地铁车辆阻尼环车轮服役期关键参数影响分析

邓新，张学飞，耿卓，褚丽霞

地铁车辆阻尼环车轮服役期关键参数影响分析

邓新1，张学飞1，耿卓1，褚丽霞2

(1. 常州大学 城市轨道交通学院，江苏 常州 213164；2. 常州西南交通大学 轨道交通研究院，江苏 常州 213164)

为探究地铁车辆阻尼环车轮在服役期声振特性，在半消声室内进行阻尼环车轮自由状态下的声振特性试验研究，结合有限元仿真对试验结果进行分析。研究结果表明：软、硬阻尼材料阻尼环对不同服役时间的车轮减振降噪效果有所差别，对于厚轮缘车轮，硬阻尼材料更好，而对于达到镟修极限的薄轮缘车轮而言，软阻尼材料更好。车轮自身几何尺寸在服役期间有所改变，导致车轮声辐射为增加趋势，而阻尼环的存在将声功率级变化总值控制在0~2 dB之间，表现出在车轮服役周期内具有较好的适用性能。

声振分析；仿真建模；阻尼车轮；阻尼材料；车轮服役时间

车轮振动是引起滚动噪声的一个重要因素。随着列车服役时间的增长，车轮引起的环境噪声声压级与车内噪声声压级持续增高，严重影响了乘客乘坐舒适性及铁道沿线居住环境[1−2]。对于铁路行业这样的一个相对保守的行业，在能够保持既定方式，保证铁路安全和运营效益的同时，通过仔细研究噪声源特性、建立适当的模型并应用模型进行优化设计，可以大幅降低铁路噪声[3−5]。对于铁路车轮这样的金属结构，其材料阻尼一般都很低，因此车轮振动时会很强烈[6]。车轮加装阻尼环提高了组合结构的阻尼，对减振降噪有良好效果[7]，但地铁车辆车轮服役期间其本身参数的改变对车轮振动噪声影响仍不明确，需要对其做进一步研究[8]。本文通过在半消声室内对不同阻尼环材料阻尼环车轮与不同服役周期阻尼环车轮振动声辐射特性的试验，并结合有限元仿真，旨在研究阻尼环材料对车轮振动声辐射影响与阻尼环在车轮服役周期内对车轮振动声辐射抑制效果。研究结果可为阻尼环车轮减振降噪优化设计提供数据支持与指导。

1 测试概况

1.1 阻尼环装置简介

阻尼环车轮剖面图如图1所示，车轮侧面开槽，将非闭合阻尼环嵌入槽内，再将开口处用与阻尼环相同材质的小段阻尼材料焊接固定。列车行驶过程中车轮振动发生弹性变形，阻尼环抑制车轮产生的弹性变形，车轮弹性势能转换为热能耗散，利用耗能作用有效降低了车轮振动水平。同时，车轮增设质量较小的阻尼环，车轮整体性能不会产生改变。测试中，W表示车轮；H表示新出场车轮；B表示镟修极限下的车轮；h表示高硬度；s表示低硬度。

1.2 车轮振动特性测试

车轮振动测试点布置如图2所示，取车轮某一断面设置振动测点1~4，分别位于车轮踏面、轮辋、辐板处，在车轮名义滚动圆处与车轮内侧距轮缘2 cm处设置径向与轴向激励点F1和F2。采用弹性悬挂方式使车轮处于近似自由状态，对测试车轮分别进行力锤敲击试验，测试、分析和比较阻尼环装置对车轮固有频率和模态阻尼的影响。对测试车轮分别进行落球撞击试验，测试、分析和比较测试车轮各噪声辐射主要部位(辐板、轮辋、踏面)位置的振动响应。

图1 环−轮组合结构剖面

图2 车轮振动测点布置

1.3 车轮声辐射特性测试

利用如图3所布置的标准20点法测试装置，对测试车轮分别进行落球撞击试验，测试、分析和比较阻尼环装置对车轮辐射声功率及其频谱特征。

图3 声学测点布置

(a) 厚轮缘车轮有限元模型；(b) 薄轮缘车轮有限元模型

2 模态分析

对车轮进行模态仿真，计算车轮模态振型。Nastran中对建立三维网格，对网格离散化处理，得到图4所示有限元模型，计算车轮0~8 kHz固有频率及模态振型。车轮参数为弹性模量210 GPa，泊松比为0.3，密度为7 800 kg/m3。对于车轮这样的类圆盘运动，可用参数(，)描述，节径数是车轮振动幅值沿周长方向分布特性；节圆数是车轮振动幅值沿半径方向的分布特性。图5给出了车轮在6 500 Hz频率范围内各阶弹性模态的固有频率，结果表明，测试和仿真得到的固有频率基本一致，以1 217 Hz (0, 3)为例，给出了这2个频率处车轮2D模态振型的测试结果和仿真结果对比，从对比结果可见振型一致，故可用仿真计算获得的模态振型来描述试验结果，同时，通过对比有无阻尼环装置的车轮固有频率发现，阻尼环对车轮固有频率影响很小，故安装阻尼环的车轮模态振型也可近似由标准车轮仿真结果代替。

图5 固有频率仿真测试对比

图6 1 217 Hz (0, 3)模态振型

3 声振特性分析

3.1 车轮振动特性分析

对测试车轮分别施加如图2所示径向与轴向激励F1和F2后，图7给出了在径向激励下对WH-h和WH-s声辐射显著频段贡献显著的踏面位置的振动级频谱特性及对应的模态振型，为后面车轮声辐射特性分析奠定基础。

由图7可见，在1 766 Hz和2 909 Hz频率处均表现为硬阻尼材料的WH-h振动级更小，在显著频率3 164 Hz位置两者相差不大，这3个频率处对应的模态振型分别为(r, 2)，(r, 3)和(r, 0)，均为径向模态，车轮沿着径向的缩张导致了踏面部分的振动加剧，这是造成这些频率处WH-h振动级较小的原因。

结合图11所给出的声功率频谱图，图8给出了在径向激励下对WB-s和WB-h声辐射显著频段贡献显著的辐板位置的振动级频谱特性及对应的模态振型。2 086 Hz和3 493 Hz频率是2种车轮声辐射的显著频率，由图8可见，在2 086 Hz频率处WB-h比WB-s振动级相差略大，而对于3 493 Hz处WB-h振动级大，在这2个显著频率位置对应的模态振型分别为(1, 0)和(0, 6)，均为轴向模态，轴向模态沿着轴向振动导致了辐板位置振动加剧，这是造成这些频率处WB-s振动级较小的原因。

(a) 踏面位置振动级频谱；(b) 模态振型

(a) 辐板位置振动级频谱；(b) 模态振型

图9给出了在径向激励下对WB-h和WH-h声辐射显著频段贡献显著的踏面位置的振动级频谱特性及对应的模态振型，为后面车轮声辐射特性分析奠定基础。

由图9可见，不同服役时间车轮其宽频带范围内振动级响应发生变化，结合模态仿真可看出，共振频率与与相应模态都发生改变。对于薄轮缘车轮WB-h，在声辐射显著的频率范围内，1 733 Hz和 3 172 Hz是其振动显著的共振频率，对应的模态振型是(0, 4)和(r, 0)，对于厚轮缘车轮WH-h，在声辐射显著的频率范围内，2 086 Hz和3 493 Hz是其振动显著的共振频率，对应的模态振型是(1, 0)和(0, 6)，可见伴随车轮服役时间变长，其振动显著的固有频率和模态振型发生了改变。

3.2 阻尼环车轮声辐射响应分析

由表1相关内容，车轮辐射声功率的测试结果分析如下：总体上，从自由悬挂和轮轨接触状态下2种阻尼材料对声辐射的影响可见，对于厚轮缘车轮，硬阻尼材料较好，而对于达到镟修极限的车轮软阻尼材料更好，因此，对于车轮实际运营过程中，预测2种阻尼材料可能会伴随服役时间的不同而交替发挥出各自的作用。

(a) WB-h振动频谱特性；(b) WH-h振动频谱特性

表1 车轮辐射声功率级LW

表2分别给出了径向激励和轴向激励下，车轮WB-h和车轮WH-h在自由状态下和轮轨接触装备状态下的最大声功率级和4 s时间内总声功率级。

由表2相关内容，车轮辐射声功率的测试结果分析如下：总体上，厚轮缘车轮和薄轮缘车轮分别代表新出场车轮和镟修极限下的车轮，代表了实际运营下的2个极端，从两者差值对比结果可见，伴随车轮服役周期的增加，由于车轮自身几何尺寸的改变导致了车轮声辐射的差异，表现为随着服役时间的增加，声辐射有增加的趋势；而阻尼环的存在将声功率级总值控制在0~2 dB之间，表现出在车轮服役周期内具有较好的适用性能。

图10比较了厚轮缘车轮安装软、硬阻尼材料的频谱特性及模态振型，图11比较了薄轮缘车轮安装软、硬阻尼材料的频谱特性及模态振型，通过对比频谱，找寻产生差异的原因。

表2 车轮WB-h和WH-h辐射声功率级LW

(a) 声功率频谱；(b) 模态振型

由图10(a)可见，最显著的2个频率区段1 600 Hz(1 410~1 780 Hz)和3 150 Hz(2 820~3 550 Hz)中包含3个声辐射最显著的峰值频率分别为1 766， 2 909和3 164 Hz，对应的模态振型分别为(r, 2)，(r, 3)和(r, 5)，如图10(b)所示。在(r, 2)处表现为WH-h的声功率级更小，这是导致1 600 Hz频率区段WH-h小的直接原因，3 150 Hz包含2个共振频率，在(r, 0)处两者相差不大，在(r, 3)处表现为WH-h更小，这是导致3 150 Hz频率区段内WH-h声功率更小的直接原因。

车轮声辐射主要由车轮自身振动引起，由车轮振动响应分析可知，在车轮声辐射的显著频率1 766 Hz和2 909 Hz处，踏面振动响应也很大，说明在这些频率位置踏面振动对车轮声辐射贡献显著，在这些频率处WH-h比WH-s振动级小，这是导致WH-h在共振频率处声辐射小的直接原因；同时这2个峰值频率对应的模态是径向模态(r, 2)和(r, 3)，这2个模态振型表现为沿着径向缩张，而安装硬阻尼材料的阻尼环有利于抑制车轮径向拉伸运动，这是导致WH-h车轮声辐射更小的根本原因。

采用同样的方法分析WB-s和WB-h之间的区别，图11给出了窄带频谱特性和模态振型。

由图11(a)可知，2 000 Hz(1 780~2 240 Hz)和 3 150 Hz(2 820~3 550 Hz)频率区段内的显著共振峰值在2 086 Hz和3 493 Hz，对应模态振型为(1, 0)和(0, 6)，如图11(b)所示。由振动分析可知，这2阶模态主要对应轮辋和辐板的轴向振动，安装软阻尼材料有利于抑制车轮轮辋和辐板的轴向弯曲运动，这是导致WB-s车轮声辐射更小的根本原因。

(a) 声功率频谱；(b) 模态振型

图12(a)给出了标准车轮WB-h和WH-h的声功率窄带频谱特性，图12(b)给出了声辐射显著频率处的模态振型。由图12(a)可知，最显著的2个频率区段2 000 Hz(1 780~2 240 Hz)和3 150 Hz(2 820~ 3 550 Hz)中WB-h包含2个声辐射最显著的峰值频率分别为2 086 Hz和3 493 Hz，对应的模态振型分别为 (1, 0)和(0, 6)，如图12(b)所示。而导致在1 600 Hz(1 410~1 780 Hz)频率区段内车轮WH-h最显著的共振峰在1 733 Hz，对应模态振型为(0, 4)。

(a) 声功率频谱；(b) 模态振型

车轮声辐射主要由车轮自身振动引起，由车轮振动响应分析中可知，在车轮声辐射的显著频率 2 086 Hz和3 493 Hz处， WH-h比WB-h振动级小，这是导致WH-h在共振频率处声辐射小的直接原因；同时这2个峰值频率对应的模态是径向模态(1, 0)和(0, 6)，前者表现为辐板剧轴向振动进而带动踏面位置运动，而后者表现为轮辋整个位置的弯曲运动而带动踏面弯曲，这是导致WB-h踏面位置振动剧烈的原因，而(0, 4)模态则导致WH-h在1 733 Hz处的剧烈振动，因此，2种车轮通过各自显著共振频率处的模态振型差异导致了振动差异，进而影响车轮的声辐射特性。

4 结论

1) 环−轮结构与原轮结构相比，固有频率几乎不变。

2) 对于厚轮缘车轮，硬阻尼材料减振降噪效果更好，而对于达到镟修极限的薄轮缘车轮而言，软阻尼材料更好，因此，对于车轮实际运营过程中，预测2种阻尼材料会伴随服役时间的不同而交替发挥出各自的作用。

3) 厚轮缘车轮和薄轮缘车轮分别代表新出场车轮和镟修极限下的车轮，代表了车轮实际运营下的2个极端，从两者差值对比结果可见，伴随车轮服役周期的增加，由于车轮自身几何尺寸的改变导致车轮声辐射的差异，表现为随着服役时间的增加，声辐射有增加的趋势；而阻尼环的存在声功率级总值控制在0~2 dB之间，表现出在车轮服役周期内具有较好的适用性能。

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(编辑 阳丽霞)

Analysis of key parameters of metro vehicle damping ring wheel during service period

DENG Xin1,ZHANG Xuefei1,GENG Zhuo1,CHU Lixia2

(1. School of Urban Rail Transit, Changzhou University, Changzhou 213164, China; 2. Southwest Jiaotong University Changzhou Institute of Railtransport, Changzhou 213164, China)

In order to study the acoustic and vibration characteristics of the damping ring wheel of the subway vehicle during the service period, the acoustic and vibration characteristics of the damping ring wheel were studied in the semi-anechoic chamber. The experimental results were analyzed combined with finite element simulation. The results show that the damping ring of soft or hard damping materials has different effects on the vibration and noise reduction of wheels at different service times. For the thick rim wheels, the damping rings of the hard damping material are better. For the thin rim wheels of reaching the limit of turning, the damping rings of soft material are better. The size of the wheel itself changes during the service period, resulting in the increase of the acoustic radiation of the wheel. The existence of the damping ring controls the total value of the sound power level change between 0~2 dB, which shows that the damping ring having a good performance during the service period.

simulation modeling; acoustic vibration analysis; damping wheel; damping material; wheel service time

10.19713/j.cnki.43−1423/u.2018.08.030

U260.331+1

A

1672 − 7029(2018)08 − 2140 − 08

2017−05−27

国家自然科学基金资助项目(U1434201，51475390)

张学飞(1965−)，男，江苏丹阳人，教授级高工，从事车辆工程的教学与研究；E−mail：zxf5608@163.com