复式降噪块地铁车轮减振降噪特性

唐 昭 张学飞 王瑞乾

(常州大学机械工程学院 常州 213164)

0 引言

轨道交通在为人类出行提供方便的同时，也产生了一系列的噪声污染问题，这不仅影响了沿线居民的生活，也给城市的环境建设造成了一定的压力。铁路噪声产生的原因主要有滚动噪声、牵引噪声和气动噪声等，根据国内外铁路测试经验，当列车运行速度大于35 km/h且小于250 km/h时，轮轨噪声占据主导地位。对于地铁而言，其运行速度普遍在60∼80 km/h[1]，因此，控制轮轨噪声是实现地铁减振降噪的最重要手段之一。有关地铁车轮减振降噪特性的研究很多，Jones 等[2]对车轮的辐板添加了层状约束阻尼，以达到增大车轮阻尼比的目的，试验车轮与原标准车轮相比，车轮滚动噪声辐射降低了约3.0∼4.0 dB(A)。Brunel 等[3−4]为了研究环状金属阻尼的减振降噪机理，通过试验和计算机仿真的方法，分析得出环状阻尼与车轮之间存在耦合效应。Lucchini公司对制动盘安装在辐板两侧轮对上的车轮轮辋部位采取安装阻尼措施，Bracciali等[5]发现该装置可对滚动噪声辐射降噪超过4.0 dB(A)。弹性车轮可以有效增加车轮阻尼，王珂[6]研究发现弹性车轮在中高频范围内降噪效果显著，在4000 Hz以内降噪值可达10.1 dB。刘玉霞等[7]通过在车轮辐板位置安装动力吸振器，研究发现三自由度动力吸振器加入适当阻尼可降低振动声辐射6 dB(A)。刘谋凯等[8]研究了金属阻尼环数量对城轨车轮降噪特性的影响，发现车轮模态阻尼比的增大是降噪效果提高的主要原因，金属阻尼环可以将车轮高频模态阻尼比从10−4数量级大幅提高到10−3甚至10−2数量级。石广田等[9]基于瞬态边界元法对S型辐板车轮进行计算机仿真，发现在车轮轴线上距离车轮30 m 处的声压集中在60∼80 dB，且随时间增加整体有上升趋势。本文基于ANSYS 有限元分析，对车轮进行模态仿真，并结合试验探究复式降噪块对某S 型辐板地铁车轮阻尼比及振动声辐射特性的影响，为城轨车辆的减振降噪特性研究提供参考。

1 复式降噪块结构及安装方式介绍

制振阻尼是一种超塑性型合金结构，这种超塑性型合金具有阻尼性高、不受磁场干扰、不受应变振幅影响等优点。在振动过程中，合金中的晶界和相界面产生塑性流动，引起材料内部应力松弛，产生阻尼效应，进而起到减振作用。随着振动频率的增加，制振阻尼的性能先略微下降后保持不变；随着温度的升高，材料内部原子运动加剧，晶界和相界面更容易滑动，阻尼性能随之提高。因此，制振阻尼可快速耗散能量，将车轮的机械能转化为制振阻尼的内能。

将两种不同尺寸的制振阻尼片(如图1所示)组合，构成一种复式降噪块。如图2 所示，是由3 个制振阻尼片1#和3 个制振阻尼片2#组合而成的降噪块结构。在车轮转动过程中，降噪块与车轮本体之间以及制振阻尼片相互之间产生干摩擦，消耗大量的能量。试验中采用某型号S 型辐板地铁车轮，在车轮的轮辋外侧留有深度为17 mm、宽度为10 mm的单边槽，在槽的单边侧预留螺栓孔。采用螺栓预紧的方式，将复式降噪块固定在轮辋外侧单边槽中，如图3 所示。图4 为安装完成后的实际效果，8 个复式降噪块呈环状周向布置在车轮轮辋处。其中，定义未安装降噪块的标准车轮为W0，安装4个制振阻尼片(2×1#+2×2#)的车轮为W1，安装5 个制振阻尼片(3×1#+2×2#)的车轮为W2，安装6个制振阻尼片(3×1#+3×2#)的车轮为W3。

图1 两种尺寸的制振阻尼片Fig.1 Two kinds of damping plates with different sizes

图2 复式降噪块爆炸视图Fig.2 Explosion view of compound noise reduction block

图3 安装位置示意图Fig.3 Installation position diagram

图4 安装完成Fig.4 Installation completion

2 模态计算与试验分析

2.1 模态计算结果

通过建立有限元模型对线性定常系统振动微分方程组进行解耦，从而求出车轮的各阶模态参数。车轮为自由悬挂状态，因此只需计算车轮的自由模态，不添加约束条件。车轮直径为840 mm，弹性模量E= 210 GPa，密度ρ= 7800 kg/m3，泊松比λ=0.3，计算出6000 Hz范围内车轮的模态振型。

车轮振动分为面内振动和面外振动，面内振动包括径向振动模态(r,n)、轴向振动模态(c,n)，面外振动包括周向振动模态(m,n)。其中，m代表节圆数，n代表节径数。列车沿直线运动时，车轮的径向模态(r,n)易被激发，从而引起显著车轮滚动噪声；列车做曲线运动时，车轮的0节圆轴向模态(0,n)易被激发，从而引起车轮的曲线啸叫；而周向模态对车轮噪声贡献很小。因此通过ANSYS 对车轮进行模态仿真计算，图5 给出了6000 Hz 范围以内，车轮仿真计算径向模态、0 节圆轴向模态下显著模态振型及对应的固有频率。

2.2 阻尼比试验分析

根据ISO 3745–2012[10]标准，在半消声室中对车轮进行力锤敲击试验，采用B&K8206-002 力锤，分别对W0、W1、W2 和W3 进行径向敲击和轴向敲击，敲击点与落球激励点关于轮心中轴线对称，通过4 个B&K4508 型号加速度计拾取车轮振动及加速度信号，从而获得车轮辐板、轮辋及踏面对应振动测点(如图3 所示)的频响函数，并利用半功率带宽法，由频响函数识别车轮固有频率及模态阻尼比，各车轮固有频率及模态阻尼比测试结果如表1 所示。由表1 可见，复式降噪块装置能有效提高各频率处模态阻尼比，并且随着阻尼片数量的增加，阻尼比也相应增大。

通过试验结合仿真建模的方法，旨在研究复式降噪块车轮的振动声辐射特性，并在现有降噪块组合形式上进一步优化和改进。将图5 的模态仿真结果与表1 的试验结果进行对比，固有频率的误差在10 Hz 以内，验证了有限元模型的准确性与可行性，因此可在计算机模型中进行下一步仿真分析。

复式降噪块对车轮模态阻尼比的提升效果如图6所示，由图6可见，W1、W2和W3车轮所使用降噪块对车轮2000 Hz以下低频段阻尼比提升效果均不显著且三者相差不大，对2000 Hz 以上频段阻尼比均有较好提升效果。其中，在2000∼4200 Hz 频段内，W3 车轮所使用降噪块对阻尼比的提升效果最好，W2 次之，W1 最差；在4200∼4800 Hz 频段，W2车轮所使用降噪块对阻尼比的提升效果最好，W1和W3 较差且两者相差不大；在4800∼6400 Hz 频段，W3 车轮所使用降噪块对阻尼比的提升效果最好，W1 次之，W2 最差。总体来看，W3 车轮所使用降噪块可以在更宽的频率范围内对车轮模态阻尼比有较好的提升效果，W2 次之，W1 的作用频率范围最窄且效果最不显著。

表1 模态阻尼比Table 1 Modal damping ratio

图5 显著模态振型及其固有频率Fig.5 Significant mode shapes and their natural frequencies

图6 复式降噪块对阻尼比的影响效果图Fig.6 Effect of compound noise reduction block on damping ratio

3 车轮振动声辐射分析

3.1 复式降噪块对振动的影响

在半消声室内、车轮自由悬挂状态下，对W0、W1、W2 和W3 车轮分别进行落球撞击下的车轮振动特性试验，测试现场如图7 所示。由图3 可见，F1和F2分别为径向和轴向激励点，4 个加速度计测点分别布置在辐板-1、辐板-2、轮辋和踏面处。

图7 落球试验现场Fig.7 Falling ball test site

表2给出了W0、W1、W2和W3不同位置处4 s衰减时间内的振动级总值。由表2可知，对于径向激励，W0 车轮振动最大位置在踏面，W1、W2 和W3车轮振动最大位置均在辐板1，降幅最明显的位置均在踏面；对于轴向激励，W0 车轮振动最大位置在轮辋，W1、W2 和W3 车轮振动最大位置均在踏面，降幅最明显的位置均在轮辋。由以上结果可知，车轮踏面和轮辋处的减振效果最为显著。其中，W3车轮减振效果最为显著，W2次之，W1最弱。

图8 给出了径向激励下，车轮W0、W1、W2 和W3 在踏面位置的振动级频谱特性，由图8 可见复式降噪块主要削减了1480 Hz、2210 Hz、2930 Hz、3010 Hz、3940 Hz和4940 Hz 等频率处的振动水平。图9给出了轴向激励下，车轮W0、W1、W2和W3在轮辋位置的振动级频谱特性，由图9 可见复式降噪块主要削减了480 Hz、1200 Hz、2120 Hz、3190 Hz、4275 Hz 和5330 Hz等频率处的振动水平。

表2 车轮振动级总值表Table 2 Value of vibration level on wheels

图8 径向激励-踏面位置振动级频谱Fig.8 Vibration level spectrum of tread position under radial excitation

图9 轴向激励-轮辋位置振动级频谱Fig.9 Vibration level spectrum of wheel rim position under axial excitation

3.2 复式降噪块对声辐射的影响

根据ISO 3745–2012[10]标准中20 点法的1/2球面测点布置，在半球形包络面上安装20 个B&K4958 型号传声器，对W0、W1、W2 和W3 车轮分别进行落球撞击下的声辐射特性试验。记录落球撞击过程中半球形包络面上20 个声学传声器处的响应，根据公式(1)计算得到各测点的辐射声能量级，测试、分析和比较复式降噪块对自由状态下车轮声辐射的抑制效果。

式(1)中，LJ为车轮的声能量级；LE为被测车轮的表面单一事件时间积分声压级；S2为半径为r的半球形包络面的表面积，S2=2πr2；S0=1 m2；C1为基准量修正值；C2为声辐射阻抗修正值；C3为特定频率下的空气吸收衰减的修正值。最后将20 个测点的声能量级做加权平均得到声能量级总值。

为了评价复式降噪块车轮在一段时间内的降噪效果，表3 给出了自由状态下，车轮W0、W1、W2和W3 在径向和轴向落球撞击激励条件下4 s 时间内辐射声能量级总值，以及车轮W1、W2 和W3 对于W0的降噪值。

图10 和图11 分别给出了落球径向激励和轴向激励下车轮W0、W1、W2 和W3 辐射声能量级的1/3 倍频程频谱图。可以看出，在500 Hz 以下低频范围内，复式降噪块车轮W1、W2、W3 的声能量级部分高于W0；在500 Hz 频带以及1000 Hz 以上中高频范围内，复式降噪块对车轮声能量级的降低作用相当显著。这是由于，降噪块在低频下的阻尼减振效果不佳，故施加降噪块后，由总质量和声辐射面积的增加而引起的车轮声辐射水平增加的现象体现了出来；而另一方面，降噪块在中高频段的阻尼减振作用较显著，故施加降噪块后，其对车轮声辐射水平的削减效果远大于因质量和声辐射面积增加而引起的那一小部分声辐射水平增加的效果，前者将后者掩盖。径向激励和轴向激励下的声能量级降幅最大位置均在3150 Hz 频带处。总体来看，复式降噪块在较大频率范围内对车轮声辐射具有较明显的抑制作用。其中，W3的总辐射声能量级降幅最大，W2次之，W1最差。

表3 车轮声能量级总值表Table 3 Value of wheel sound energy level

图10 径向激励1/3 倍频程声能量级Fig.10 1/3 octave band sound energy level under radial excitation

图11 轴向激励1/3 倍频程声能量级Fig.11 1/3 octave band sound energy level under axial excitation

4 结论

本文基于有限元分析方法，通过仿真与试验相结合的方式，利用超塑性型合金结构(制振阻尼)的阻尼效应，探究了复式降噪块装置对某S 型辐板地铁车轮的减振降噪效果，得到了以下结论：

(1)复式降噪块装置对车轮模态阻尼比的提高具有积极作用，其中W3的阻尼比增量最大，W2 次之，W1最小；

(2)复式降噪块装置对车轮不同位置处的振动响应均有较好的抑制效果，其中对轮辋和踏面处的减振效果最为显著；

(3)复式降噪块在较大频率范围内对车轮声辐射具有明显抑制作用，降噪频率主要集中在1000 Hz 以上中高频。径向激励下，W1 车轮声能量级降低了10.3 dB(A)，W2 车轮声能量级降低了12.9 dB(A)，W3 车轮声能量级降低了13.1 dB(A)；轴向激励下，W1 车轮声能量级降低了10.0 dB(A)，W2车轮声能量级降低了10.9 dB(A)，W3车轮声能量级降低了11.1 dB(A)。

本研究在试验中车轮为自由悬挂状态，在仿真分析中车轮为无约束条件下的自由模态，试验所测噪声为自鸣噪声，其与车轮在实车装备及运行状态下的振动和声辐射噪声会存在差异。因此，本研究存在一定局限性，本文研究结果是对列车降噪研究领域的补充和发展。