高速列車底部結構參數(shù)對氣動噪聲影響規(guī)律

陳 羽 ，柳壹明 ，毛 懋 ，李啟良 ，王毅剛 ，楊志剛 ,3

（1.同濟大學汽車學院，上海 201804；2.同濟大學上海市地面交通工具空氣動力學與熱環(huán)境模擬重點試驗室，上海 201804；3.北京民用飛機技術研究中心，北京 102211）

隨著運行速度的提升，高速列車的噪聲問題越來越顯著，給環(huán)保和乘坐舒適性帶來了更大挑戰(zhàn)[1].當行駛車速大于300 km/h 時，氣動噪聲是列車噪聲的最主要噪聲源[2].傳遞路徑分析技術發(fā)現(xiàn)[3]，轉向架區(qū)域氣動噪聲的空氣聲傳遞為車內噪聲最主要貢獻源.

實車路試[4]、聲學風洞實驗[5]和數(shù)值計算[6]均表明高速列車轉向架區(qū)域是列車主要的氣動噪聲源.Latorre 等[7]通過聲學風洞試驗研究了含有動力、拖車轉向架以及純空腔的轉向架區(qū)域遠場氣動噪聲，1/3 倍頻程結果表明轉向架本身產(chǎn)生的氣動噪聲水平很低，主要是腔體本身.

此前，高速列車氣動噪聲控制研究主要集中在頭型的外形優(yōu)化.Sun 等[8]用局部形函數(shù)法對某高速列車頭型進行了參數(shù)化建模發(fā)現(xiàn)，影響遠場噪聲的關鍵變量在于流線型底部寬度以及車窗高度.張亮[9]基于多目標遺傳算法（NSGA-Ⅱ）的優(yōu)化設計和寬頻帶噪聲計算模型指出，頭車的排障器外形、頭型水平最大外輪廓線與頭車表面最大聲功率的相關性較大.安翼等[10]采用非線性聲學求解器和聲學比擬法的混合算法，對不同頭型長細比的高速列車遠場噪聲分析，發(fā)現(xiàn)增加長細比并不能明顯提升氣動噪聲性能.目前高速列車轉向架區(qū)域氣動噪聲控制主要考慮裙板控制[11]，對于轉向架艙的系統(tǒng)參數(shù)化研究還很少，且文獻主要關注遠場噪聲和車身表面湍流壓力脈動，沒有考慮降噪控制方法對近場噪聲的影響[12].

從外形設計的角度，通過優(yōu)化和控制列車底部的剪切層、旋渦脫落、再附著和流動反饋，能夠降低氣動噪聲源的強度[13].本文以我國標準動車為對象，建立高速列車頭車轉向架區(qū)域的6 參數(shù)模型，通過計算氣動聲學和拉丁超立方實驗設計的方法，研究底部結構參數(shù)對列車遠場氣動噪聲、轉向架艙內湍流脈動功率級和聲功率級的影響規(guī)律，為高速列車的車內、外氣動降噪設計提供幫助.

1 參數(shù)化模型

1.1 列車模型

研究對象為標準動車1∶8 縮比后的三車編組模型，其中頭、尾車幾何外形一致.模型幾何尺寸L×W×H（長 × 寬 × 高）為10 200 mm × 420 mm × 506 mm，如圖1（a）所示.列車模型由排障器、轉向架艙、轉向架、車輛連接處構成，并將模型表面部件進行了簡化處理，其中拖車轉向架設置在頭、尾車，動力轉向架設置在中間車.

圖1 高速列車模型Fig.1 High-speed train model

1.2 頭車底部結構參數(shù)化建模方法

高速列車頭車第一組轉向架區(qū)域是最主要的氣動噪聲源，頭車底部結構由排障器、轉向架艙和轉向架（含輪對）構成，本文僅對底部結構參數(shù)對氣動噪聲影響規(guī)律開展研究.來流條件和艙幾何結構是影響轉向架區(qū)域氣動噪聲水平的主要因素[7].因此，針對轉向架艙和排障器設計了6 個參數(shù)變量（轉向架艙長度l、艙前緣倒角半徑Rf、艙后緣倒角半徑Rr、裙板高度h1、排障器厚度h2、排障器前緣夾角θ，如圖2 所示），并保證車體斷面形狀不變.底部結構參數(shù)變化范圍以我國高速列車CRH、標準動車組為參考，具體變化范圍如表1 所示.

表1 參數(shù)變化范圍Tab.1 Ranges of parameters

圖2 頭車底部結構參數(shù)模型Fig.2 Parameterization of underbody structure

1.3 基于拉丁超立方的數(shù)值實驗設計

拉丁超立方抽樣是一種分層隨機抽樣技術，由McKay 等[14]提出，能夠從變量的分布區(qū)間進行高效采樣.Iman 等[15]進一步發(fā)展了該方法，依照取樣次數(shù)，把每個變量的取值區(qū)間均勻切割，在每個切割區(qū)間隨機選取好點后再將各變量隨機組合，以此來設計樣本矩陣的參數(shù)，改進后只要取樣次數(shù)大于變量數(shù)即可.

底部結構包含6 個控制參數(shù)，本文共設計12 次模擬，加上列車原型，共有13 個樣本點.使用Isight軟件的DOE (design of experiment)實驗設計模塊，在表1 所設計的列車底部結構參數(shù)樣本空間抽選了12 個樣本，如表2.

表2 高速列車底部結構參數(shù)化實驗設計Tab.2 Design of experiment table of high-speed train under body parameters

2 數(shù)值仿真方法

2.1 計算模型

計算域如圖3（a）所示，入口設計為距頭車鼻錐1/4L，出口設計為距尾車鼻錐1/2L，車體中心線到計算域兩側的距離為1/4L，高度選擇為10H.采用速度入口，來流速度250 km/h，入口湍流度為1%，湍流黏性比為10，出口為壓力出口，計算域兩側和頂部為對稱邊界條件，其他為無滑移邊界條件.

圖3 計算域及網(wǎng)格Fig.3 Computational domian and grid

采用STARCCM + 的切割體和邊界層組合方法生成空間體網(wǎng)格.邊界層網(wǎng)格第一層厚度為0.02 mm，由此得到的近壁無量綱厚度y+≈1，滿足數(shù)值方法的要求.一共生成12 層邊界層網(wǎng)格，增長率為1.2.聲擾動方程的求解域如圖3（b）所示，體網(wǎng)格尺寸為3 mm，在聲源和聲傳播過渡區(qū)采用漢寧窗處理以避免聲波信號的階躍.針對計算域設置了加密區(qū)，如圖3（c）所示.可穿透聲源面如圖3（a）粉色區(qū)域所示，長12.64 m、寬0.84 m、高0.76 m，排障器和轉向架艙內加密區(qū)體網(wǎng)格為3 mm，可穿透聲源面上網(wǎng)格為12 mm，體網(wǎng)格總數(shù)約4 800 萬.

2.2 計算方法

采用商業(yè)軟件STARCCM + 進行求解.風速為250 km/h，馬赫數(shù)小于0.3，非定常流場計算采用不可壓大渦模擬并結合壁面適應局部渦粘模型（WALE），相比Smagorinsky 模型該模型不需要任何形式的近壁阻尼，能自動給出準確的壁面比例系數(shù)，是近年使用較廣泛的湍流模型之一.使用SIMPLE 方法進行壓力與速度場耦合.采用考慮聲源運動和固壁效應的FW-H 方程計算遠場噪聲，通過求解APE 獲得近場聲壓[16].初始化定常流動、非定常流動和氣動噪聲的計算方法與文獻[12]相同，13 個樣本點在168 核刀片服務器完成計算，總耗時78 d.

2.3 數(shù)值方法驗證

在同濟大學氣動-聲學整車風洞對1∶8 縮比三車編組的標準動車模型進行氣動噪聲試驗，模型為可機加工樹脂板材包裹鋼骨架制成，車輪下部安裝軌道，如圖4（a）所示.設計了每個轉向架艙后部薄翼型支撐，多點固定方式將模型安裝在試驗段地板上，以減小支撐干擾，試驗風速250 km/h.選用3 個遠場測點來收集試驗模型遠場噪聲情況，測點布置在試驗模型右側.遠場測點距試驗模型中截面7.5 m，離地高度為0.8 m，各測點相距3.0 m，如圖4（b）所示.

圖4 風洞實驗和遠場測點Fig.4 Wind tunnel experiment and far-field measuring points

針對高速列車模型，以不同網(wǎng)格尺度劃分了3 套不同數(shù)量的網(wǎng)格進行對比分析.時均氣動阻力系數(shù)（Cd）作為參考，不同網(wǎng)格量的計算結果如表3.由表可知，當網(wǎng)格量大于4 900 萬時，繼續(xù)增大網(wǎng)格量對結果的影響較小，偏差在1%以內.風洞試驗和數(shù)值計算得到的各測點總聲壓級結果如表4 所示，測點2 的總聲壓級量值僅相差0.3 dB(A)，靠近頭車的測點1 和靠近尾車的測點3 總聲壓級分別與實驗結果相差0.4 dB(A)和2.0 dB(A).

表3 網(wǎng)格敏感性驗證Tab.3 Gird sensitivity verification

表4 測點總聲壓級Tab.4 OASPL of measureing points dB(A)

圖5 給出了遠場測點2 利用風洞試驗和數(shù)值計算得到的聲壓級頻譜，兩者頻譜變化趨勢一致.2 kHz以上計算值低于試驗值，是因為網(wǎng)格不夠密導致高頻能量耗散所致.結合表3 可見，遠場噪聲的數(shù)值仿真能獲得與風洞試驗相當?shù)慕Y果，表明遠場噪聲的預測合理.本文考慮列車噪聲對外部環(huán)境中人[2]和車內乘客[3]的影響，因此，采用A 計權對噪聲信號進行分析.

圖5 測點2 的聲壓級頻譜Fig.5 Noise spectrum of point 2

3 底部結構參數(shù)對氣動噪聲影響規(guī)律

3.1 底部結構參數(shù)對遠場氣動噪聲的影響

底部結構參數(shù)會使得遠場指向特性發(fā)生變化，單一測點無法客觀反映參數(shù)對噪聲水平的影響.高速列車氣動噪聲源可以認為是線聲源，因此，將距離模型中心線7.5 m、高度為0.8 m 的5 個測點能量平均聲壓級作為降噪的評價指標，高度基準點為軌道下表面.其中，測點1 與頭車鼻錐平齊，各測點相距0.564 m，如圖6 所示.

圖6 測點1～5 示意Fig.6 Schematic diagram of points 1-5

圖7 為測點1～5 平均聲壓級，由圖7 可知：樣本點遠場平均聲壓級的變化范圍為75.4～78.9 dB(A)；相對于原型76.5 dB(A)，7 個樣本點平均聲壓級增大，5 個樣本點減小；其中，平均聲壓級最小的樣本4較原型降低了1.1 dB(A)，平均聲壓級最大的樣本11較原型增加了2.4 dB(A).

圖7 測點1～5 平均聲壓級Fig.7 Mean sound pressure level of measureing points 1-5

為了分析底部結構參數(shù)對遠場噪聲的影響，給出各參數(shù)與遠場噪聲平均聲壓級的相關系數(shù)，如圖8 所示.對于優(yōu)化拉丁超立方樣本點分布，其為非正態(tài)分布，采用Spearman 的秩相關系數(shù)來評估，該相關系數(shù)的大小代表了底部結構各個參數(shù)與遠場噪聲之間的單調關系.相關系數(shù)（式（1））取值范圍為[-1,1]，相關系數(shù)為負即為負相關，表示隨著參數(shù)數(shù)值增加平均聲壓級能量單調減??；相關系數(shù)為正與之相反.

圖8 底部參數(shù)與遠場噪聲相關性系數(shù)Fig.8 Correlation between underbody parameters and noise in the far field

式中：x為樣本點結構參數(shù)數(shù)值的等級參數(shù)；y為樣本點平均聲壓級數(shù)值的等級參數(shù)；分別為樣本點結構參數(shù)數(shù)值和平均聲壓級數(shù)值的等級參數(shù)的均值.

圖8 為各參數(shù)的遠場噪聲相關性系數(shù)，由圖8可知：對于遠場測點平均聲壓級，l、h1、Rr和h2均為負相關，表明上述4 個參數(shù)取值增大，則遠場噪聲減小；Rf和θ均為正相關，表明其取值增大，遠場噪聲增大；Rf、θ、h1與遠場噪聲之間均具有較高程度的單調性關系；從頭車轉向架區(qū)域氣動噪聲控制的角度，減小θ、Rf或者增大h1、h2、Rr均可降低遠場氣動噪聲水平；l的相關性系數(shù)為 -0.116，該參數(shù)為弱相關性.

圖9 為遠場噪聲1/3 倍頻程譜，由圖9 可知：以原型為基準，中心頻帶1 250 Hz 以下時，底部結構參數(shù)可以使噪聲能量減?。坏撞拷Y構參數(shù)的改變主要使800～1 250 Hz 范圍內的噪聲能量增大，樣本點11在該頻帶能量大幅增加，結合表2 可知增大裙板高度可以有效降低該頻帶的遠場噪聲水平；對于所有樣本點，中心頻帶2 kHz 以上的極差值均在3 dB(A)以內.

圖9 遠場噪聲1/3 倍頻程譜Fig.9 1/3 octave band spectrum in the far field

3.2 底部結構參數(shù)對近場氣動噪聲的影響

3.2.1 對近場湍流脈動功率級的影響

湍流脈動壓力以振動形式通過車身結構傳入車內，以脈動力偶極子源形式向遠場傳播.通過大渦模擬計算得到大車體表面靜壓的時域信號，之后進行快速傅里葉變換（FFT）得到脈動壓力級，參考壓力為2 × 10-5Pa.

圖10 給出了原型和各樣本的底部湍流脈動壓力級分布云圖.結合表2 可知：排障器底部前緣低脈動壓力級分布的樣本點4、5、7、8、9、10、12 其θ均小于117°，表明排障器前緣外形為尖型時，排障器的湍流脈動壓力級降低；轉向架艙后緣低湍流脈動壓力級分布的樣本點2、4、5、7、8、9 其裙板高度均為79～98 mm，排障器厚度均為35～49 mm，增大裙板高度和排障器厚度可以明顯降低頭車轉向架艙后緣的湍流脈動壓力級水平；轉向架輪對和構架下部低湍流脈動壓力級分布的樣本點2、4、7、8 其前緣倒角均小于6°，同時排障器厚度均為38～49 mm，轉向架艙前緣無倒角和增大排障器厚度可以有效降低輪對和構架下部的湍流脈動壓力級.

圖10 頭車底部表面湍流脈動壓力級Fig.10 Surface turbulent fluctuating pressure levels at the bottom of the head car

對轉向架艙前壁、頂部和后壁的湍流脈動壓力級進行面積積分求和，得到轉向架艙的湍流脈動總功率級，如圖11 所示.由圖11 可知：轉向架艙內湍流脈動功率級的變化范圍為121.3～124.7 dB(A)；相比原型工況122.9 dB(A)，4 個樣本點增加0.5 dB(A)以上，2 個樣本點減小0.5 dB(A)以上；最低湍流脈動總功率級降低了1.6 dB(A)，為樣本點2，最高湍流脈動總功率級增加了1.8 dB(A)，為樣本點12.

圖11 艙內湍流脈動總功率級Fig.11 Total power level of turbulent fluctuation inside cavity

圖12 為各參數(shù)與艙內湍流脈動總功率級的相關系數(shù).

圖12 各參數(shù)對艙內湍流脈動總功率級的相關系數(shù)Fig.12 Correlation between underbody parameters and total power level of turbulent fluctuation inside cavity

由圖12 可知：h1、Rr和h2為負相關，隨上述3 個參數(shù)取值增大，艙內湍流脈動功率級減?。籰、Rf、和θ均為正相關，隨上述3 個參數(shù)取值增大，近場湍流脈動功率級增大；隨著艙長度增加，表面湍流脈動級有所減小，同時面積增大，導致轉向架艙內脈動功率級與艙長度為正相關；結合3.1 節(jié)可知，h1、h2、Rf、Rr、θ的遠場噪聲和艙內湍流脈動功率級的相關性系數(shù)符號一致.

3.2.2 對近場湍流聲功率級的影響

通過聲擾動方程計算得到近場聲波.聲波在大部分頻率范圍與車體板件彎曲波的波數(shù)接近，而湍流壓力的波數(shù)僅在低頻區(qū)域和板件的彎曲波波數(shù)接近[17]，對于車內噪聲，近場聲波具有更高的傳遞效率.

圖13 給出了原型和各樣本的聲壓力級云圖.結合表2 可知，排障器底部前緣低聲壓級分布的樣本點2、4、5、7、8、9、10、12 其θ均小于117°，排障器前緣外形設計為尖型時，排障器上的聲壓級也會降低；轉向架艙側緣低聲壓級分布的樣本點10、11、12 其裙板高度均在0～65 mm 內，減小裙板高度會降低頭車轉向架艙側緣的聲壓級水平；轉向架輪對和構架下部低聲壓級分布的樣本點7、8、10、12 其排障器厚度均為35～49 mm，增大排障器厚度可以降低輪對和構架下部的聲壓級.

圖13 頭車底部聲壓級云圖Fig.13 Sound pressure levels at the bottom of the head car

對轉向架艙前、頂和后壁的聲壓級進行面積積分，得到轉向架艙內總聲功率級，如圖14 所示.由圖14 可知：轉向架艙內聲功率級的變化范圍為111.7～116.8 dB(A)；相比原型的聲功率級114.3 dB(A)，5 個樣本點增加1 dB(A)以上，3 個樣本點減小1 dB(A)以上；最低聲功率級降低了2.6 dB(A)，為樣本點12，聲功率級最大的樣本點增加了2.5 dB(A)，為樣本點3.

圖14 艙內總聲功率級Fig.14 Total sound power level inside cavity

圖15 為各參數(shù)與艙內總聲功率級的相關系數(shù).由圖15 可知：l、Rf和h2為負相關，隨上述3 個參數(shù)取值增大，近場聲功率級減?。籬1、θ均為正相關，隨上述2 個參數(shù)取值增大，近場聲功率級增大；h1的相關性系數(shù)為0.737，其與艙內氣動噪聲有較高程度的單調性關系；l、Rf、Rr相關系數(shù)分別為 -0.027、-0.198、0.033，這3 種參數(shù)與近場聲功率為弱相關；結合3.1、3.2.1 節(jié)可知，h2、θ的遠場噪聲、艙內湍流脈動功率和聲功率的相關性系數(shù)符號一致.

圖15 各參數(shù)與艙內總聲功率級的相關系數(shù)Fig.15 Correlation between underbody parameters and total sound power level inside cavity

4 結 論

1） 頭車第1 組轉向架區(qū)域底部結構參數(shù)對列車氣動噪聲水平有重要影響.對于1∶8 的縮比模型，遠場噪聲平均聲壓級變化范圍為75.4～78.9 dB(A)，其艙內湍流脈動功率級變化范圍為121.3～124.7 dB(A)，聲功率級的變化范圍為111.7～116.8 dB(A).

2） 對于遠場噪聲，轉向架艙長度、裙板高度、轉向架艙后緣倒角和排障器厚度與其為負相關，艙前緣倒角、和排障器前緣夾角與其為正相關，主要影響中心頻帶315～1 250 Hz 的噪聲能量.

3） 對于頭車轉向架艙內湍流脈動功率級，裙板高度、轉向架艙后緣倒角、排障器厚度與其為負相關，轉向架艙長度、艙前緣倒角和排障器前緣夾角與其為正相關；對于艙內的聲功率， 轉向架艙長度、艙前緣倒角、排障器厚度與其為負相關，裙板高度和排障器前緣夾角與其為正相關.

4） 排障器厚度和前緣夾角與遠場噪聲、艙內湍流脈動功率、聲功率均為負相關.裙板高度和遠場噪聲、艙內湍流脈動功率級為負相關，其與艙內聲功率為正相關.