲輻射主要由車輪自身振動引起，結(jié)合3.4節(jié)車輪振動特性分析可知，對于徑向激勵，車輪在踏面位置的振動級最大，即在車輪不同位置中踏面振動對車輪的聲輻射貢獻最大，由圖7可知，在車輪聲輻射的顯著頻率1 782 Hz、2931 Hz、3 176 Hz、3 775 Hz、4 676 Hz處，踏面振動響應(yīng)也很大，說明在這些頻率位置踏面振動對車輪聲輻射貢獻顯著，在這些頻率處W－A和W－AB與標準車輪W－0相比，對振動有很明顯的抑制效果，這是導致阻尼車輪相比標準車輪在共振峰處降噪顯著的主要原因，同時阻尼裝置對車輪其他位置振動的抑制也將導致車輪聲輻射的降低。對于軸向激勵，同理可知輪箍位置振動最為顯著，對該位置振動的抑制是導致軸向激勵下聲輻射降低的主要原因。

4 結(jié)語

(1)迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪的固有頻率影響很?。?/p>

(2)迷宮式阻尼環(huán)車輪模態(tài)阻尼比增加顯著，雙環(huán)阻尼車輪阻尼特性更好，在顯著峰值處雙環(huán)阻尼車輪的模態(tài)阻尼比可增加到20倍；

(3)迷宮式阻尼環(huán)裝置對車輪踏面、輪箍和輻板位置減振效果顯著，徑向激勵下，減振原因主要表現(xiàn)為對徑向模態(tài)的抑制；軸向激勵下，減振原因主要表現(xiàn)為對0節(jié)圓軸向模態(tài)的抑制；

(4)采用聲能量級評價車輪整體降噪量，與標準車輪相比（W－0），徑向激勵下，W－A降低7.2 dB，W－AB降低9.5 dB；軸向激勵下，W－A降低7.9 dB，W－AB降低9.2 dB。

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Effect of Labyrinth Ring Damping Device on Vibration and Noise Reduction of Railway Wheels

HAN Jian1,XIAO Xin-biao1,WANG Rui-qian1, YIN Xue-jun2,GAO Xing-liang2,JIN Xue-song1
(1.State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China; 2.Qingdao Create Environment Control Technology Co.Ltd.,Qingdao 266101,Shandong China)

According to the indoor acoustic test standard,the effect of labyrinth ring damping device on vibration and noise reduction of railway wheels was tested and analyzed.There were two kinds of damped wheels:single ring damped wheels and double ring damped wheels.Impact-hammering and steel ball dropping were used as the excitations in the testing of the wheels in a semi-anechoic room.Effect of vibration and noise reduction of the labyrinth ring damping device was evaluated with damping ratio,acceleration level and sound energy level(SEL).The results show that comparing with a typical wheel(W-0),the damping ratios of both the single-ring damped wheel(W-A)and the double-ring damped wheel(W-AB)increase significantly,which means that the effect of vibration and noise reduction of the labyrinth ring damped wheels is obviously better than that of the typical wheel,and W-AB wheel is even better.Under radial excitation,the SELs of W-A and WAB are respectively reduced by 7.2 dB and 9.5 dB.Under axial excitation,the SELs of W-A and W-AB wheels are reduced by 7.9 dB and 9.2 dB respectively.

acoustics;damped wheel;labyrinth ring damping device;excitation

TB132；U239.5

：A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.017

1006-1355(2015)01-0083-06

2012－09－28

國家自然科學基金(51475390；U1434201)；國家863計劃(2011AA11A103-2-2)；教育部創(chuàng)新團隊(IRT1178)；西南交通大學博士生創(chuàng)新基金項

韓健（1987－），男，遼寧葫蘆島人，博士研究生，目前從事鐵路噪聲與振動控制研究和軌道動力學。E-mail:super_han@126.com

金學松，男，教授，博士生導師E-mail:xsjin@home.swjtu.edu.cn