Contribution analysis of aerodynamic noise of high-speed train
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摘要: 建立了3节编组的CRH380B高速列车气动噪声计算模型, 包括6个转向架、2个风挡、3个空调机组和1个DSA380型受电弓等细微结构, 采用基于Lighthill声学理论的宽频带噪声源模型对高速列车气动噪声源进行识别, 基于高阶有限差分法的大涡模拟对高速列车近场非定常流动进行分析, 并采用Ffowcs Williams-Hawkings声学比拟理论对高速列车气动噪声进行预测。计算结果表明: 远场噪声计算结果与风洞试验结果的最大差值为1.45dBA, 因此, 高速列车气动噪声计算模型是准确的; 对气动噪声贡献量由大到小依次为转向架系统(6个转向架)、车端连接处(2个风挡)、受电弓与空调机组, 数值分别为83.58、79.31、74.08、59.71dBA; 以受电弓开口方式运行的整车气动噪声贡献量小于闭口方式, 最大声压级和平均声压级分别小于0.40、0.31dBA; 头车一位端转向架对转向架系统气动噪声贡献量最大, 为79.73dBA; 对受电弓气动噪声贡献量由大到小依次为: 碳滑板、平衡臂、弓头支架、底架、绝缘子、下臂杆、铰接结构、上臂杆、拉杆与平衡杆, 数值分别为97.95、93.02、86.63、82.07、79.46、76.85、72.43、66.63、62.02、54.22dBA; 在速度为350km·h-1时, 受电弓气动噪声存在主频为305、608、913 Hz, 且此3阶单频噪声频率是由弓头部位涡流脱落所导致的气动噪声贡献。Abstract: The calculation model of aerodynamic noise of CRH380 Bhigh-speed train with 3 vehicles was established, including some detailed geometries such as six bogies, two windshields, three air conditioning units and one DSA380 pantograph. The aerodynamic noise sources of high-speed train were identified by the broadband noise source model based on the Lighthill acoustic theory. The near-field unsteady flow around the high-speed train was analyzed by using the large-eddy simulation based on the high-order finite difference method. The aerodynamic noise of high-speed train was predicted by using the Ffowcs Williams-Hawkings acoustic analogy theory. Computation result shows that the maximum deviation of calculated result of far-field aerodynamic noise and wind tunnel test result is 1.45 dBA, so the calculation model is accurate. The order based on the aerodynamic noise contribution amounts from large to small is bogie system (six bogies), inter-coach spacing (two windshields), pantograph and air conditioning unit, and the numerical values are 83.58, 79.31, 74.08 and 59.71 dBA, respectively. The aerodynamic noisecontribution amount of train in the knuckle-downstream direction of pantograph is less than the value in the knuckle-upstream direction of pantograph, and the maximum sound pressure level (SPL) and the average SPL are 0.40 dBA and 0.31 dBA, respectively. The aerodynamic noise contribution of the first bogie of head car is biggest and is 79.73 dBA. From large to small in turn, the order based on the aerodynamic noise contribution amounts of pantograph is carbon skateboard, balance arm, panhead support, chassis, insulators, lower arm rod, knuckle, upper arm rod, pull rod and balance rod, and the numerical values are 97.95, 93.02, 86.63, 82.07, 79.46, 76.85, 72.43, 66.63, 62.02 and 54.22 dBA, respectively. At 350 km·h-1, the dominant frequency of aerodynamic noise of pantograph exists 305, 608 and 913 Hz that are resulted from the aerodynamic noise contribution because of panhead's vortex shedding.
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Key words:
- high-speed train /
- pantograph /
- bogie /
- aerodynamic noise /
- large eddy simulation /
- noise contribution
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0. 引言
随着车辆运行速度的不断提高, 高速列车的振动噪声问题变得日益突出。作为可以直接被驾乘人员感观的舒适性指标, 振动噪声已经逐渐成为影响高速列车商业运营的关键性因素[1]。在高速下, 列车运行的动态环境以气动作用为主[2]。当列车速度超过300km·h-1, 或者电气噪声和机械噪声得到控制时, 气动噪声将取代其他噪声成为高速列车上的主控声源[1-5], 成为制约高速列车进一步提速的阻碍因素。
理论分析、试验研究和数值模拟是目前研究高速列车气动噪声的主要分析方法[5-10]。在理论分析方面, 主要对高速列车气动噪声声源进行预测和识别, 其对应的理论方法为Lighthill声学比拟[11-13]。在试验研究方面, 主要的试验方法包括缩比模型的无回声低噪声风洞试验和实车线路测试, 以便对高速列车气动噪声声源位置进行确定与分类, 以及基于主要气动噪声声源的低噪声设计。试验研究表明: 受电弓、转向架、车头、排障器、鼻尖、车尾、车门、车窗、车端连接处和转向架裙板等为高速列车的主要气动噪声源[1, 6, 14-15], 并将气动噪声声源产生机理分为2类, 一类是由于气流流过列车固定结构产生的气动噪声, 比如受电弓在列车运行时引起的周期性涡脱落, 导流罩结构和车端连接处所导致的方腔流噪声, 另一类是空间湍流所导致的气动噪声, 比如列车壁面的湍流边界层噪声、头车鼻尖的边界层分离噪声与尾车的非定常尾流噪声等。在数值模拟研究方面, 主要采用计算流体力学(Computational Fluid Dynamic, CFD) 和计算声学(Computational Aeroacoustics, CAA) 相结合的方法, 对高速列车或主要部件(简化转向架、受电弓等) 的气动噪声源、气动噪声产生机理、远场噪声辐射特性等进行了较深入研究[16-25]。刘加利等基于声学比拟理论对简化车头进行了数值模拟, 得到高速列车车头鼻尖是主要气动噪声声源, 且远场最大声压级与列车运行速度的对数成线性关系[16]; Yu等设计了3种受电弓导流罩结构, 通过对DSA350型受电弓以开口方式运行的数值模拟, 得出采用类似风屏障结构的受电弓导流罩后, 降噪效果明显, 气动噪声降低3dB左右[17]; Sun等采用非线性声学求解器和FW-H方法对CRH3型高速列车进行气动噪声预测及进行低噪声结构设计, 计算结果表明: 在头车视窗和流线型部位采用光滑过渡和车头排障器位置进行流线型设计后, 与原始模型对比其表面近场噪声减少较多, 声压级分别减小7、14dB, 降噪效果明显[18]; Zhu等采用CFD和CAA方法对包括轮对和构架结构的1∶10缩比简化转向架气动流动行为、气动噪声产生传播机理和远场噪声贡献量进行了预测, 并通过风洞试验验证了数值模拟的正确性[19-20]; 张亚东等通过对转向架气动噪声数值研究, 得到转向架气动噪声是宽频噪声, 具有噪声指向性、衰减性和幅值特性等[21-22]; 杜健等通过对受电弓气动噪声数值模拟, 得到了受电弓碳滑板是受电弓气动噪声中的主控因素, 其次是底架结构[23]; Masson等采用格子玻尔兹曼方法对高速列车气动噪声声源进行数值分析, 得到高速列车的主要气动噪声声源特性及列车周围流场分布特性, 对基于格子玻尔兹曼方法用于高速铁路提供了工程应用基础[24-25]。
可见大多数数值计算强调高速列车某一部位的气动噪声, 对整车(包括转向架、车端连接处、空调机组与受电弓系统等结构) 的数值模拟较少, 且主要部件对整车、转向架系统与受电弓气动噪声的贡献量研究甚少, 因此, 本文基于CFD技术的高速列车气动噪声大涡模拟方法和Lighthill声学比拟理论定量分析在明线平地上高速列车的各个部件对总噪声的贡献量, 为高速列车气动噪声特性、各部件的优化设计与降噪研究提供参考。
1. 高速列车气动噪声计算模型
本文以CRH380B高速列车为研究对象, 采用3节车编组, 包括6个转向架、2个车端连接、3个空调机组、1个受电弓导流罩与1个DSA380型受电弓等细微结构。高速列车简化模型见图 1, 车辆长度L为76.54 m, 宽度W为3.26 m, 高度H为3.63m, 头车流线型长度为7.45m, 列车最大横截面积为10.83m2。
高速列车气动噪声计算外流场及边界设置见图 2, 外流场区域的长度、宽度与高度分别为4L、24W和10 H, 头车鼻尖到入口侧距离为L, 尾车鼻尖到出口侧距离为2L;头车正前方入口侧为速度入口, 速度为350km·h-1; 尾车后方出口侧为压力出口, 压力为0;为了模拟高速列车真实运行姿态, 将地面设为滑移地面, 滑移方向与空气流动方向一致, 滑移速度为97.22m·s-1, 且高速列车保持静止状态[5]。
采用ICEM CFD划分网格, 分别取外场最大网格边长为2 000 mm, 列车表面最大网格边长70mm, 空调机组表面最大网格边长50mm, 受电弓最大网格边长12mm, 转向架表面最大网格边长为40mm。为更加精确地考虑车体表面对流体流动的影响, 在其表面进行边界层网格划分[26], 边界层增长率为1.1, 取列车表面第1层网格法向高度为0.1mm的12层三棱柱网格, 其相应的网格总数约为6.342×107。
为了加快收敛速度, 首先进行基于雷诺平均模拟的标准湍能-耗散率进行定常计算; 然后, 再将定常计算的结果作为非定常计算的初值进行非定常大涡数值模拟湍流模型(亚格子尺度模型为SmagorinskyLilly)[27]流场计算; 采用FLUENT模拟得到声源信息数据后, 再采用声类比理论[11-13]来求解声波从近场到远场部分的传播。本文将非定常迭代时间设置为2.0×10-5 s, 共计迭代物理时间为0.2s, 可见高速列车动态行为特性的最大频率和频率分辨率分别为25kHz、6 Hz。采用FLUENT模拟的高阶有限差分格式见表 1。
表 1 FLUENT模拟所采用的主要模型特性Table 1. Main modeling features adopted in FLUENT
2. 高速列车气动噪声风洞试验
根据铁路噪声标准ISO 3095—2005, 等效连续A计权声压级P的计算式为
式中: t为同步采样时间; T为采样时间分辨率, 取0.2s; p(t) 为非定常A计权声压; p0为基准声压, 取2.0×10-5 Pa。
本文采用噪声受声点中的等效连续A计权声压级的最大值作为评定气动噪声的指标之一, 另外一个指标为平均声压级。根据能量叠加原理, 声压级的平均值P
式中: Pi为第i个噪声受声点的等效连续A计权声压级; m为噪声受声点总数。
在中国空气动力研究与发展中心低湍流度航空声学风洞[28-30]的无回声试验段进行了某型高速列车气动噪声试验, 图 3为某型高速列车1∶8缩比模型。
噪声受声点距轨道中心线5.47m, 距地面高度为1m, 相邻两噪声受声点的距离为0.8m, 试验风速分别为160、200、230、250km·h-1的远场平均声压级与数值结果的对比见表 2。由表 2可知: 不同风速下的风洞试验值与数值模拟值的差值分别为0.78、0.99、1.33、1.45dBA, 因此, 数值模拟具有较好的计算精度, 满足计算精度要求。
3. 高速列车气动噪声特性
3.1 高速列车气动噪声源
图 4~7分别给出CRH380B型高速列车整车、受电弓系统、车端连接处和转向架系统的气动噪声声功率级分布, 可以看出: 头车鼻尖、头车排障器、头车视窗位置、受电弓系统、转向架系统和车端连接处的声功率级峰值达到100dB以上, 而头车非流线型部位、中间车和尾车的声功率级较小; 受电弓系统的主要噪声源为弓头、铰接结构、底架和绝缘子等部位的迎风侧位置; 由于受电弓系统对二位端风挡的气流扰动影响大, 因此, 二位端风挡比一位端风挡处气动噪声的声功率大, 且分布范围广; 头车一位端转向架的声功率级较其余转向架的声功率级大, 转向架1~6的声功率级分别为132、124、117、113、107、111dB; 头车一位端转向架的轮对、制动盘和构架等处的声功率级分别为132、122、114dB, 可见, 轮对、制动盘和构架是转向架的主要气动噪声源。由此可知, 受电弓、转向架、受电弓导流罩、头车排障器、头车鼻尖、车端连接处和空调机组等为高速列车的主要气动噪声源。
表 2 数值仿真与风洞试验声压级对比Table 2. SPL comparison between wind tunnel test and numerical simulation
图 8、9为基于Q-准则(尺度为0.001 53) 的高速列车整车和受电弓系统的涡量分布, 可见: 在头车流线型区域(包括头车一位端转向架)、头车二位端转向架区域、中间车一位端转向架区域、中间车二位端转向架区域(包括受电弓、受电弓导流罩与空调机组等)、尾车二位端转向架区域和尾车流线型区域(包括尾车一位端转向架) 存在不同尺度与不同旋向的漩涡, 可见这些位置是高速列车的主要气动噪声源; 受电弓弓头部位引起圆柱扰流, 底架区域不能引起圆柱扰流, 在受电弓导流罩前端和受电弓弓头位置处形成带状形涡, 相当多的不同尺度与不同旋向的带状形涡周期性脱落和重组; 转向架区域、车端连接处和空调机组主要形成月牙形或马蹄形涡, 是转向架和车端连接处引起的最常见的紊流涡; 从转向架和车端连接处脱落下来的紊流涡尺度较大, 能量主要包含在这些涡量较为集中的大尺度涡体内部, 继续沿流向伸展, 撞击转向架裙板和空调机组, 涡体破碎, 散发更小尺度涡, 涡的分布尺度范围进一步扩大。可见, 高速列车气动噪声源主要分布在部件曲率变化比较大或是涡流变化比较激烈的地方。
3.2 气动噪声分析
图 10给出距离轨道中心线25m与轨面3.5m处的78个噪声受声点的A计权声压级沿列车运行方向的分布, 气动噪声受声点满足ISO 3095—2005标准, 下文噪声受声点不做说明情况下, 其布置均与图 10相同。由图 10可知: 当头车鼻尖过渡到7m时, 声压级迅速增大, 最多增大8.9dBA; 噪声受声点位于7m时, 声压级达到全局最大值, 为97.3dBA; 随后整车声压级逐渐减小。在尾车流线型部位, 声压级衰减迅速, 最大衰减值为10.3dBA; 同样在转向架2~6附近处的声压级达到局部最大值。可见沿列车运行方向声压级共出现6次局部最大值(位于噪声受声点8、23、30、47、55和71处, 其声压级分别为97.3、94.2、94.0、93.6、92.5、94.8dBA) 且与图 8主要气动噪声源漩涡脱落位置相关, 因此, 漩涡脱落和重组是引起高速列车气动噪声的主要原因之一。而在图 10的车头流线型向非流线型过渡处(距车头鼻尖7m处), 其声压级迅速增大(图 10的8处和71处), 这主要来源于车头流线型曲面的流体分离较非流线型车体曲面剧烈且头车一位端转向架位于车头流线型曲面与非流线曲面过渡位置, 进一步加剧漩涡的脱落和重组(图 8), 进而引起较大的压力脉动, 因此, 表现为在图 10的噪声受声点8和71处较大的声压级波动。图 10远场声压级分布趋势与文献[5]、[15]相似, 可见本文数值模拟具有一定的合理性。计算得到高速列车噪声受声点的最大声压级为97.3dBA, 平均声压级为92.33dBA。
图 11为纵向噪声受声点8的气动噪声频谱, 可知: 高速列车气动噪声频谱在很宽的频域内存在, 是一种宽频噪声, 且主要能量集中在1 250~5 000Hz内。
4. 高速列车气动噪声贡献量分析
高速列车的主要气动噪声源为受电弓、转向架、受电弓导流罩、头车排障器、头车鼻尖、车端连接处和空调机组等, 但主要气动噪声源对总噪声的贡献量难以通过宽频带噪声源模型定量分析, 测试方法也难以得到各个部件对总气动噪声的贡献量。而基于CFD技术的高速列车气动噪声大涡模拟方法和Lighthill声学比拟理论可定量分析高速列车各个部件对总噪声的贡献量, 因此, 本文主要分析高速列车整车、转向架和受电弓系统的气动噪声贡献量问题。
4.1 气动噪声贡献量
图 12为高速列车各部件分别为气动噪声源得到的CRH380B型高速列车等效连续A计权声压级对比曲线, 其中坐标原点为头车鼻尖位置, 受声点位置77m处为尾车鼻尖位置。表 3给出各个部件在图 12的噪声受声点的平均声压级对比。
由图 12和表 3可见: 对整车气动噪声的贡献量由大到小依次为车体、头车、中间车、转向架系统、尾车、车端连接处、受电弓、受电弓导流罩与空调机组, 平均声压级分别为91.60、87.30、87.03、83.58、82.20、79.31、74.08、73.63、59.71dBA, 因此, 车体对整车总噪声的贡献量最大, 其次为头车和中间车, 然后为转向架系统和尾车, 空调机组对整车总噪声的贡献量最小; 6个转向架对总噪声的贡献量主要是转向架附近的噪声辐射传播, 进而引起图 12(a) 的6个局部最大声压级幅值, 转向架系统对整车的气动噪声贡献量与整车平均声压级相差8.75dBA, 对整车总噪声的贡献量较大; 车端连接处的噪声主要来自风挡的噪声辐射贡献, 一位端风挡与二位端风挡对整车总噪声贡献量分别为79.26、78.54dBA, 可见, 一位端风挡对整车总噪声贡献量较二位端风挡大; 受电弓虽为主要气动噪声源, 但气动噪声辐射对整车总噪声的贡献量较小, 两者平均声压级相差18.25dBA; 受电弓导流罩对气动噪声贡献量很小, 其平均声压级与整车相比, 相差18.69dBA; 空调机组对气动噪声贡献量最小, 其平均声压级与整车相比, 相差32.62dBA。
表 3 平均声压级对比Table 3. Comparison of average SPLs
为了进一步分析不同开闭方式的受电弓对气动噪声贡献量的影响, 同样建立CRH380B型高速列车3车编组计算模型, 包括6个转向架、3个空调机组、1个受电弓导流罩和1个DSA380型高速受电弓(图 13), 其中受电弓以开口方式运行。受电弓开闭口方式与高速列车运行方向的关系见图 14、15, 受电弓以开口方式运行时, 其铰接位于来流的下侧位置, 而当受电弓以闭口方式运行时, 其铰接位于来流的上侧位置。
图 16给出受电弓以开口方式运行和闭口方式运行的声压级沿列车运行方向的分布, 可见: 沿列车运行方向, 高速列车气动噪声产生6处局部最大声压级位置, 位于噪声受声点8、23、30、47、55和71处, 最大声压级产生位置与受电弓开闭口方式无关; 受电弓以开口方式运行时, 在噪声受声点8、23、30、47、55和71处的声压级分别为96.9、94.1、93.8、93.3、92.4、94.3dBA, 分别较闭口方式运行小0.4、0.1、0.2、0.3、0.1、0.5dBA; 计算得到高速列车以开口方式运行时, 噪声受声点的最大声压级为96.9dBA, 平均声压级为92.02dBA, 可见, 受电弓以开口方式运行的最大声压级较闭口方式小0.4dBA, 平均声压级小0.31dBA。
图 16 受电弓不同开口方式的声压级对比曲线Figure 16. SPL curve comparison in different opening directions of pantograph表 4给出受电弓以开口方式运行时各个部件在图 16的噪声受声点对整车总噪声贡献量的平均声压级对比, 可见: 对整车气动噪声贡献量依次为车体、头车、中间车、尾车、转向架系统、车端连接处、受电弓导流罩、受电弓与空调机组, 其平均声压级分别为91.42、87.43、86.88、85.55、83.46、80.09、73.55、72.09、60.27dBA, 因此, 车体对整车总噪声的贡献量最大, 其次为头车、中间车和尾车, 然后为转向架系统和车端连接处, 空调机组对整车总噪声的贡献量最小; 与表 3对比可见, 受电弓以开口方式运行时的大部分部件对整车总噪声的贡献量均有所减小, 而车端连接处和空调机组对整车总噪声的贡献量有所增加(开口方式运行时对整车的气动噪声贡献量较闭口方式分别大0.78、0.56dBA); 受电弓以开口方式运行时对整车的总噪声贡献量较闭口方式减小1.99dBA。综上可见: 对于现有运营及研发的高速列车, 建议受电弓以开口方式运行, 以便降低气动噪声辐射。
表 4 受电弓以开口方式运行的各部件平均声压级Table 4. Average SPL of each part in open direction of pantograph
4.2 转向架气动噪声贡献量
图 17为转向架系统(6个转向架) 和各个转向架分别为噪声源得到的等效连续A计权声压级对比曲线, 表 5给出各转向架对转向架系统在图 17的噪声受声点所产生的辐射噪声平均声压级对比, 其中受电弓以闭口方式运行。由图 17和表 5可见: 对转向架系统的气动噪声贡献量由大到小依次为转向架1、2、4、3、5、6, 其平均声压级分别为79.73、76.06、73.80、73.51、71.53、70.57dBA, 因此, 转向架1对转向架系统总噪声的贡献量最大, 其次为转向架2, 然后为转向架4和转向架3, 转向架5和转向架6对转向架系统总噪声的贡献量最小; 转向架1对转向架系统的总噪声贡献量为79.73dBA, 相差3.85dBA, 因此, 通过对转向架1进行气动噪声降噪设计, 相应的转向架系统降噪效果会很明显。
表 5 转向架系统各部件的平均声压级Table 5. Average SPL of each part of bogie system
4.3 受电弓气动噪声贡献量
本文采用DSA380型受电弓以350km·h-1开口方式运行, 进行受电弓气动噪声贡献量分析, 其各部件名称见图 18。该型受电弓由弓头、框架系统、底架和升弓装置构成, 碳滑板、平衡臂和弓头支架组成弓头结构; 平衡杆、上臂杆、下臂杆、拉杆等通过铰接结构组成框架系统。
以图 19受电弓各部件分别为噪声源, 以受电弓几何中心为原点, 7.5 m为半径, 沿纵向平面每隔10°布置半周噪声受声点, 受电弓以350km·h-1运行时得到等效连续A计权声压级, 表 6给出各部件对受电弓在图 19的噪声受声点所产生的辐射噪声平均声压级。由图 19和表 6可见: 碳滑板、平衡臂、弓头支架、底架、绝缘子、下臂杆、铰接结构、上臂杆、拉杆和平衡杆对受电弓远场总噪声的贡献量分别为97.95、93.02、86.63、82.07、79.46、76.85、72.43、66.63、62.02、54.22dBA, 碳滑板对受电弓气动噪声的贡献量最大, 其次为平衡臂和弓头支架, 然后为底架、绝缘子和下臂杆, 铰接结构、上臂杆、拉杆和平衡杆对受电弓远场总噪声的贡献量较小, 受电弓顶部区域的气动噪声源强度要大于底部区域的气动噪声源强度, 因此, 若对弓头组件(碳滑板、平衡臂和弓头支架) 进行结构优化, 则受电弓部位的气动噪声降噪会很明显。
图 19 受电弓各部件气动噪声贡献量对比Figure 19. Contrast of aerodynamic noise contributions for parts of pantograph表 6 受电弓各部件的平均声压级对比Table 6. Average SPL contrast of parts of pantograph
图 20~23为受电弓以350km·h-1速度运行时, 受电弓、弓头、底架和绝缘子在图 19的90°噪声受声点的等效连续A计权声压级频谱对比, 可知: 受电弓气动噪声频谱存在明显的单频噪声, 频率分别为305、608、913Hz, 其对应的总噪声声压级分别为105.4、90.1、77.8dBA; 当以弓头为噪声源进行气动噪声贡献量分析时, 同样得到3个主要单频噪声305、608、913Hz, 其对应的总噪声声压级分别为103.1、89.7、75.8dBA; 单频噪声频率与弓头涡流脱落频率具有一致性, 且不是其他部件引起, 因此, 高速受电弓主要单频噪声是由弓头部位处的涡流脱落所导致的气动噪声贡献。
5. 结语
(1) 受电弓、转向架、受电弓导流罩、头车排障器、头车鼻尖、车端连接处和空调机组等为高速列车的主要气动噪声源; 受电弓部位的弓头、铰接结构、底架和绝缘子等表面的迎风侧位置为受电弓的主要气动噪声源; 头车一位端转向架相比其余转向架为主要气动噪声源; 二位端风挡的声功率级较一位端风挡处的大, 为主要气动噪声源。
(2) 受电弓以闭口方式运行时, 对整车气动噪声贡献量由大到小依次为: 车体、头车、中间车、转向架系统、尾车、车端连接处、受电弓、受电弓导流罩与空调机组; 受电弓以开口方式运行时, 对整车气动噪声贡献量由大到小依次为: 车体、头车、中间车、尾车、转向架系统、车端连接处、受电弓导流罩、受电弓与空调机组; 受电弓以开口方式运行的整车气动噪声贡献量小于闭口方式, 最大声压级相差0.4dBA, 平均声压级小0.31dBA。
(3) 对转向架系统的气动噪声贡献量由大到小依次为: 转向架1、转向架2、转向架4、转向架3、转向架5、转向架6, 头车一位端转向架对转向架系统气动噪声贡献量最大, 其与转向架系统的平均声压级相差3.85dBA, 因此, 通过对转向架1进行降噪设计, 相应的转向架系统气动噪声降噪效果会很明显。
(4) 对受电弓气动噪声贡献量由大到小依次为: 碳滑板、平衡臂、弓头支架、底架、绝缘子、下臂杆、铰接结构、上臂杆、拉杆和平衡杆; 受电弓气动噪声频谱存在由弓头部位漩涡脱落所导致的3阶单频噪声频率, 主频分别为305、608、913 Hz (受电弓以350km·h-1运行)。可见, 受电弓顶部区域的气动噪声源强度要大于底部区域的气动噪声源强度, 因此, 若对弓头杆件(碳滑板、平衡臂和弓头支架) 进行结构优化, 则受电弓部位的气动噪声降噪会很明显。
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图 16 受电弓不同开口方式的声压级对比曲线
Figure 16. SPL curve comparison in different opening directions of pantograph
图 19 受电弓各部件气动噪声贡献量对比
Figure 19. Contrast of aerodynamic noise contributions for parts of pantograph
表 2 数值仿真与风洞试验声压级对比
Table 2. SPL comparison between wind tunnel test and numerical simulation
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