地鐵用彈性車輪的減振降噪特性

黃孝卿，肖 峰，劉 智，張 磊，陳 剛，鄒 強(qiáng)

(1.寶武集團(tuán)馬鋼軌交材料科技有限公司，安徽馬鞍山243010；2.馬鞍山鋼鐵有限公司技術(shù)中心，安徽馬鞍山243010)

軌道交通憑借其強(qiáng)大的客流運(yùn)輸能力和便利的緩解城市擁堵能力而成為最有效的交通工具之一。然而車輛運(yùn)行時的振動和噪聲不僅減少了車輛乘坐舒適性，也增加了運(yùn)營成本[1]。研究表明，在輪軌系統(tǒng)耦合中，車輪的輻射噪聲貢獻(xiàn)最大，特別是頻段在2 kHz以上，車輪為主要噪聲源[2]。為降低輪軌系統(tǒng)引起的振動噪聲問題，低噪聲輪軌技術(shù)一直是地鐵相關(guān)運(yùn)營單位關(guān)注的重點(diǎn)。

車輪作為輪軌噪聲的來源之一，目前關(guān)于降低車輪噪聲的研究主要集中于阻尼環(huán)車輪、約束阻尼車輪、調(diào)諧質(zhì)量阻尼車輪等方面。對于阻尼環(huán)車輪，劉謀凱等[3]研究了一種地鐵車輪在安裝1～5 個金屬阻尼環(huán)后的降噪效果；對于約束阻尼車輪，査國濤等[4]運(yùn)用有限元仿真和試驗(yàn)的方法對約束阻尼車輪進(jìn)行了分析，鄧琳蔚等[5]分析了顆粒阻尼器對車輪振動的影響；對于調(diào)諧質(zhì)量阻尼車輪，趙延壘等[6]研究表明動力吸振器對彈性車輪軸向振動有明顯的抑制作用。此外，劉林芽等[7]對S行輻板進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化車輪的聲輻射功率較標(biāo)準(zhǔn)車輪聲輻射功率在大部分頻段上有減小。實(shí)際應(yīng)用過程中，不同類型車輪及其降噪相關(guān)措施均存在各自的局限性，不能有效解決地鐵車內(nèi)顯著頻段(500～1 250 Hz)噪聲過大問題。金屬阻尼環(huán)結(jié)構(gòu)對曲線嘯叫噪聲有明顯的降噪效果，但對滾動噪聲降噪效果不明顯；約束阻尼結(jié)構(gòu)對車輪的中高頻振動具有較好的降噪效果，但由于阻尼材料特性的限制，對低頻的降噪效果有限；調(diào)諧質(zhì)量阻尼車輪在其工作頻率范圍有較好降噪效果，但在其工作頻率范圍之外降噪效果不明顯，甚至起到負(fù)面效果。

彈性車輪是在鋼質(zhì)車輪的輪箍和輪芯之間嵌裝彈性橡膠件，使輪箍彈性地支撐在車輪上，從而有效降低曲線噪聲與輪軌磨耗、減小軌道沖擊、提高線路車輛使用壽命。從1899年發(fā)明至今，彈性車輪被廣泛應(yīng)用于有軌列車上[8]。劉玉霞等[9]運(yùn)用有限元-邊界元法分析彈性車輪相對于標(biāo)準(zhǔn)車輪的降噪；Jones等[10]采用Twins軟件分析彈性車輪的滾動噪聲，相較于標(biāo)準(zhǔn)車輪，彈性車輪滾動噪聲降低7～9 dB；趙洪倫等[11]通過分析剛性車輪和彈性車輪振動模態(tài)及頻響函數(shù)，研究了彈性車輪減噪的機(jī)理。然而國內(nèi)地鐵車輛并未采用彈性車輪，也缺乏對地鐵用彈性車輪實(shí)物降噪的相關(guān)研究。鑒于此，文中以某地鐵彈性車輪為研究對象，采用有限元仿真和靜態(tài)試驗(yàn)研究地鐵用彈性車輪的減振降噪特性。

1 有限元模型的建立和靜態(tài)試驗(yàn)

1.1 有限元模型的建立

采用Simcenter 3D有限元聲學(xué)軟件建立地鐵用彈性車輪有限元模型和聲學(xué)模型(如圖1，2)，計算20～6 400 Hz 頻段內(nèi)彈性車輪的振動響應(yīng)和聲輻射。在關(guān)注的頻段內(nèi)，每個結(jié)構(gòu)波長至少需6 個單元[12]，按此標(biāo)準(zhǔn)每個單元的邊長為8 mm，如圖1。由圖2可看出：車輪的外側(cè)包裹一層聲學(xué)網(wǎng)格，聲學(xué)網(wǎng)格的最外側(cè)設(shè)置AML 自動匹配層，使聲音通過該表面輻射而不產(chǎn)生反射，相當(dāng)于消聲室；最外側(cè)為ISO Power(ISO3744)單元，按照ISO3744 的標(biāo)準(zhǔn)在外側(cè)布置麥克風(fēng)，用以計算聲場各點(diǎn)聲壓。車輪材料參數(shù)為：鋼材料彈性模量E1=210 GPa，泊松比μ1=0.3，密度ρ1=7 850 kg/m3；橡膠材料彈性模量E2=150 MPa，泊松比μ2=0.45，密度ρ2=1 200 kg/m3。

圖1 地鐵用車輪Fig.1 Metro wheel

圖2 車輪有限元模型Fig.2 Finite element model of wheel

Thompson 等[13-14]測出車輪的模態(tài)損失因子在10-3～10-4之間，計算中取剛性車輪各階模態(tài)損失因子為0.001。對于彈性車輪，文中取各階模態(tài)損失因子為0.03。采用ANSYS 有限元軟件，運(yùn)用Plane83 諧單元計算剛性車輪在20～6 400 Hz頻率范圍內(nèi)的模態(tài)。

1.2 靜態(tài)試驗(yàn)

參照國際標(biāo)準(zhǔn)ISO 3745—2012 和國標(biāo)GB/T 6882—2016，采用B&Κ 振動噪聲測試分析系統(tǒng)對普通車輪和彈性車輪開展振動聲輻射特性室內(nèi)測試試驗(yàn)，測試現(xiàn)場如圖3。傳聲器測點(diǎn)為布置在半徑2 m的半球面上等面積的20個點(diǎn)，如圖4。

圖3 半消音室測試現(xiàn)場Fig.3 Test site of semi-anechoic room

圖4 布點(diǎn)示意圖Fig.4 Point diagram of layout

2 車輪振動分析

車輪振動是引起滾動噪聲的一個重要原因。其中，車輪踏面以徑向振動為主，輪輞和輻板以軸向振動為主[9]。采用Simcenter 3D有限元軟件計算徑向和軸向激勵下普通車輪和彈性車輪踏面、輪輞和輻板的速度響應(yīng)。其中激勵位置及振動速度提取位置如圖5，輪軌名義接觸點(diǎn)單位力激勵下，普通車輪和彈性車輪在踏面、輪輞、輻板的速度響應(yīng)結(jié)果如圖6。

圖5 車輪激勵位置及其振動速度提取位置Fig.5 Motivation position and extract place of vibration velocity of wheel

從圖6可看出：徑向激勵下，彈性車輪較剛性車輪，其踏面徑向振動速度級減小了1.1 dB，輪輞軸向振動速度級減小了8.4 dB，輻板軸向振動速度級減小了13.8 dB；輻板軸向振動頻率在500 Hz以下，剛性車輪振動速度低于彈性車輪，在500～6 400 Hz范圍，彈性車輪抑制輻板整個計算頻域內(nèi)的響應(yīng)峰值，這是因?yàn)閺椥攒囕喐吣B(tài)阻尼的存在可抑制車輪高頻模態(tài)頻率處的振動響應(yīng)；剛性車輪輻板振動速度級比踏面減小了0.2 dB，但彈性車輪輻板相較于踏面，其振動速度級減小了12.9 dB，也即輻板的振動速度減小了94.9%。

圖7為輪輞外側(cè)面在單位力激勵下，普通車輪和彈性車輪在踏面、輪輞、輻板處的速度響應(yīng)。從圖7可看出：軸向激勵下，彈性車輪相對于剛性車輪，其踏面徑向振動速度級減小了6.6 dB，輪輞軸向振動速度級減小0.4 dB，輻板軸向振動速度級減小14.0 dB；軸向激勵下，剛性車輪輻板振動速度級比輪輞減小了1.7 dB，但彈性車輪輻板相較于踏面，其振動速度級減小了15.1 dB，也即輻板振動速度級減小了96.9%。

由上分析可知：在徑向或軸向激勵下，越遠(yuǎn)離加載點(diǎn)，彈性車輪的減振效果越明顯；剛性車輪的踏面、輪輞和輻板振動差別不大，彈性車輪輻板相較于輪輞或踏面，其振動較小了94.9%以上。

圖6 徑向激勵下車輪踏面徑向、輪輞軸向、輻板軸向振動速度級Fig.6 Radial vibration velocity of wheel tread,axial vibration velocity of rim and plate under radial excitation

圖7 軸向激勵下車輪踏面徑向、輪輞與輻板軸向振動速度級Fig.7 Radial vibration velocity of wheel tread,axial vibration velocity of rim and plate under axial excitation

3 車輪聲輻射分析

3.1 有限元分析結(jié)果

圖8為徑向和軸向單位激勵下，剛性車輪和彈性車輪的輻射聲功率級。從圖8可看出：彈性車輪在徑向激勵下聲功率級降25 dB，在軸向激勵下聲功率級降17.8 dB；徑向激勵下20～1 000 Hz范圍內(nèi)，剛性車輪比彈性車輪聲功率級低5.2 dB；軸向激勵下20～2 000 Hz范圍內(nèi)，剛性車輪比彈性車輪聲功率級低4 dB，說明彈性車輪降噪?yún)^(qū)間在2000～6 400 Hz范圍。

圖8 車輪輻射聲功率級Fig.8 Acoustic radiation power nmagnitude of wheel

為探究彈性車輪抑制聲輻射峰值原理，對剛性車輪模態(tài)進(jìn)行分析，結(jié)果如表1。按照0節(jié)圓、1節(jié)圓和徑向模態(tài)進(jìn)行分類。0節(jié)圓的軸向模態(tài)在輪緣處有較大的位移變形，會產(chǎn)生強(qiáng)烈的曲線尖嘯聲，但幾乎不會出現(xiàn)在滾動噪聲中；對于滾動噪聲，徑向模態(tài)和1 節(jié)圓軸向模態(tài)的耦合最重要，這些模態(tài)在運(yùn)動中起主要作用，尤其是踏面的轉(zhuǎn)動[14]。因此激發(fā)0節(jié)圓模態(tài)會產(chǎn)生曲線尖嘯聲，激發(fā)1節(jié)圓與徑向模態(tài)會產(chǎn)生滾動噪聲。

表1 剛性車輪模態(tài)Tab.1 Modal of solid wheel

結(jié)合表1和圖8(a)可看出，較為明顯的峰為A，B，C，D。其中：A峰節(jié)圓節(jié)經(jīng)數(shù)為(1，0)，頻率為2 150 Hz；B 峰為(1，2)，3 150 Hz；C 峰為(1，3)，4 020 Hz；D 峰為(r，5)，4 800 Hz。峰值位于的頻率均大于2 000 Hz，且A峰、B峰和C峰為1節(jié)圓，D峰為徑向模態(tài)，說明彈性車輪可降低頻率大于2 000 Hz滾動噪聲。結(jié)合表1和圖8(b)可看出，較為明顯的峰為E，F(xiàn)，G，H。其中：E峰為(0，4)，2 620 Hz；F峰為(1，2)，3 150 Hz；G峰為(0，5)，3 820 Hz；H峰為(0，6)，5 100 Hz。峰值位于的頻率均大于2 000 Hz，且E峰、G峰和H峰為0節(jié)圓，F(xiàn)峰與B峰為1節(jié)圓，說明彈性車輪可降低頻率大于2 600 Hz高頻曲線嘯叫。

由以上分析可知：徑向激勵下彈性車輪聲功率級降25 dB，軸向激勵下聲功率級降17.8 dB；彈性車輪降噪?yún)^(qū)間在2 000～6 400 Hz范圍內(nèi)，徑向激勵下彈性車輪主要抑制大于2 000 Hz的1節(jié)圓滾動噪聲，軸向激勵下彈性車輪主要抑制大于2 600 Hz高頻的曲線嘯叫。

3.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

圖9為剛性車輪、彈性車輪在徑向和軸向激勵下輻射聲能量級1/3倍頻程頻譜。由圖9可看出：在徑向落球激勵下彈性車輪可降低車輪噪聲15.5 dB，在軸向落球激勵下彈性車輪可降低車輪噪聲17.1 dB；徑向激勵下，在1 600～6 400 Hz頻率范圍內(nèi)，彈性車輪可有效抑制聲輻射；軸向激勵下在63～6 400 Hz范圍內(nèi)，彈性車輪能有效抑制聲輻射。

圖9 車輪輻射聲能量級Fig.9 Radiation energy magnitude of wheel

對比試驗(yàn)結(jié)果與有限元計算結(jié)果(圖8，9)可發(fā)現(xiàn)：徑向激勵下剛性車輪的聲功率級有限元計算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相差僅0.4 dB，徑向激勵下彈性車輪的聲功率有限元計算結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果相差9.9 dB，約占試驗(yàn)結(jié)果的11.9%；軸向激勵下聲功率級的有限元計算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果最大相差1.1 dB，約占試驗(yàn)結(jié)果的1.3%。由此說明：有限元計算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有較好的一致性，除卻有限元精度誤差，Simcenter 3D有限元分析彈性車輪的減振降噪真實(shí)可信。

4 結(jié) 論

以國內(nèi)某地鐵彈性車輪為研究對象，采用Simcenter 3D有限元計算和靜態(tài)試驗(yàn)法分析車輪的其減振降噪特性，得到如下主要結(jié)論：

1)徑向或軸向激勵下，越遠(yuǎn)離加載點(diǎn)，彈性車輪的減振效果越明顯；

2)50～6 400 Hz頻率范圍內(nèi)，彈性車輪顯著抑制輪輞和踏面的振動傳遞到輻板，彈性車輪輻板相較于輪輞或踏面的振動級減小了94.9%以上；

3)有限元計算結(jié)果表明，彈性車輪在徑向激勵下聲功率級降25 dB，在軸向激勵下聲功率級降17.8 dB，彈性車輪主要抑制大于2 000 Hz的1節(jié)圓滾動噪聲和大于2 600 Hz的曲線嘯叫；

4)靜態(tài)試驗(yàn)結(jié)果表明，彈性車輪在落球激勵下降低車輪噪聲15.5 dB，在軸向落球激勵下可降低車輪噪聲17.1 dB，在1 600～6400 Hz頻率范圍內(nèi)可有效抑制聲輻射，與有限元計算結(jié)果具有較好的一致性。