高頻振動下輪軌噪聲的特性分析

石君龍, 常雄芬, 齊曉軒, 林玉森,2

(1.石家莊鐵道大學 土木工程學院,河北 石家莊 050043; 2. 石家莊鐵道大學 道路與鐵道工程安全保障省部共建教育部重點實驗室, 河北 石家莊 050043)

火車運行中輪軌噪聲是鐵路噪聲的重要組成部分。通過建立理論模型再進行細致的分析,才能夠達到有效的降噪。BENDER et al[1]建立大量簡化的鋼軌與車輪的模型,通過解析法求出了軌的阻抗,并對輪軌所指示的粗糙度進行了具體的分析。REMINGTON[2]最初從車輪與鋼軌的相互作用角度出發,建立了輪軌噪聲的聲學預測模型,闡述了輪軌噪聲是如何產生的。之后,又在此基礎上,把原來剛度結構的輪子轉換成一個具有彈性的環形結構,另外對輪軌接觸進行了修正,考慮了Hertz接觸剛度,在計算車輪與軌道的聲輻射模型時將地面也考慮在內,在預測結果的精度上有了很大的提升。THOMPSON[3-5]對文獻[2]建立的輪軌噪聲模型進行了深度更改,認為鋼軌與車輪之間相互激勵振動,鋼軌受簡諧力的作用發生振動,而鋼軌的振動響應又傳給軌枕,進而引起軌枕的振動響應,所以軌枕的噪聲也不可以忽略,因此,把軌枕也建立到了聲學模型上。魏偉[6]通過有限元與邊界元法相結合的方式,利用聯合粗糙度譜作為系統的激勵,對輪軌噪聲展開研究,得到的模擬結果與TWINS相互吻合。

雷曉燕等[7]進行了有關輪軌噪聲研究及預測,楊新文等[8]對列車在無砟和有砟鐵路上的噪聲產生原因、輪軌噪聲的估算及噪聲抑制技術進行了較為詳盡的闡述。在輪與軌道的交互激勵效應,翟婉明[9-10]建立了車輛-軌道耦合動力學模型,SHENG et al[11-13]對于在軌道上行駛單車輪或者多車輪的傅里葉系數方法進行了修改,并應用到了輪軌噪聲的研究中,研究車速、多車輪接觸和粗糙度波長對輪軌力的影響。

本文主要通過有限元邊界元相結合的方法對于輪軌結構噪聲輻射進行計算,主要流程如圖1所示。

圖1 研究方法流程圖

1 有限元模型的建立與導納

1.1 建立有限元模型

采用國產鐵路客車車輪為S型輻輪,滾動圓直徑為915 mm,其主要組成部分包括踏面、輪緣、輪輞、輻板和輪轂,踏面采用LMA型,車輪內徑為785 mm,輪輞寬度135 mm,輻板最厚部分為25 mm,輪轂孔徑為186 mm。軌道結構為CRTSⅡ無砟板式軌道,因此考慮一段鋼軌、一半軌道板和一半CA砂漿層,在軌道的中間建立一個對稱的邊界,使其底部的結點充分地被固定,再在軌道的2個末端上加1個對稱的約束。單塊軌道板長6.45 m,軌道板厚0.2 m,CA砂漿厚度為0.03 m,扣件間距為0.65 m。利用ANSYS對車輪和軌道系統進行了三維分析,利用完全法求得軌道系統的結構導納特性,并將所得數據與文獻[14]進行比對,驗證了模型的正確性。各項參數如表1所示,有限元模型如圖2所示。

表1 輪軌各項參數

圖2 有限元模型

1.2 導納的計算

車輪的導納特性可以由車輪的自振頻率、振型和模態阻尼通過模態疊加法計算獲得,由于徑向激勵大于軸向激勵,且車輪的振動與鋼軌是相互耦合的,所以在理想模型中只取車輪與鋼軌名義接觸點的原點徑向激勵與位移導納。利用激勵與響應的幅值比和相位差,可以直接確定整個振動系統的導納[15]。

在名義接觸點施加徑向單位力,得到了車輪和鋼軌的原點導納,計算頻率區間為10～4 000 Hz,導納結果如圖3所示。

圖3 導納結果

2 輪軌動力響應

2.1 輪軌力

圖4 豎向輪軌力

在計算輪軌力時,考慮保持車輪在軌道上的相對位置不動。輪軌聯合粗糙度譜基于列車速度在鋼軌和車輪之間的運動,形成相對激勵[16]。輪軌力表達式為

(1)

式中,r為聯合粗糙度譜,r=10(Lr_total/20-6)m;αW為車輪在輪軌接觸點的垂向位移導納;αT為鋼軌在輪軌接觸點的垂向位移導納;αc為輪軌垂向接觸導納,αc=1/Kv。 聯合粗糙度譜采用文獻[17]數據,求得頻域下列車運行速度為200、300、400 km/h的輪軌力,如圖4所示。

2.2 振動響應

將2.1節求得的輪軌力加到輪軌接觸點處,并查看車輪與鋼軌接觸點處以及跨中處軌道板的垂向振動響應,振動位移結果如圖5所示。

圖5 振動位移結果

車輪振動響應比較復雜,垂向振動位移出現了多處峰值,表明在這些頻率位置處發生了結構的共振現象,在以后的降噪方法中,可以從共振角度考慮。在速度相同時,鋼軌的振動響應比軌道板的振動響應大一個量級。這主要是受扣件剛度和鋼軌、軌道板的尺寸以及材料所影響。在相同的頻率下,隨速度的增加,其振動的位移均相應增加。

3 輪軌噪聲預測

3.1 聲學方程

設單個車輪在單根鋼軌上運動時,輪軌振動在測量點引起的聲壓為p,將鋼軌視為線聲源則鋼軌聲壓均方值為

(2)

同理,車輪聲壓均方值為

(3)

對于軌道板,同樣將其視為線聲源,則軌道板的聲壓均方值為

(4)

3.2 噪聲預測

圖6 標準點處輪軌噪聲的頻譜圖

在聲學軟件LMS Virtual.lab中進行邊界元分析時,只取3跨的鋼軌和軌道板進行分析,鋼軌聲學網格的單元尺寸取12.5 mm,軌道板聲學網格的單元尺寸取14 mm,車輪聲學網格尺寸取10 mm。為了更好地研究高速列車在運行時輪軌噪聲對周邊居民的影響,根據國家現行的GB/T 5111—2011《聲學-軌道機車車輛發射噪聲測量》標準規范布置測點,取標準點距軌道中心線25 m,距軌頂3.5 m。當高速列車以300 km/h速度運行時,在標準點處輪軌噪聲通過A計權后可得到的1/3倍聲壓級頻譜圖如圖6所示。而軌道板無論在低頻還是高頻時,對輪軌噪聲的貢獻一直低于車輪和鋼軌,這是由于在CRSTⅡ型軌道板中,CA砂漿墊層的彈性模量在7 000～10 000 MPa,導致軌道板的振動響應較小。

為便于觀察空間內噪聲輻射特性,挑選車輪、鋼軌以及軌道板在最大聲壓級時的聲場空間分布云圖進行展示,截取聲場尺寸為60 m×20 m的矩形,云圖如圖7所示。由圖7可知,車輪輻射噪聲在水平方向上有指向性,顯然在側面輻射噪聲更多;鋼軌輻射噪聲特點為在近場主旁瓣顏色波動變化顯著,表明近場噪聲具有較強的指向性,隨著距中心距離增大,輻射噪聲的指向性逐漸減弱;軌道板輻射噪聲分布比較明顯,由中心逐漸減弱。

圖7 噪聲空間分布云圖

4 噪聲影響因素探究

4.1 速度對噪聲的影響

圖8 不同速度下輪軌總聲輻射特性

列車運行速度對輪軌噪聲的影響是不可忽略的,選取200、300 、400 km/h 3個不同的速度進行比較分析,除了改變列車速度外,其他參數均不發生改變。在標準點處,不同速度對輪軌噪聲的聲輻射特性如圖8所示。由圖8可知,輪軌滾動總聲壓級隨著列車速度的提高而增大。在200 km/h提升至400 km/h,輪軌總噪聲的最大聲壓級提高了6.31 dB(A)。

圖9 鋼軌質量對輪軌噪聲的影響

4.2 鋼軌質量對噪聲的影響

先對60軌進行研究,再選取常用的50軌和75軌進行對比,探究不同的鋼軌質量對輪軌噪聲的影響規律。由圖9可知,在100～800 Hz時,輪軌總噪聲的聲壓級隨鋼軌質量的增加而增大,在800 Hz以上時,輪軌的總噪聲無明顯變化。

4.3 扣件垂向阻尼對噪聲的影響

圖10 扣件垂向阻尼對輪軌噪聲的影響

由于鋼軌和車輪的不平順,列車行駛過程中會產生振動并伴隨有沖擊時產生的各種能量,扣件阻尼是檢驗振動和沖擊能量被衰減的重要參數,它還可以緩解列車在高速運行時軌道系統的振動,所以探究扣件阻尼對輪軌結構噪聲的影響還是比較有意義的。對垂向阻尼為5.0×104、7.5×104、1.0×105N·s/m的扣件分別進行分析。由圖10可知,隨著扣件垂向阻尼的增加,輪軌噪聲的最大聲壓級降低了3.72 dB(A)?？梢员砻?增大扣件的垂向阻尼可以有效降低輪軌噪聲。

4.4 輪軌結構聲學貢獻分析

4.4.1 鋼軌板件聲學貢獻量

為了確定鋼軌產生振動后哪個部件對噪聲輻射影響較大,對鋼軌進行聲學貢獻量分析。本節依然利用邊界元方法,通過聲學軟件LMS Virtual.lab分析鋼軌各部件對標準點C處的貢獻量。對鋼軌的聲學邊界元模型進行劃分,總共分為軌頂、軌腰及軌底3個部分,劃分好的3個部分如圖11所示。

由于鋼軌在2 000 Hz處出現了峰值,所以分析2 000 Hz下鋼軌面板的聲壓貢獻量。2 000 Hz下,鋼軌面板對標準點處的聲壓貢獻量如圖12所示。

圖11 鋼軌面板區域分布圖

圖12 2 000 Hz下鋼軌面板對標準點處的聲壓貢獻量

通過圖12可知,在2 000 Hz時,鋼軌面板中軌腰部分對標準點處的聲壓貢獻量最大,其次是軌頂和軌底,所以可以通過改變軌腰部位的參數來降低輪軌噪聲。

圖13 車輪面板區域分布圖

4.4.2 車輪板件聲學貢獻分析

車輪進行聲學貢獻量分析,通過聲學軟件LMS Virtual.lab分析車輪各部件對標準點處的貢獻量。對車輪的聲學邊界元模型進行劃分,總共分為輪緣、輪輞、踏面、幅板及輪轂5個部分,劃分好的5個部分如圖13所示。

由于車輪在3 150 Hz處出現了峰值,所以分析3 150 Hz下車輪面板的聲壓貢獻量。3 150 Hz下,車輪面板對標準點處的聲壓貢獻量如圖14所示。

圖14 3 150 Hz下車輪面板對標準點處聲壓貢獻量

通過圖14可知,在3 150 Hz時,車輪面板中踏面部分對標準點處的聲壓貢獻量最大,聲壓貢獻量從大到小依次為踏面、幅板、輪輞、輪緣、輪轂,所以可以通過改變踏面和幅板部位的參數來降低輪軌噪聲。

5 結論

總結得出如下結論:

(1) 輪軌噪聲主要集中在100～4 000 Hz頻段,屬高頻噪聲。

(2)利用輪軌粗糙度譜求得頻域下的輪軌力輸入有限元模型中,發現車輪、鋼軌和軌道板的振動響應隨速度的增加而增加;車輪在輪軌接觸點處出現了較多的共振峰值,由于扣件因素,在速度相同時,鋼軌的垂向振動響應比軌道板大一個量級。

(3)在標準點處,輪軌噪聲鋼軌的貢獻量集中在2 500 Hz以下時,車輪的貢獻量主要集中在2 500～4 000 Hz,由于CA砂漿墊層具有很大的彈性模量,所以對輪軌系統的總噪音沒有很大的作用。當列車運行速度為300 km/h時,標準點處最大聲壓級為88.12 dB(A)。

(4)隨著列車行駛速度的提高,車輪、鋼軌以及輪軌總聲壓級逐漸增大;在100～800 Hz時,輪軌總噪聲的聲壓級隨鋼軌質量的增加而增大;輪軌噪聲隨著扣件垂向阻尼的增加整體呈下降趨勢,可以得出扣件的垂向阻尼與輪軌噪聲呈負相關,增大扣件的垂向阻尼可以有效降低輪軌噪聲。

(5)輪軌部件的聲貢獻分析表明,車輪部件的聲壓級貢獻為:踏面、幅板、輪輞、輪緣、輪轂,鋼軌部件的聲壓級貢獻為:軌腰、軌頂、軌底。