高速列车车厢连接处气动噪声特性初探

李　辉， 肖新标， 朱旻昊， 金学松

(西南交通大学 牵引动力国家重点实验室,成都　610031)



高速列车车厢连接处气动噪声特性初探

李辉， 肖新标， 朱旻昊， 金学松

(西南交通大学 牵引动力国家重点实验室,成都610031)

摘要：建立高速列车车厢连接处简化的气动噪声分析模型，基于声类比理论、FLUENT软件分析车厢连接处形状及风挡对气动噪声影响，给出车外气动噪声分布规律。数值结果表明，对近车厢连接处端部进行圆角光顺能减小气动噪声值。圆角半径越大减噪效果越明显；在车厢连接部位安装风挡能减小车外及车厢连接内部空腔的气动噪声，风挡开口处的气动噪声值有所增加。对风挡板进行圆角光顺可进一步减弱气动噪声。

关键词：高速列车；车厢连接；风挡；气动噪声

随车速提高，列车行驶中的气动特性对其运行影响更显突出，表现为速度对气动安全性作用会引起更大气动噪声。为此，我国已建立一系列从实验到理论分析的高速列车空气动力学研究体系，并取得国际先进技术成果[1]。建立列车气动性能与车头外形间理论研究体系，创立从列车空气动力性能分析气动外形、结构设计等具有自主知识产权的研究方法[2-4]。姚拴宝等[5]研究高速列车各组成部分的气动阻力，统计、归类后给出其对总气动阻力的贡献。在气动噪声研究上，张曙光[6]认为列车噪声源主要有牵引、轮轨、气动三类，每类噪声源所占主导速度范围不同，车速高于某临界速度时气动噪声取代轮轨噪声成为主要噪声源。刘红光等[7]通过求解广义Lighthill方程，给出适合计算车辆行驶工况的气动噪声产生方法。

在众多声源中车厢连接处气动噪声十分复杂。Han等[8-9]应用羽翼仿生学原理进行车厢连接部位低噪声设计。Choi等[10]借助风洞试验研究车厢连接处气动噪声。耿冬寒等[11]认为矩形空腔的气动噪声指向气流方向上游，并由气动噪声低频成分决定。Mizushima 等[12-13]认为对车厢连接边缘圆角处理可减弱气动噪声水平。Kang 等[14]基于二维模型分析车厢连接处安装的风挡开口间隙对该部位气动噪声影响。本文据文献[14]研究思路，对其建立的模型进行修改，建立车厢连接模型及对车厢端部圆角光顺与安装风挡的车厢连接模型，分析连接部位改变车厢端部结构形状、风挡几何形状、尺寸等噪声频谱特性及车外气动噪声分布规律，并改进风挡，旨在为车厢连接处低噪声外形设计提供参考。

1车厢连接部位计算模型

1.1车厢连接部位模型

图1(a)为车厢连接处示意图，箭头表示行车方向。利用列车结构的局部对称性，为缩短计算时间，建立车厢连接部位二维模型，见图1(b,Ⅰ)。该模型为矩形空腔结构，腔高H=0.35 m，长L=0.8 m。图1(b,Ⅱ,Ⅲ)为改进的车厢连接。其中Ⅱ为对车厢连接处上部前、后缘进行圆角光顺，Ⅲ为对车厢连接上、下同时进行圆角光顺。圆角半径均0.1 m 。

图1　车厢连接处示意图Fig.1 Schematic diagram of inter-coach

1.2计算流体力学方法

据Lighthill声类比理论设声压对流动状态无察觉影响[15]。气动噪声计算先获得声源附近瞬态流场，再据FW-H方程计算气动噪声。流场用LES模型模拟，因湍流由不同尺度旋涡组成，能量由大尺度涡决定。因此，直接计算大尺度涡量，而小尺度涡用亚格子模型模拟[16]。

引入亚格子模型,重构大涡模拟的N-S方程[17]

(1)

(2)

式中：ρ为流体密度；ui，uj为xi、xj方向速度分量；μ为流体黏性系数；τij为亚格子雷诺应力。

为不封闭项，亚格子雷诺应力是可解尺度与过滤掉的小尺度间动量输运项，应用模型封闭。其数学模型为

(3)

FW-H方程为

(4)

式中：p′为待解声场参量；Tij为Lighthilll张量；ui为流体xi方向速度分量；un为流体沿物体表面法向速度分量；vn为运动物体垂直物体表面的法向速度分量；ρ0为无扰动流体密度；ρ为扰动的流体密度；▽为哈密顿算子；f=0为隐函数描述的控制面方程，f>0表示控制面外部区域，f<0表示控制面内部区域；H(f)为Heaviside广义函数，即将Lighthill应力张量引起的噪声限制在控制面以外区域，δ(f)=dH(f)/df。

图2　模型及网格Fig.2 Model and grid of inter-coach

式(4)右端由仿真求得，求解该方程可得气动噪。车厢连接处仿真在Fluent平台上进行。气动模型计算域据文献[14]进行修改，车厢连接前后长各7 m、高5 m。划分模型网格并对车厢连接区域及车身表面加密，该区域最大网格尺寸为0.005 m，密网格区域见图2中黑色区域。在声源以外区域设置网格过度因子稀化网格。网格总数约220万。对左侧速度入口设定列车行驶速度v=300 km/h，右侧出口设为压力出口边界，出口压力设为大气压。车身表面设置无滑移壁面边界条件，其余为对称边界。先选k-ε湍流模型进行稳态计算，获得初始准定常解；利用LES湍流模型进行流场瞬态计算，求解算法选SIMPLEC，离散格式选中心差分格式(Central Difference)；采样时间设置为5×10-5s。计算20 000步后开启噪声模块，选车厢连接部位腔体壁面及相邻两节车厢近风挡部位一倍车厢连接长度车身表面为气动声源，采集声源面脉动压力数据，采样时间4 000步。分析采样时间段内的噪声特性。

2计算结果分析

2.1车厢连接Ⅰ气动噪声特性

车外噪声测点布置见图3。在车厢连接部位腔体内部布置两个监测点(1、2)。在车厢连接部位距离车身表面1 m、2 m远间隔0.4 m各布置11个测点。本文所有车厢连接形式的噪声测点布置方式相同。

图3　车厢连接部位气动噪声测点布置(m)Fig.3 Arrangement of aerodynamic noise measuring points(m)

Ⅰ在车厢连接外2 m、正中位置气动噪声测点1 000 Hz内声压级频谱曲线见图4，可见气动噪声峰值出现在40～140 Hz范围内，最高峰值对应频率为88 Hz。其它气动噪声测点声压级频谱规律与所选测点相似，此处略去。

矩形空腔流动区域流体自激振荡频率可描述为

式中：L为空腔长度；Mac=Uc/c为分离涡流动马赫数；Uc近似取为气流平均流速。

本文矩形空腔在分析速度下的自激振荡频率为83.6 Hz。气动噪声最大峰值对应频率较接近矩形空腔自激振荡频率。表明矩形空腔流动的气动噪声由空腔结构所致流体自激振荡声。

图4　车厢连接2 m外中间点气动噪声频谱 Fig.4 Aerodynamic noise information of Intermediate position point at 2 m away from train body

2.2车厢连接部位形状对气动噪声影响

利用测点噪声信息求得各测点A计权的总声压级。连接Ⅰ～Ⅲ的车外气动噪声分布规律见图5。由图5看出，三种类型车厢连接结构的车外气动噪声指向性相同均指向上游，与文献[11]结论相同。车厢连接部位下游车身外部区域气动噪声值较大，且气动噪声呈前后“两瓣”状分布。对比Ⅰ、Ⅱ，车厢连接上端圆角光顺后其下游气动噪声大大减弱。以距车身2 m测点为例，气动噪声值在车厢连接下游下降约4 dB(A)；对比Ⅱ、Ⅲ，在车厢连接上端圆角光顺基础继续对下端进行圆角光顺，气动噪声减弱效果不明显。

图5　车外气动噪声分布Fig.5 The distribution of aerodynamic noise outside the train

三种车厢连接在t=1.0 s的涡量值分布见图6。可见三种车厢连接均有漩涡流向下游，并在上游重新生成漩涡。连接Ⅰ在下游位置涡量值明显大于Ⅱ、Ⅲ。对比三种连接涡量分布可知，对车厢连接上端进行圆角光顺能减弱气体流动湍流剧烈程度，而对下端进行圆角光顺对气流流动影响不明显。风挡外气动噪声呈“两瓣”状分布原因为气流以较高速度作用于矩形空腔下游边缘，形成强烈反馈，流体反馈振荡释放的能量以声波形式回传。空腔区域气体流动引起的气动噪声指向上游；气流流过车厢连接处时上游的漩涡撞击在车厢连接下游边缘，漩涡破碎后引起不规则流动作用于车厢连接下游的车身表面，使下游车身表面出现较大压力变化。因此，下游车身表面亦是重要的气动声源，并引起较大车外噪声。

图6　车厢连接Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ气流涡量分布Fig.6 Contours of vorticity magnitude at inter-coach Ⅰ 、Ⅱ、Ⅲ

提取Fluent中的声源表面脉动压力信息导入Virtual-lab软件中，将CFD网格的脉动压力信号插值到Virtual-lab的声学网格，利用边界元方法计算气动噪声辐射。由于车厢连接处气动噪声主要集中在低频，在Virtual-lab中截取连接Ⅰ低频下(70 Hz，9 0Hz，120 Hz，180 Hz)车外气动声场云图，见图7。由图7看出，70 Hz，90 Hz的车外气动噪声声场分布“两瓣”形状明显，其中矩形空腔所在一瓣指向上游，另一瓣指向下游。两瓣分界点在车厢连接下游边缘，与车外噪声总声压级分布规律相似。120 Hz的车外气动噪声分布呈前后“两瓣”状，但界限模糊；180 Hz时气动噪声分布无“两瓣”状。因此，车厢连接处车外气动噪声分布呈“两瓣”状分布由气动噪声低频成分尤其峰值附近频率成分决定。

图7　车厢连接外气动声场云图(dB)Fig.7 Contours of aerodynamic noise sound field(dB)

2.3倒角半径对气动噪声影响

对车厢连接部位上下端同时倒圆角，圆角半径R为0.1 m，0.125 m，0.15 m，0.175 m。车外2 m噪声分布具有相似分布规律，见图8。由图8看出，倒角0.1 m与0.125 m相比气动噪声相差不大；倒角由0.125 m增加到0.15 m甚至0.175 m时，前后台阶已变平缓， 对流动分离的反馈程度大大减弱。气动噪声值亦有大幅降低。

图8　不同圆角半径的车外2 m气动噪声分布Fig.8 Aerodynamic noise distribution under different radius at 2 m away from train body

2.4车厢连接处风挡对噪声影响

治理高速列车车厢连接部位气动噪声广泛采用在连接部位安装风挡减少流进连接部位空腔内部气流，缓解湍流剧烈程度，进而减弱气动噪声。本文选三种形式风挡见图9。其中Ⅳ为平板型风挡，Ⅴ为过渡型风挡，Ⅵ为在风挡Ⅳ基础上对前后挡板圆角进行处理。

安装风挡Ⅳ 、Ⅴ后，风挡将车厢连接处形状变成带开口的“内凹”型空腔，见图10。由图10看出，气流在凹腔内形成三个主要涡流区域，在风挡、车厢连接前后两车厢端面、底面共同作用下使风挡内部流动状况相对稳定。

车厢连接上游风挡挡板沿气流流动方向前伸，挡板下空出一块区域，气流流经车厢连接位置在上游风挡挡板末端脱离后流向风挡凹腔内部区域扩散空间更大，在上游车厢端部后面形成的漩涡能量较弱。气流流过车厢连接达下游风挡版时遇到挡板突起发生分离，一部分沿车身外表面流向下游，另部分沿后挡板内侧向下流向车厢连接的凹腔内部。此正对气流的微小突起结构较易导致气流振荡，引起旋涡脱落，诱发另类型气动噪声即边缘音。车厢连接Ⅳ、Ⅴ的涡量图均明显看到下游风挡挡板引起的漩涡脱落；风挡下游车身表面附近出现规律的旋涡运动，漩涡紧贴车身表面运动并拍打车身表面，会直接引起较显著的车内、外气动噪声。两种形式风挡噪声源分布见图11，可见安装风挡后，车厢连接空腔内部表面对噪声的贡献较弱，挡板突起是新引入的气动声源，对气动噪声贡献较大。

图9　车厢连接Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ结构示意图(cm)Fig.9 The structure of windshield IV, V, Ⅵ (cm)

图10　两种风挡的气体涡量分布Fig.10 Contours of vorticity magnitude at inter-coach

图11　安装风档后车厢连接处气动声源强度分布Fig.11 Surface acoustic power level of inter-coach with a windshield

车厢连接Ⅵ的涡量见图12。改进风挡的车厢连接Ⅵ与Ⅳ相比，上游挡板后的涡量值增大。此因上游挡板圆角光顺后引入局部“台阶”，台阶为生成旋涡提供条件。在连接Ⅵ下游挡板气流分离处，气流沿圆角平顺越过下游挡板流向车身后方，对气流扰动较Ⅳ弱，故后方气流漩涡能量降低。

图12　车厢连接Ⅵ气体涡量分布Fig.12 Contours of vorticity magnitude at inter-coach Ⅵ

无风挡(Ⅰ)、三种风挡(Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ)车外2 m处气动噪声分布见图13，可见安装风挡Ⅳ、Ⅴ后车外噪声指向性发生变化，上游气动噪声较弱，中下游气动噪声较强。车外测点气动噪声幅值减小，即风挡对车外气动噪声减噪效果较好，且上游气动噪声减小幅度更大，此因风挡使气流经车厢连接部位时大部分空气直接沿车身外表面流向下游，车厢连接凹腔内部的气流减少，减弱气流反馈作用及传向上游的声波能量。而下游挡板突起正对空气来流，对流动造成干扰，引起旋涡脱落，漩涡在下游挡板上脱落后沿车身表面运动同时“拍打”车身表面，导致下游出现较大气动噪声。因此风挡对下游气动噪声的减弱效果不明显。两种风挡引起的气动噪声在车外分布基本无差异。将挡板圆角光顺后，上游噪声有回升，下游噪声减小。噪声在车外指向性进一步减弱，幅值进一步减小。

图13　车厢连接三种形式的车外2 m气动噪声分布Fig.13 Aerodynamic noise distribution of inter-coach at 2 m away from train body

2.5车厢连接空腔区域噪声

6种车厢连接形式在空腔内部测点的气动噪声值见表1。结果表明，车厢连接Ⅰ～Ⅲ测点2的气动噪声较测点1小。安装风挡的车厢连接Ⅳ、Ⅴ及Ⅵ测点2噪声较测点1大。对连接处车厢端部进行圆角光顺，其凹腔内部减噪2～3 dB(A)。安装风挡后开口处气动噪声较突出，凹腔内部气动噪声值与未安装减噪10 dB(A)以上。平板型风挡与过度型风挡对车外气动噪声无显著差异，但平板型风挡尺寸小，对气流扰动影响小，在车厢连接空腔内部区域引起的噪声值更小。对挡板进行圆角光顺后车厢连接Ⅵ与Ⅳ及Ⅴ相比风挡开口处测点2气动噪声值减小，测点1气动噪声值有所回升，因Ⅵ模型测点1距风挡开口更近，故气流扰动对测点1影响更明显。总之，车厢连接Ⅵ 引起的车外气动噪声较Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ均小，引起测点1的气动噪声较车厢连接Ⅰ～Ⅲ小，测点2的气动噪声较车厢连接Ⅳ、Ⅴ小，与Ⅰ相近。因此，6种车厢连接形式中Ⅵ性能最优。

表1　测点1、2噪声声压级

3结论

通过分析6种形式车厢连接的气动噪声，结论如下：

(1)车厢连接处气动噪声为由空腔结构导致的流体自激振荡噪声。

(2)车外噪声分布呈明显“两瓣”形状，分界在车厢连接下游边缘，中空腔所在一瓣指向上游，另一瓣指向下游。该指向性由低频成分尤其噪声峰值附近的频率成分决定。

(3) 对车厢端部上端倒角，气动噪声减噪效果明显，下游气动噪声减小幅度大于上游。对车厢端部下端倒角，气动噪声减噪效果不明显。车厢端部倒角半径增大，气动噪声减小。

(4)安装风挡后车外气动噪声指向特性发生改变，噪声指向中下游。上游气动噪声减小幅度大于下游，车厢连接后缘对气流的反馈作用减弱，指向上游的气动噪声减弱；下游挡板突起会引入新的气动噪声源。

(5)风挡圆角光顺可减小风挡外气动噪声值，指向性减弱。风挡圆角光顺后开口处测点气动噪声较圆角光顺前小，风挡空腔内部测点气动噪声较圆角光顺前大。挡板倒角后空腔内部噪声增大，开口处气动噪声减小。

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Analysis on aerodynamic noise in inter-coach space of high-speed train

LIHui,XIAOXin-biao,ZHUMin-hao,JINXue-song

(State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

Abstract:An aerodynamic noise analysis model of the simplified inter-coach space between the two carriages of a high-speed train was established based on FLUENT software and Virtual-lab software. By using the model, the effects of the inter-coach structural configuration and the windshield on aerodynamic noise generation in the inter-coach space were analysed. The exterior noise distribution and the noise radiated sound field near the inter-coach were obtained. The numerical results show that aerodynamic noise level can be decreased by rounding the edges of the inter-coach structure and the windshield. In between the carriages of the train, installing the windshield can reduce the aerodynamic noise outside and inside the cavity between the carriages effectively, but the pneumatic noise level at the windshield opening increases. Finally, the windshield was optimized, and the optimized windshield has better noise reduction effect.

Key words:high-speed train; inter-coaching; windshield; aerodynamic noise

中图分类号:U270.16

文献标志码：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.06.020

通信作者金学松 男，教授，博士生导师，1956年生

收稿日期：2014-11-10修改稿收到日期：2015-03-31

基金项目：国家自然科学基金(51475390;U1434201);国家863计划(2011AA11A103-2-2);教育部创新团队(IRT1178);中央高校基本科研业务费专项资金资助(SWJTU12ZT01)

第一作者 李辉 男，硕士生，1989年生

E-mail:xsjin@home.swjtu.edu.com