高速动车组气动噪声试验与仿真分析∗

贾尚帅 张文敏 韩铁礼 彭 垒

(中车唐山机车车辆有限公司技术研究中心 唐山 063035)

0 引言

高速动车组噪声主要由牵引系统噪声、轮轨噪声及气动噪声组成，当动车组运行速度低于35 km/h 时，牵引噪声起主导作用；动车组运行速度大于35 km/h 而小于250 km/h 时，轮轨噪声起主导作用；动车组运行速度超过250 km/h 时，气动噪声起主导作用[1−3]。随着高铁行业的迅猛发展，我国大部分线路的高速动车组运行速度已经超过300 km/h，部分线路达到350 km/h。高速动车组气动噪声不仅引起车内噪声污染降低乘客舒适性，而且严重影响沿线居民的正常生活。因此通常将低气动噪声设计作为高速动车组开发的关键技术和重要内容之一，非常有必要对高速动车组气动噪声特性进行研究并加以改善。

国内外学者对高速动车组气动噪声特性展开了初步研究。Nagakura[4]基于新干线列车1 :5 缩比模型风洞试验，得到了200 km/h 风速下新干线列车模型气动噪声源的分布情况和车头区域远场气动噪声。孙振旭等[5]采用非线性声学求解方法(Nonlinear acoustic solver,NLAS)对近场气动噪声进行研究，得到了CRH3 型高速列车不同部位的气动噪声贡献量。张军等[6]基于稳态流场结果，使用宽频带噪声源模型计算得到CRH3 型高速列车车身表面气动噪声源，并得到车体表面声功率级分布情况。刘加利等[7]结合大涡模拟(Large eddy stimulation,LES)和统计能量分析方法(Statistical energy analysis,SEA)，计算得到了高速动车组车内气动噪声分布特性。高阳等[8]基于某高速动车组1 :8 缩比模型风洞试验，测试分析得到250 km/h风速下转向架和受电弓噪声是高速动车组模型的最主要气动噪声源。在此基础上，采用LES 获得车身湍流脉动压力，基于FW-H 方程和声扰动方程(Acoustic perturbation equation,APE)分别获得远场噪声和近场噪声，建立了一整套头型气动噪声预测方法，并基于250 km/h 运行速度进行了风洞试验验证[9]。张亚东等[10]结合数值仿真和风洞试验，以受电弓为主要气动噪声源进行降噪研究，得到了低噪声的受电弓结构。李辉等[11]基于数值仿真方法，分析了高速动车组转向架气动噪声特性及噪声产生机理。

风洞试验是研究远场气动噪声较有效的方法，具有精度高、影响小等优势。根据可公开查阅的出版资料可以看出，目前国内外高速动车组气动噪声风洞试验的最高速度为250 km/h，对于时速300 km/h 及更高运行速度的动车组气动噪声特性分析，缺乏有效的风洞试验测试数据支撑。本文研究基于绵阳中国空气动力研究与发展中心低速空气动力研究所的声学风洞平台，首次将高速动车组气动噪声风洞试验的试验速度提升到300 km/h 以上，并重点分析了300 km/h运行速度下受电弓及转向架对远场气动噪声的贡献和频率特性。数值仿真是研究近场气动噪声的有效方法，可以避免测试设备及支撑设备对模型气动流场的干扰。APE具有无需求解密度方程、计算成本相对较少的优点，因此特别适合高速动车组等复杂气动噪声计算的问题。本文基于APE，以表面湍流脉动压力级、表面声压级和声功率级为评价指标，分析高速动车组车头近场气动噪声特性。

1 气动噪声风洞试验

1.1 风洞设备及模型

风洞试验在绵阳中国空气动力研究与发展中心低速空气动力研究所的5.5 m×4 m 声学风洞四分之三开口试验段进行，最大风速100 m/s，试验段外包围着全消声室。在风速80 m/s 时，背景噪声为75.6 dB(A)。试验段采用下置式地板模拟地面，地板与前缘喷口无缝连接，在其上安装路基、轨道和模型。模型为某高速动车组3车编组1:8缩比模型，如图1所示。

图1 高速动车组模型及测点位置Fig.1 High-speed train model and locations of microphones

1.2 测点位置与试验工况

在模型侧面布置10支远场传声器，测量试验模型的远场气动噪声辐射特性。传声器排成一排，距离车体中心线7.5 m 远，距离地板1.2 m 高，轴向间距0.8 m，上游第一支传声器与车头鼻尖平齐，对测点依次编号为1–10，测点示意图如图2所示。

图2 试验远场测点Fig.2 Far field test points

在风速300 km/h时，对动车组进行3 种车辆状态的受电弓部件影响试验，分别为整车升弓状态、整车降弓状态和整车无弓状态，根据测试结果分析受电弓对远场气动噪声的贡献和频率特性。与此同时，在风速300 km/h 时，对动车组进行两种车辆状态的转向架部件影响试验，分别为光车体状态和光车体+转向架状态，其中光车体状态对转向架舱进行封堵，根据结果分析转向架对远场气动噪声的贡献和频率特性。在整车升弓状态下，在160 km/h、180 km/h、200 km/h、300 km/h 和330 km/h 的风速下进行试验，分析整车远场气动噪声的速度特性与频率特性。

1.3 试验结果分析

根据能量叠加原理，采用A 加权声压级的平均值Lpm评价整车气动噪声，即

式(1)中，Lpi(i= 1,2,3,···,m)为第i个噪声评估点测得的A 加权声压级，m为噪声评估点总数，本试验中，m=10。

图3给出了风速300 km/h 时受电弓不同状态远场气动噪声频谱曲线，由试验结果可知受电弓引起的气动噪声主要集中在大于1800 Hz 的中高频范围内，在受电弓升弓状态下，部分频段存在噪声峰值；受电弓气动噪声呈现出明显的谐频特性，噪声峰值基频为2075 Hz，噪声达到67.1 dB(A)，二阶和三阶谐频峰值频率为4175 Hz 和6225 Hz，分别为基频的2 倍和3 倍，该谐频特性由受电弓组成部件中的圆柱杆件产生；此外图3所示的升弓状态存在2800 Hz 的噪声峰值，该峰值由受电弓组成部件中的方形杆件产生，未呈现谐频特性；在受电弓降弓状态，频段的峰值消失，高频噪声能量也略有降低，但略高于无弓状态。

图3 受电弓远场气动噪声频谱曲线Fig.3 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of pantograph

图4给出了风速300 km/h 时转向架对远场气动噪声影响频谱曲线，由试验结果可知转向架引起的气动噪声主要集中在200～5000 Hz 的中低频频段，在275～1125 Hz 之间，动车组光车体状态各频段噪声都要比光车体+转向架状态低5 dB(A)左右，1125 Hz 以后的各频段两种状态噪声差值逐渐减小，大于5000 Hz 的各频段二者几乎重合，转向架气动噪声在275 Hz 和387.5 Hz 附近出现噪声峰值，分别达到69.9 dB(A)和70.4 dB(A)。

图4 转向架远场气动噪声频谱曲线Fig.4 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of bogie

图5给出了整车升弓状态下变风速试验频谱曲线，由试验结果可知整车气动噪声是一宽频噪声，不同风速下噪声频谱具有相似的分布规律，风速增加，远场噪声总声压级逐渐变大。图5曲线所示由受电弓引起的噪声峰值频率随速度的变化线性增加，这是由于组成受电弓的各部件均为杆件结构，当恒定来流绕过受电弓各杆件时发生扰动，垂直于来流的杆件发生卡门涡街现象，因此受电弓处会诱发单频噪声且此频率与来流速度成正比。图5曲线所示由转向架引起的两个主要噪声峰值频率(275 Hz和387.5 Hz)呈现“频率锁定”现象(lockin),只在lockin 范围内，噪声峰值频率不随来流速度变化，这是由于转向架舱具有开式空腔的结构特点，恒定来流引起空腔声共振现象，产生高强度的单频噪声，其峰值频率与转向架舱的几何尺寸有关，来流速度增加只会影响其总声压级大小并不会影响其频率特性。

图5 整车远场气动噪声频谱曲线Fig.5 Far-field aerodynamic noise spectrum curve of train

在160 km/h、180 km/h、200 km/h、300 km/h和330 km/h 的风速下远场气动噪声10个测点总声压级的平均值Lpm分别为70.6 dB(A)、74.1 dB(A)、77.2 dB(A)、88.9 dB(A)和91.3 dB(A)，总声压级Lpm与运行速度的对数lgv近似呈线性关系，拟合曲线如图6所示。

图6 总声压级与运行速度的函数关系Fig.6 Function relationship between sound pressure level and running speed

进一步分析得到两者满足如下函数关系：即动车组整车升弓状态下远场气动噪声总声能随速度的6.6 次方增加，符合气动载荷噪声发声机理，通过函数式(2)可以对其他风速下远场气动噪声总声压级进行推算。

2 气动噪声数值计算

通过数值仿真手段以表面湍流脉动压力级、表面声压级和声功率级为评价指标分析动车组近场气动噪声特性及其产生原因。

2.1 数值模型

建立与风洞试验相一致的数值仿真模型，各部位采用三角形面网格，尺寸如下：车头鼻尖2 mm、排障器2 mm、转向架舱2～4 mm、转向架2～3 mm、受电弓1 mm、车厢连接部位4 mm，车体其他部位为5 mm。转向架车轮与轨道接触，轨道安装在基座上，基座固定在地面上，轨道和基座的面网格尺寸分别为2 mm 和6 mm。创建长方体虚拟风洞计算域，其长、宽和高分别为18500 mm、5500 mm 和2500 mm，头车鼻尖距计算域入口约2500 mm，尾车鼻尖距计算域出口约5600 mm，车身距两侧均约为2500 mm[12]，虚拟风洞的面网格尺寸为50 mm的三角形网格。分别在车身、转向架和轨道部位生成边界层网格，总厚度0.35 mm，第一层网格厚度约为0.125 mm，对应网格无因次尺寸y+≈2，增长率1.2，层数为10层。为了避免基座和地面出现大长细比的体网格和计算出口回流，基座和地面边界层设为1 层，厚度0.35 mm。在计算域内排障器、转向架、风挡和受电弓位置处设置网格尺度不同的加密区，共计生成5796万个体网格，网格单元体积变化率小于7.7×10−5，关键截面体网格分布，如图7所示。

图7 体网格截面Fig.7 Volume mesh section

2.2 计算方法

稳态流场计算采用剪切应力输运(Shear stress transport,SST)k-w模型，计算迭代3000 步，通过监控残差、气动力和关键点速度，确定迭代达到收敛。以稳态流场作为初始条件，采用LES 进行瞬态流场计算，时间和空间均采用二阶离散格式。瞬态流场的计算首先采用5×10−4s 的时间步长计算1000 个时间步，每步迭代10 次，一共计算了0.5 s的物理时间，相当于来流流过了约5 倍的车身长度，计算完成后使流场达到动态平衡。此后，将时间步长改为5×10−5s，每步迭代10 次，经过1000步计算使流场的波动完全稳定，开始对平均压力和平均速度进行采样，用于后续APE 的计算。经过500 步的采样平均场基本收敛，开始进行APE 的计算。经过500 步的声场计算之后，流场和声场共同达到稳定，开始同时对湍流压力脉动和声场压力脉动进行采样，一共进行了2500 步的采样。在空间上，采样的区域包括了整个的车身表面。计算域进口给定速度300 km/h，出口相对压力为0 Pa，湍流度(Turbulent intensity)和黏性比(Turbulent viscosity ratio)分别为1%和10；计算域顶部和两侧为对称边界，车身表面为无滑移壁面；模型校验仿真工况地面和轨道为无滑移壁面，与风洞试验保持一致；模型校验完成后地面和轨道设置为移动壁面，移动速度为300 km/h，与列车运行方向相反。

远场气动噪声采用可穿透声源面的FW-H 积分方程求解，能够同时考虑动车组表面压力脉动偶极子噪声和空间湍流边界层的四极子噪声的贡献，本次计算所应用的方程如式(3)所示：

式(3)中，a0表示声速，p′表示声压，Tij表示Lighthill 应力张量，Pij表示压缩应力张量，ui表示xi方向的流体速度分量，un表示声源面的法向流体速度分量，vi表示xi方向的表面速度分量，vn表示声源面的法向表面速度分量，δ(f)表示迪拉克函数，H(f)表示海维赛德函数。公式左边两项表示声压，右边第一项表示四级子声源，第二项表示偶极子声源，第三项表示单级子声源。因为动车组表面在气动噪声分析中可以看作是刚性的，所以单级子声源近似为零。

为了能够有效捕捉高速列车表面偶极子和空间四极子声源，在流动不太紊乱的位置创建可穿透声源面。声源面长12620 mm，宽840 mm，高746 mm，在受电弓区域向上凸起200 mm，如图8所示。

图8 可穿透声源面Fig.8 Permeable surface

近场气动噪声采用APE 求解，多普勒效应、壁面反射和介质折射等声学现象都能够在计算中得到考虑，本次计算所应用的方程如式(4)所示：

式(4)中，c表示声速，pa表示声压表示流场平均速度，τ表示阻尼衰减项。公式左边前两项表示声压在时间域上传播，左边后两项表示声压在空间域上传播，公式右边前两项表示声源随时间的变化，公式右边第三项表示声源在空间上的变化。

图9显示了APE定义的噪声计算区域。红色为声源区所在区域，蓝色为非声源区。两者之间定义了过渡区。在噪声计算区域内，APE 声源权重为1，声传播阻尼为0，APE 将在此区域按声源进行计算；在噪声计算区域外，APE声源权重为0，声传播阻尼为1，APE将在该区域进行声传播计算。

图9 噪声计算区域Fig.9 Acoustic perturbation region

2.3 模型校验

为验证数值仿真模型的准确性，选择对应的风洞试验进行验证，测点位置与风洞试验一致。表1给出时速300 km/h、整车升弓工况远场测点的总声压级，由表1可知数值仿真结果与试验结果的最大差值2.2 dB(A)，最大相对误差2.5%。

表1 远场测点总声压级Table 1 Comparison of total sound pressure levels at far-field measurement points

图10给出了测点3 的仿真与试验声压级频谱。由图10可以看出，仿真与风洞试验的整体频谱趋势一致，部分频段仿真值与试验值存在偏差。原因分析如下：在低于400 Hz 的频段，仿真值与试验值的偏差是由两者条件的差异造成的，风洞试验存在的测试设备(表面传声器走线)及支撑设备会导致湍流流动，造成400 Hz以下低频段的气动噪声试验值偏大。在受电弓引起的离散噪声频段仿真值与试验值的偏差是因为受网格尺寸的影响，对于三车编组模型，受电弓区域1 mm的网格尺度仍然偏大，数值计算不能捕捉到最小网格尺度以下的漩涡，缺少了该部分的能量，造成由受电弓引起的离散气动噪声频段仿真值偏小，该离散噪声频段能量主要影响受电弓区域气动噪声，对下文重点分析的头型转向架区域近场气动噪声影响不大。同时由图1可以看出，为满足远场测试条件，传声器与声学风洞的地板边缘之间存在较宽的距离，会衰减地面反射噪声，而仿真条件下地面为固壁，能将所接受的噪声完全反射出去，不发生衰减，从而会造成部分频段仿真值高于试验值。综上偏差分析可知，仿真结果与试验结果吻合度较好，仿真模型可靠。

图10 测点3 声压级频谱Fig.10 Frequency spectral of sound pressure level of Test Point 3

2.4 近场噪声结果分析

湍流脉动压力级由表面静压脉动计算得到，表征由于流体和固体相互作用的偶极子声源强度。通过车头区域的湍流脉动压力级分布可以明晰主要噪声源分布，从而为远场和车内提供降低噪声的方向。图11给出了300 km/h运行速度下车头区域表面湍流脉动压力级云图。由计算结果可知：以车头鼻尖为界，底部湍流脉动压力级大于上部流线型湍流脉动压力级；在底部结构中，气流正面冲击排障器头部后向两侧和底部流动，头部向后翻转涡流及两侧拖曳涡流导致排障器底部湍流脉动压力级较大且呈现月牙型分布；后续气流继续前行撞击转向架，在转向架区域发生流动分离，导致转向架下部轮对、转向架舱侧缘和转向架舱后缘位置的湍流脉动压力级较大。

图11 车头表面湍流脉动压力级云图Fig.11 Turbulent pressure fluctuation level of head surface

考虑对车内噪声的贡献，不仅需要关注湍流脉动压力级，也需要关注近车身区域湍流导致声场的辐射声压级。湍流脉动压力以振动的形式作用于车身结构并向车内辐射，由于车身结构的滤波效应，中高频能量衰减较快，而声场以声波形式作用于车内，对车内噪声的贡献以中高频为主。空间声场的形成不仅来自于车身表面压力脉动的偶极子噪声，也有来自于车身四周涡流的四极子噪声，因此在车内噪声的评估和计算时，通常选取空间平均声场。图12为300 km/h 运行速度下车头区域在空间声场作用下车身表面的声压级云图。总体特征如下：以车头鼻尖为界，底部声压级大于上部流线型声压级。在底部结构中，转向架舱内的声压级最大，转向架舱后缘、顶板是转向架舱声压级最大的位置，受转向架舱的声波绕射影响，车体两侧表面的声压级也较大。

图12 车头表面声压级云图Fig.12 Total sound pressure level of head surface

声功率指声源单位时间内向外辐射的能量大小，了解声功率级的大小有助于了解声源本身的特征，从而提供降低噪声的方向。表2给出300 km/h运行速度下，转向架舱顶板、车体、排障器、鼻尖、转向架舱、车窗的声功率级。转向架舱包含舱内前缘面、顶板、后缘面、两侧裙板面，考虑到气动噪声向车内传播时，主要经由顶板和车体结构向车内传播，单独给出了转向架舱顶板的声功率级，为车内噪声提供参考。各个部件的声功率级大小顺序为转向架舱>排障器>车体>车窗>鼻尖。

表2 车头各部件声功率级Table 2 Sound power level of head parts

通过分析车头区域表面湍流脉动压力级、声压级及声功率级分布规律可知，动车组车头近场气动噪声以车头鼻尖为界，底部气动噪声能量大于上部流线型气动噪声能量，其中转向架舱位置噪声能量最大，该位置是发生气动分离，湍流运动比较剧烈的区域。因此进行车内外降噪方案设计时，应重点关注转向架舱区域。

3 结论

本文通过气动噪声风洞试验和数值仿真对高速动车组气动噪声特性进行了分析，分析结果表明：

(1)气动噪声风洞试验测试与分析表明高速动车组远场气动噪声是一宽频噪声，不同风速下噪声频谱具有相似的分布规律，气动噪声总声能随速度的6.6 次方增加；受电弓引起的气动噪声主要集在中高频，噪声峰值频率随速度的变化线性增加；转向架引起的气动噪声主要集中在中低频，噪声峰值频值频率与速度无关。

(2)对比高速动车组气动噪声远场10 个测点仿真结果与试验结果的总声压级，最大差值2.2 dB(A)，最大相对误差2.5%，验证了仿真模型的准确性。

(3)基于APE 的仿真分析表明动车组车头近场气动噪声以车头鼻尖为界，底部气动噪声能量大于上部流线型气动噪声能量，其中转向架舱位置噪声能量最大，该位置是发生气动分离，湍流运动比较剧烈的区域。因此进行车内外降噪方案设计时，应重点关注转向架舱位置。