劉世亮 張學飛 王瑞乾

(常州大學城市軌道交通學院 常州 213164)

0 引言

復興號的誕生意味著中國鐵路運營速度在不斷的提升，而輪軌噪聲也伴隨著運營速度明顯增加[1?2]，這既影響了乘客的舒適度也對鐵路周邊環(huán)境聲污染造成較大的影響。目前輪軌降噪技術(shù)有多種形式，其中包括阻尼器車輪、降噪板車輪、降噪環(huán)車輪和彈性車輪，都是在車輪上增加彈性阻尼結(jié)構(gòu)或部件來降低輻射噪聲。而改變車輪形式達到降噪目的的研究也有許多，Thompson 等[3?4]建立二維橫截面有限元模型，對車輪的自由振動特性研究分析，結(jié)果表明：輪徑的改變會引起車輪固有頻率顯著變化，并結(jié)合二維邊界元法分別計算了輪徑、輻板和輪輞厚度的不同對車輪聲輻射的影響；韓健等[5]通過數(shù)值分析方法研究了適當增大輻板厚度和減小輪徑對降低聲輻射有積極作用；Fang等[6]以單位力為輸入，研究了直型、斜曲型和波浪型3 種不同輻板類型對車輪振動聲輻射的影響。本試驗在半消聲室內(nèi)通過對某型高鐵車輪安裝橡膠塊裝置，分析橡膠塊裝置對抑制振動噪聲源能量的情況，為車輪減振降噪的設(shè)計提供數(shù)據(jù)參考。

1 試驗介紹

1.1 橡膠塊降噪原理

橡膠塊實際上是一種消聲瓦結(jié)構(gòu)，其整體形狀也是類似于瓦塊狀。消聲瓦最初應用在潛水艇上，關(guān)鍵材料是水下吸聲材料，對聲波的損耗作用主要是通過材料的黏性內(nèi)摩擦作用和彈性弛豫過程完成。其中的黏性內(nèi)摩擦作用的原理就是減振領(lǐng)域經(jīng)常說的阻尼損耗；彈性弛豫過程的吸聲機理是彈性吸聲材料變形主要是由于每個分子由球形變?yōu)闄E圓形，而分子鏈本身并無變化，這種變形的特征是有明顯的彈性滯后現(xiàn)象，分子鏈由各鏈段紊亂排列的球形構(gòu)象，向各鏈段接近同向排列構(gòu)象過渡的過程。

1.2 瓦狀阻尼橡膠塊設(shè)計

車輪生產(chǎn)預先沿著踏面內(nèi)側(cè)開T 型槽，預留帶有沉孔的螺栓孔。將橡膠塊通過T型螺栓呈環(huán)狀結(jié)構(gòu)周向均勻地安裝在車輪T 型槽內(nèi)，相鄰兩個橡膠塊共用一個端部螺栓組件。其中定義裸輪W0、弧型填充阻尼橡膠塊車輪WA、凸型空心阻尼橡膠塊車輪WB，后兩種橡膠塊裝置如圖1所示。

圖1 兩種瓦狀阻尼橡膠塊Fig.1 Two kinds of shingled damping rubber blocks

1.3 有限元模態(tài)分析方法

MSC.Patran&Nastran是建立有限元模型常用的計算機輔助軟件，對模態(tài)分析較為適用，在本文中建立有限元模型是為了通過有限元分析方法進行模態(tài)的計算，車輪輪轂孔設(shè)置為自由約束以模擬車輪自由懸掛狀態(tài)。其中車輪直徑為860 mm，輻板厚度為30 mm，彈性模量E=210 GPa，密度ρ=7900 kg/m3，泊松比λ=0.28，采用Lanczos 法計算出20～6000 Hz的固有頻率和模態(tài)振型。

1.4 減振降噪試驗方法

在半消聲室內(nèi)進行對比試驗，通過B&K8206-002 力錘進行對車輪徑向F1、軸向F2 敲擊激勵獲取車輪頻率響應函數(shù)，如圖2 所示。圖2 給出了B&K4508 型號加速度計分別布置在輻板1、輻板2、輪輞3、踏面4 處以拾取振動響應。依據(jù)ISO3745-2012標準，利用自制落球磁吸裝置讓直徑25 mm的鋼球從滑道滑下，自滑道末端水平飛出并撞擊名義滾動圓、輪輞位置處，從而模擬車輪在鋼軌上直行及過曲線時受到的徑向和軸向激勵，在半球形包絡面上安裝20個B&K4958型號傳聲器進行聲輻射響應測試。記錄落球撞擊過程中半球形包絡面上20個聲學傳聲器處的響應，根據(jù)公式(1)計算得到總輻射聲功率級，

式(1)中，Lw為聲源的聲功率級；pf為表面級聲壓；S2為半徑為r的測試半球面的表面積，S2=2πr2；S0=1 m2；C1、C2為與測量時的大氣壓和大氣溫度有關(guān)的修正系數(shù)。

圖2 測試及安裝位置示意圖Fig.2 Schematic diagram of test and installation location

2 試驗分析與結(jié)果

2.1 模態(tài)分析

車輪的振動分為面內(nèi)振動以及面外振動，面內(nèi)振動包括徑向振動模態(tài)(r,n)、軸向振動模態(tài)(c,n)，面外振動包括周向振動模態(tài)(m,n)，其中，m代表節(jié)圓數(shù)，n代表節(jié)徑數(shù)。列車沿直線運動時，車輪的徑向模態(tài)(r,n)易被激發(fā)，從而引起顯著車輪滾動噪聲；列車做曲線運動時，車輪的0 節(jié)圓軸向模態(tài)(0,n)易被激發(fā)，從而引起車輪的曲線嘯叫；而周向模態(tài)對車輪噪聲貢獻很小。因此通過有限元計算，圖3 給出了6000 Hz以下車輪徑向模態(tài)、0 節(jié)圓軸向模態(tài)下顯著模態(tài)振型及對應的固有頻率。

2.2 模態(tài)阻尼比分析

結(jié)構(gòu)的模態(tài)阻尼損耗因子是判斷減振效果是否顯著的重要參數(shù)，當系統(tǒng)受到簡諧力激勵時，結(jié)構(gòu)開始強迫振動，響應很快會到達平衡，ω為激勵力頻率，此時結(jié)構(gòu)阻尼比可表示為

圖3 顯著模態(tài)振型及其固有頻率Fig.3 Significant mode shapes and their natural frequencies

式(2)中，ω1和ω2為共振頻幅處的頻率值，位于ωn兩側(cè)，ζ為阻尼比，上述方法稱為半功率帶寬法。根據(jù)力錘測試獲取頻響函數(shù)，利用半功率帶寬法求得共振頻率處模態(tài)阻尼比，如表1 所示。由表1可見，瓦狀阻尼橡膠塊裝置能有效提高各頻率處模態(tài)阻尼比，對減振降噪有積極效果，其中WA車輪阻尼增量比WB 車輪較高，由此可以預測WA 車輪的減振效果優(yōu)于WB車輪。

表1 模態(tài)阻尼比Table 1 Modal damping ratio

2.3 固有頻率仿真與試驗結(jié)果對比分析

通過2.1 節(jié)模態(tài)分析仿真結(jié)果與表1 實測結(jié)果對比，固有頻率相對誤差在2%以內(nèi)，可見瓦狀阻尼橡膠塊裝置基本不影響車輪的固有頻率，因此可近似地用仿真計算獲得的模態(tài)振型來描述試驗結(jié)果。其中徑向模態(tài)固有頻率較仿真結(jié)果偏大，軸向模態(tài)固有頻率較仿真結(jié)果偏小，引起上述誤差主要原因是由于采用彈性繩懸掛車輪模擬自由狀態(tài)。

2.4 降噪塊對聲輻射的影響

圖4 徑向激勵1/3 倍頻程聲功率級Fig.4 Radial excitation 1/3 octave sound power level

圖5 軸向激勵1/3 倍頻程聲功率級Fig.5 Axial excitation 1/3 octave sound power level

圖4 和圖5 分別給出了降噪塊車輪受到徑向和軸向落球撞擊激勵條件下4 s 內(nèi)聲功率級1/3 倍頻程頻譜圖。由圖4 可見，徑向激勵下，裸輪噪聲輻射顯著的中心頻率1600 Hz、3150 Hz、4000 Hz、5000 Hz頻帶范圍內(nèi)，WA車輪輻射聲功率級分別降低了2.6 dB(A)、21.1 dB(A)、18.2 dB(A)、11.8 dB(A)，總輻射聲功率級降低8 dB(A)；WB車輪輻射聲功率級分別降低了2.2 dB(A)、11.8 dB(A)、11.5 dB(A)、8.4 dB(A)，總輻射聲功率級降低5.5 dB(A)。

由圖5 可見，軸向激勵下，裸輪噪聲輻射顯著的中心頻率1600 Hz、3150 Hz、4000 Hz、5000 Hz頻帶范圍內(nèi)，WA 車輪輻射聲功率級分別降低了6.4 dB(A)、20.6 dB(A)、13.5 dB(A)、15.8 dB(A)，總輻射聲功率級降低8.2 dB(A)；WB 車輪輻射聲功率級分別降低了4.7 dB(A)、9 dB(A)、5.8 dB(A)、12.8 dB(A)，總輻射聲功率級降低6.2 dB(A)。

為了進一步分析降噪塊對車輪的降噪效果，圖6 和圖7 分別給出了車輪受到徑向和軸向激勵條件下的輻射聲功率級窄帶快速傅里葉變換(Fast Fourier transform,FFT)頻譜特性圖。由圖6和圖7可知，瓦狀橡膠塊裝置在某些頻帶范圍內(nèi)有明顯的降噪效果，且不改變車輪噪聲頻帶分布的總體趨勢。結(jié)合上述1/3 倍頻程譜結(jié)果來看，徑向激勵下中心頻率為1600 Hz(1410～1980 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(r,2)階模態(tài)；中心頻率為3150 Hz(2840～3550 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(r,0)階模態(tài)；中心頻率為4000 Hz(3550～4470 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(r,5)階模態(tài)；中心頻率為5000 Hz(4470～5820 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(r,6)階模態(tài)?？梢姀较蚣钕聫较蚰B(tài)占主導地位，該模態(tài)是車輪輻射滾動噪聲的顯著模態(tài)。由此可以預測瓦狀橡膠塊塊裝置能有效抑制車輪的滾動噪聲。

圖6 徑向激勵窄帶FFTFig.6 Radial excitation of narrow band FFT

圖7 軸向激勵窄帶FFTFig.7 Axial excitation of narrow band FFT

軸向激勵下中心頻率為1600 Hz (1410～1980 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(0,4)階模態(tài)；中心頻率為3150 Hz (2840～3550 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(0,5)階模態(tài)；中心頻率為4000 Hz(3550～4470 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(0,6)階模態(tài)；中心頻率為5000 Hz (4470～5820 Hz)的頻帶范圍內(nèi)，車輪最顯著的模態(tài)振動為(0,7)階模態(tài)。可見軸向激勵下0 節(jié)圓軸向模態(tài)占主導地位，該模態(tài)是車輪輻射曲線嘯叫噪聲的顯著模態(tài)。由此可以預測瓦狀橡膠塊裝置能有效抑制車輪的曲線嘯叫。

2.5 橡膠塊對振動的影響

表2 給出了安裝橡膠塊裝置后不同位置處4 s衰減時間內(nèi)的振動級情況。由表2可見，對于徑向激勵W0 車輪振動最大位置在踏面，WA、WB 車輪振動最大位置在輻板2，降幅最明顯的位置均在踏面；對于軸向激勵W0 車輪振動最大位置在輪輞，WA、WB 車輪振動最大位置在輻板2，降幅最明顯的位置均在踏面。由此可見車輪輪輞、踏面處的減振效果最為顯著，其中WA 車輪減振效果顯著優(yōu)于WB車輪。

表2 車輪振動級總值表Table 2 Total value table of wheel vibration stages

3 結(jié)論

本文通過仿真與試驗相結(jié)合的方式，基于橡膠塊降噪原理探討了瓦狀阻尼橡膠塊車輪裝置的降噪效果，得到了以下結(jié)論：

(1)瓦狀阻尼橡膠塊裝置基本不影響車輪的固有頻率；

(2)瓦狀阻尼橡膠塊裝置可全頻段提高車輪的模態(tài)阻尼比，且WA 車輪阻尼比增量顯著于WB車輪；

(3)徑向激勵下，WA 車輪聲功率級降低了8 dB(A)，WB車輪聲功率級降低了5.5 dB(A)；軸向激勵下，WA 車輪聲功率級降低了8.2 dB(A)，WB車輪聲功率級降低了6.2 dB(A)；

(4)瓦狀阻尼橡膠塊裝置對車輪不同位置處的振動響應均有較好的抑制效果，其中對輪輞、踏面處的減振效果最為顯著。