車端風(fēng)擋類型對高速列車氣動噪聲影響規(guī)律的研究

劉國慶，杜 健，劉加利，崔振山

（1.上海交通大學(xué) 材料科學(xué)與工程學(xué)院塑性成形技術(shù)與裝備研究院，上海 200030；2.中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島 266111）

研究表明，當(dāng)高速列車時速超過300公里后其氣動噪聲迅速增大，氣動噪聲成為列車的最主要噪聲[1]。氣動噪聲不僅會影響車內(nèi)乘員的舒適度，還會對車外周圍生活環(huán)境造成嚴(yán)重干擾[2]。隨著保護(hù)環(huán)境的相關(guān)法律法規(guī)對噪聲要求越來越嚴(yán)，氣動噪聲問題已經(jīng)成為限制列車速度的主要因素[3]。高速列車行駛時，當(dāng)氣流沿車體表面向后流經(jīng)車廂連接處時，由于縫隙的存在，產(chǎn)生復(fù)雜的旋渦流動，導(dǎo)致車體表面動壓增大，噪聲隨之增大，車端風(fēng)擋成為列車氣動噪聲的主要來源之一。所以，研究車端風(fēng)擋的連接類型對高速列車氣動噪聲的影響，對高速列車減阻降噪設(shè)計具有重要意義。

目前，國內(nèi)外很多學(xué)者都在致力于通過試驗和數(shù)值模擬，開展高速列車車端風(fēng)擋氣動噪聲的研究工作。Yamazaki等通過對1:5縮比的某型新干線列車的風(fēng)洞試驗和實車測試，發(fā)現(xiàn)車端是高速列車的主要噪聲源[4]。黃莎等采用大渦模擬與聲類比理論，研究了高速列車車端風(fēng)擋長度和深度對列車氣動噪聲的影響[5]。楊加壽等研究和對比了7種不同風(fēng)擋類型對高速列車阻力和升力的影響[6]。不過，當(dāng)前高速列車車端風(fēng)擋類型對氣動噪聲的影響規(guī)律的研究仍然相對較少，主要原因之一就是由于車端風(fēng)擋尺寸相對整體車體比較小，需要采用較大的風(fēng)洞模型進(jìn)行試驗才能測得車端風(fēng)擋的氣動噪聲。

本文基于1:8縮比的三節(jié)車體組成的某型高速列車簡化模型，在時速350公里的工況下，對車端風(fēng)擋采用某型既有半包風(fēng)擋和既有全包風(fēng)擋兩種情況進(jìn)行數(shù)值模擬研究，分析兩種風(fēng)擋類型對列車周圍氣動噪聲的影響，并對其氣動噪聲的差異進(jìn)行對比分析，從而為選擇風(fēng)擋類型提供依據(jù)。

1 車端風(fēng)擋噪聲計算方法

目前，工程中氣動噪聲仿真計算的最佳方案是將計算分為近場分析計算和遠(yuǎn)場分析計算兩部分，該方法具有很大的適用性。在本文的近場分析計算中采用大渦模擬（LES）方法獲得非定場流場分布，遠(yuǎn)場氣動噪聲計算時采用Lighthill聲學(xué)比擬理論提取噪聲源。

1.1 基于大渦模擬的近場分析計算方法

大渦模擬(LES)是近年來在計算流體力學(xué)領(lǐng)域新發(fā)展起來的一種重要的數(shù)值計算方法，其通過濾波函數(shù)把湍流運(yùn)動分為大尺度渦和小尺度渦，大尺度渦采用直接數(shù)值模擬計算，對于小尺度渦，建立亞格子尺度模型來封閉，濾波后的流體連續(xù)性方程和動量方程[7-9]分別為

其中：ρ是流體密度；μ是湍流黏性系數(shù)；τij是亞格子尺度應(yīng)力，它度量了小尺度渦的運(yùn)動對大尺度渦運(yùn)動的影響，本文采用Smagorinsky-Lilly亞格子模型[10]，其方程為

δij為克羅內(nèi)克函數(shù)，νt是亞格子尺度渦黏系數(shù)。式（1）、式（2）、式（3）組成封閉方程組。

1.2 基于Lighthill聲學(xué)比擬理論的遠(yuǎn)場氣動噪聲計算方法

利用質(zhì)量守恒方程和動量方程，Lighthill推導(dǎo)出聲傳播方程為[11]

式中：ρ是流體密度；Tij為Lighthill應(yīng)力張量

式中：p是靜壓力；c0為聲速；eij為黏性應(yīng)力張量，當(dāng)雷諾數(shù)比較小時，可以考慮不計。

Ffowcs Williams和Hawkings應(yīng)用廣義函數(shù)法進(jìn)行了更深一步的拓展，建立了著名的福茨.威廉姆-霍金斯方程（FW-H方程）[12]，該方程可以解決運(yùn)動物體在流體中發(fā)聲的問題，具體為

式中：f是包括運(yùn)動物體的控制方程；H(f)是Heaviside函數(shù)；Pij為物體表面應(yīng)力張量；vn為物體表面法向速度；p′(xi,t)是t時刻在噪聲監(jiān)測點處的聲壓值；δ(f)是Dirac函數(shù)。第三項是偶極子聲源項，由物體表面脈動壓力引起。對于時速低于400 km/h的高速列車，可以僅考慮偶極子聲源項。因此，高速列車的偶極子聲源項的分布特征和大小決定了外場氣動噪聲分布規(guī)律和大小。

先通過大渦模擬（LES）和亞格子尺度模型計算物體表面脈動壓力，從而獲得噪聲流場中的偶極子聲源項，然后將流場的時域信號轉(zhuǎn)換為頻域信號，最后計算遠(yuǎn)場的氣動噪聲。

1.3 不同風(fēng)擋樣式的計算模型

某型高速列車既有半包風(fēng)擋和既有全包風(fēng)擋的模型如圖1所示。

圖1 某型高速列車兩種典型風(fēng)擋類型

半包風(fēng)擋的兩側(cè)采用全包風(fēng)擋結(jié)構(gòu)，上下采用開口風(fēng)擋，其中風(fēng)擋高度為2.4 m，寬度分別為0.46 m和0.38 m；全包風(fēng)擋兩側(cè)高3.64 m。全包風(fēng)擋在車端處采用曲面光滑過度。

1.4 模型的計算域、網(wǎng)格劃分及邊界條件設(shè)置

采用1:8的3車編組計算模型，其車身長l=9.98 m，車高度h=0.507 m，寬度w=0.42 m。根據(jù)計算要求和有關(guān)參考文獻(xiàn)，取計算域長度為50 m，寬度為14 m，高度為10 m。計算域尺寸和坐標(biāo)的定義見圖2。

圖2 3節(jié)編組高速列車的1:8計算域

在LES的計算中，采用靠近車體表面用非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格、遠(yuǎn)離車體用6面體網(wǎng)格的混合網(wǎng)格生成方法。為了能準(zhǔn)確地模擬出列車車體周圍流場的細(xì)節(jié)，在車體近壁面生成10層邊界層，總厚度為4 mm，第1層單元厚度尺寸為0.1 mm；在列車表面由內(nèi)向外建立3個加密區(qū)，使網(wǎng)格密度逐漸由密向疏過渡，總單元數(shù)約為4 600萬。

列車車體表面設(shè)置為無滑移邊界條件；地面設(shè)置滑移壁面條件，滑移速度與列車速度相等；流動進(jìn)口定義為速度進(jìn)口邊界，大小等于列車運(yùn)行速度350 km/h；流動出口定義為壓力出口邊界；為了降低邊界的影響，剩余邊界均設(shè)置為對稱邊界。

1.5 車端風(fēng)擋氣動噪聲監(jiān)測點布置

為了研究車端風(fēng)擋的氣動噪聲，按照噪聲測量標(biāo)準(zhǔn)ISO3095-2005，結(jié)合本模型是1:8縮小模型的特點，沿列車X方向，在離軌道高0.437 5 m、車體中心線3 m處，從列車鼻尖開始每0.125 m布置一個噪聲監(jiān)測點，共計80個點；沿列車Y方向，在靠近車頭位置的一位端風(fēng)擋和遠(yuǎn)離車頭位置的二位端風(fēng)擋中心處，在離軌道高0.437 5 m、離車體中心線0.937 5 m、1.5 m、2.312 5 m、3.75 m處分別布置4個噪聲監(jiān)測點，共計布置8個噪聲監(jiān)測點；沿列車Z方向，在一位端風(fēng)擋、二位端風(fēng)擋中心處，在離軌道高0.062 5 m、0.15 m、0.275 m和0.625 m、離車體中心線1.5 m處，分別布置4個噪聲評估點，在Z向共計布置8個噪聲監(jiān)測點，噪聲監(jiān)測點布置如圖3所示。

圖3 車端氣動噪聲監(jiān)測點布置示意圖

2 數(shù)值計算結(jié)果分析

2.1 不同風(fēng)擋類型工況下遠(yuǎn)場氣動噪聲數(shù)值分析結(jié)果

將車端1位端風(fēng)擋和2位端風(fēng)擋作為聲源，通過對各監(jiān)測點的聲壓級頻譜進(jìn)行分析對比發(fā)現(xiàn)，安裝兩種風(fēng)擋的高速列車在對應(yīng)的監(jiān)測點位置，其監(jiān)測點氣動噪聲頻譜相似，僅聲壓級不同。圖4是采用全包風(fēng)擋和半包風(fēng)擋模型在監(jiān)測點X15處頻譜對比圖，該點位于1位端風(fēng)擋的中心位置。從圖4(a)中可以看出，車端風(fēng)擋氣動噪聲的頻率分布廣，在2 500 Hz范圍內(nèi)都存在聲壓，因此是一寬頻噪聲，并且監(jiān)測點聲壓級隨頻率變化而改變；采用全包風(fēng)擋模型比采用半包風(fēng)擋模型，聲壓級平均減低6.9 dB。由圖4(b)可見，車端風(fēng)擋氣動噪聲能量主要集中在80 Hz～930 Hz范圍內(nèi)。

由圖5(a)可見，當(dāng)高速列車以時速350公里運(yùn)行時，氣流通過全包風(fēng)擋時，由于在車端間隙采用了流線型的曲面過渡，氣體在此處滯留小，進(jìn)而引起的氣動噪聲較小。而從圖5(b)可看出，當(dāng)車頂氣流穿過半包風(fēng)擋結(jié)構(gòu)時，由于車端處間隙的存在，氣體進(jìn)入間隙內(nèi)形成漩渦，引起較大的速度變化，因此半包風(fēng)擋處氣動噪聲較大。

圖4 全包風(fēng)擋和半包風(fēng)擋模型在監(jiān)測點X15處頻譜圖對比

圖5 車端采用全包風(fēng)擋和半包風(fēng)擋時縱向?qū)ΨQ面上的速度流線對比圖

圖6是以風(fēng)擋為噪聲源，采用不同風(fēng)擋得到的列車運(yùn)行方向（X向）聲壓級對比曲線。由圖可見，對于兩種風(fēng)擋結(jié)構(gòu)，1位端風(fēng)擋引起噪聲的聲壓級總比2位端風(fēng)擋大，噪聲在風(fēng)擋位置處達(dá)到局部最大；采用全包風(fēng)擋結(jié)構(gòu)比采用半包風(fēng)擋結(jié)構(gòu)可使最大聲壓級下降3.1 dB(A)。

圖6 車輛連接處不同風(fēng)擋工況下X向聲壓級對比曲線

圖7為Z=0.437 5 m的兩種風(fēng)擋工況下沿Y向不同噪聲監(jiān)控點聲壓級的對比圖。

圖7 車輛連接處不同風(fēng)擋工況下Y向聲壓級對比曲線

由圖可見，對于每一種風(fēng)擋，一位端風(fēng)擋引起噪聲的聲壓級總比二位端風(fēng)擋大；Y向聲壓級衰竭幅度不同，采用半包風(fēng)擋，一位端風(fēng)擋的衰竭幅度為3.1 dB(A)，二位端風(fēng)擋為2.2 dB(A)，采用全包風(fēng)擋時，一位端風(fēng)擋衰竭幅度為2.0 dB(A)，二位端風(fēng)擋為1.37 dB(A)，因此采用半包風(fēng)擋時一位端風(fēng)擋沿Y向聲壓級衰竭幅度最大；隨著距軌道中心線距離的增加，聲壓級都逐漸降低，在相同的噪聲監(jiān)控點，半包風(fēng)擋的聲壓級總大于全包風(fēng)擋的聲壓級，在距車體中心線0.937 5 m的監(jiān)控點Y1處，二者聲壓級差為最大，最大差值為3.04 dB(A)。

圖8為車端采用不同風(fēng)擋時，Z向等效連續(xù)A計權(quán)聲壓級曲線對比圖。

圖8 車端不同風(fēng)擋工況下Z向聲壓級對比曲線

可見，風(fēng)擋的氣動噪聲沿Z向差別較大，并且在距離軌道高度0.275 m時，氣動噪聲達(dá)到最大，半風(fēng)擋時1位端的聲壓級為96.2 dB(A)，全風(fēng)擋時1位端聲壓級達(dá)到93.8 dB(A)，因此采用全風(fēng)擋方案，聲壓級最大降幅可達(dá)2.4 dB(A)。

3 結(jié)語

通過對某型高速列車典型的半包風(fēng)擋、全包風(fēng)擋工況下氣動噪聲進(jìn)行數(shù)值模擬計算分析和對比，可以看出：

(1)車端風(fēng)擋氣動噪聲是寬頻噪聲，聲壓級隨頻率變化，氣動噪聲能量主要集中在80 Hz～930 Hz。

(2)無論采用何種風(fēng)擋結(jié)構(gòu)，在列車X向和Y向一位端風(fēng)擋引起的噪聲都比2位端風(fēng)擋大。

(3)全包風(fēng)擋方案減小了氣流擾流，與半包風(fēng)擋方案相比，X向聲壓級最大降幅達(dá)3.1 dB(A)，Y向聲壓級最大降幅達(dá)3.04 dB(A)，Z向聲壓級最大降幅達(dá)2.4 dB(A)，降噪明顯。

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