步青松

（中國鐵道科學研究院集團有限公司節(jié)能環(huán)保勞衛(wèi)研究所，北京 100081）

高速鐵路產生的噪聲問題影響乘客舒適性和沿線聲環(huán)境［1］，成為影響鐵路綠色環(huán)保、可持續(xù)發(fā)展以及高速鐵路“走出去”的關鍵因素之一。國內外針對高速鐵路噪聲源開展的大量研究表明，高速鐵路是一種呈現多源特征的寬頻噪聲源，其中輪軌噪聲是鐵路從低速向高速發(fā)展過程中始終存在的重要噪聲源［2-4］?，F有研究對高速鐵路輪軌噪聲的預測計算仍存在不足，其主要原因在于：①缺乏準確的高速輪軌噪聲激勵輸入；②針對輪軌噪聲隨運行速度的變化規(guī)律均為普速鐵路研究成果，對高速鐵路的適用性有待驗證；③高速鐵路輪軌區(qū)域同時存在較大的氣動噪聲和輪軌噪聲，影響機制復雜，開展高速輪軌噪聲預測研究缺乏有效驗證；④聲源過度簡化，通常將車輪視為點聲源、鋼軌視為線聲源。

為了進一步研究輪軌噪聲特性，本文基于我國高速鐵路噪聲源定量化識別分析結果，對高速鐵路噪聲源特性進行分析，并通過1∶1 輪軌滾動試驗臺研究純輪軌激勵條件下動車組運行速度v由100 km/h 提高至350 km/h 的輪軌滾動噪聲源變化特性；基于輪軌聲輻射和輪軌振動響應特征，構建符合輪軌噪聲輻射和指向特性的輪對和鋼軌的噪聲預測計算模型。

1 高速鐵路噪聲源識別

基于聲陣列技術［5-6］，以復興號動車組為研究對象，開展高速鐵路噪聲源定量化識別分析，如圖1 所示，典型車速下的識別結果見圖2。

圖1 高速鐵路噪聲源識別現場

識別結果表明：①v≤200 km/h 時，主要噪聲源為輪軌區(qū)域，受電弓區(qū)域等氣動噪聲源聲級水平較低但增幅顯著；輪軌區(qū)域聲功率與v2成正比。②v＞200 km/h時，主要噪聲源仍分布在輪軌區(qū)域，但受電弓、頭車排障器等區(qū)域的氣動噪聲增幅顯著；v達到300 km/h 后，受電弓區(qū)域成為聲級最高的噪聲源，但由于其發(fā)聲面積小，對噪聲總貢獻仍低于輪軌區(qū)域；v超過350 km/h后，轉向架區(qū)域氣動噪聲成為最主要噪聲源之一。各區(qū)域噪聲聲功率隨車速的變化不同，受電弓區(qū)域與v6成正比，車體區(qū)域與v4～v5成正比，輪軌區(qū)域與v4成正比。動車組各區(qū)域均存在較大的氣動噪聲，輪軌區(qū)域為總聲功率最高的噪聲源。

采用聲陣列技術僅能識別不同區(qū)域噪聲源，不能區(qū)分同一區(qū)域不同機理產生的噪聲源。為明確輪軌區(qū)域噪聲的構成，對輪軌滾動噪聲的變化特征展開深入研究。

圖2 典型車速下高速鐵路噪聲源識別結果

2 全尺寸輪軌滾動噪聲試驗

基于大同—西安客運專線軌道不平順參數，通過1∶1高速輪軌滾動試驗臺，選用復興號動車組拖車車輪、軸承、軸等一系懸掛部件，模擬其從100 km/h 提速至350 km/h 的輪軌滾動噪聲變化特性（圖3）。測點布置見圖4，其中C1—C4 為輪軌接觸測點。不同速度下輪軌接觸處噪聲試驗結果見圖5。

圖3 高速輪軌滾動試驗現場

圖4 高速輪軌滾動試驗測點布置（單位：m）

圖5 不同速度下輪軌接觸處噪聲試驗結果

由圖5 可見：①模擬直線運行時兩輪噪聲基本一致。②車輪內側測點的噪聲低于外側；隨著運行速度提高，內外側測點的差異逐漸加大，內側測點噪聲隨速度變化明顯低于外側。這是因為兩輪間距較小，來自相同的激勵源，為相干聲源，在兩輪間產生了明顯的干涉效應。這也證明了輪軌噪聲源模型不能簡單采用點聲源或線聲源來表征。③A 聲級處理后，車輪內外側測點的聲級差異有所減小。

根據圖5（b），擬合車輪外側噪聲A 聲級隨運行速度的變化曲線，見圖6。

圖6 輪軌噪聲A聲級隨速度變化的擬合曲線

輪軌噪聲A 聲級隨受聲點到輪軸中心距離變化的實測曲線及擬合曲線見圖7。

圖7 輪軌噪聲A聲級隨距離變化規(guī)律

由圖6、圖7 可見：輪軌噪聲A 聲級隨運行速度呈18lg～20lg 變化，與既有結論中輪軌噪聲與v2～v3成正比基本一致；輪軌噪聲A 聲級隨距離變化呈12.4lg 的衰減，與傳統(tǒng)點聲源、線聲源的衰減規(guī)律并不一致。

3 輪軌滾動噪聲輻射預測模型

為解決目前輪軌噪聲預測計算中聲源被過度簡化的問題，基于輪軌激勵發(fā)聲特征，構建滿足實際車輛和軌道條件的多輪對、長鋼軌噪聲計算模型。

3.1 車輪輻射噪聲計算

高速鐵路噪聲預測和評價主要關注列車通過等效聲級，本文重點關注列車通過期間輪軌噪聲對受聲點的影響。噪聲疊加時考慮兩輪產生的干涉作用。

以列車中部車輪為例，車輪與受聲點的相對位置如圖8所示。設動車組車長為L，其中心點O正對受聲點S，d為受聲點S到線路中心線的水平距離。以O為原點，x沿線路中心線水平向右為正，則動車組運行時中部車輪的運行軌跡可視為［-L/2，L/2］。r為輪軸中心A到受聲點S的距離；θ為SA與SO的夾角；軌距d0=1 435 mm。

圖8 車輪與受聲點的相對位置

基于自由場條件下的聲學波動方程，車輪1、車輪2在受聲點產生的聲壓Pw1(t)，Pw2(t)分別為

式中：t為時間；ω為圓頻率，ω =2πf，其中f為聲波頻率；ρ為空氣密度；Q為聲源體積速度；k為波數，k=2π/λ，其中λ為聲波波長。

式中，rw為兩輪對產生的總聲壓對應的相位參數。

根據運動方程，質點振動速度uw(t)的表達式為

可得出受聲點處的總聲強I為

式中，T為聲波周期，T= 1/f= 2π/ω。

考慮到實際應用時r?d0，式（5）可簡化為

輪對輻射聲功率W為

式中：φ為極角；a為球聲源半徑為車輪振動速度平方均值。

由于計算列車通過等效聲級時僅關注動車組車頭通過受聲點至車尾通過受聲點這段時間，因此忽略多普勒頻移影響。此外，輪軌支撐于軌道上方，更符合半自由場傳播條件。

動車組運行過程中，中部車輪輪對在受聲點產生的平均聲壓貢獻為

式中，c為聲波速度。

動車組其他輪對與中部車輪的聲壓貢獻計算方法一致。

假定轉向架均位于車廂端部，Lt為單節(jié)車廂長度。i表示從車頭算起的第i個轉向架。整列動車組各輪對在受聲點的平均聲壓貢獻為

動車組運行過程中，輪對產生的總噪聲影響為所有輪對在受聲點產生的總平均聲壓貢獻

式中，n為整列動車組輪對總數。

3.2 鋼軌輻射噪聲計算

由于動車組運行過程中鋼軌縱向各點振動較為平穩(wěn)，本文將列車通過時單根鋼軌振動視為有限點聲源組成，考慮2根鋼軌聲源相干特性，各點聲源在受聲點的噪聲影響可以疊加。

在2根鋼軌長度方向各取一段dx。自由場條件下鋼軌1、鋼軌2 的dx段在受聲點的噪聲影響PR1(t)，PR2(t)分別為

合成總聲壓為

質點振動速度uR(t)的表達式為

可得dx在受聲點產生的總聲強Ix為

半自由場條件下動車組運行過程中鋼軌振動在受聲點產生的總聲壓級為

式中：aR為鋼軌上點聲源有效輻射半徑，本文取鋼軌高度為鋼軌振動速度平方均值。

3.3 輪軌輻射總噪聲

列車通過時段內，輪軌輻射總平均聲壓級P2為

3.4 模型驗證

為驗證預測模型的精度，在大西客運專線開展了車地同步試驗，對復興號動車組輪對軸箱、鋼軌等部位振動響應以及同區(qū)段噪聲進行測試。車輪軸箱振動響應見圖9，鋼軌振動響應見圖10。

圖9 復興號動車組車輪軸箱振動響應

圖10 復興號動車組通過時鋼軌振動響應

將復興號動車組分別以80，180 km/h 的速度通過時的輪軌振動響應作為輸入條件，預測與線路中心線距離15 m 且與軌面等高位置的列車通過噪聲，并與現場實測值對比，見圖11。

圖11 模型預測值與現場實測值對比

由圖11可見，在關鍵頻帶，噪聲峰值頻帶幅值、中心頻率的模型預測值與現場實測值非常吻合，在200 Hz及以下低頻區(qū)域和3 000 Hz 以上的高頻區(qū)域有差異。低頻差異主要是由于實測噪聲是動車組通過時的綜合噪聲，包括列車通過噪聲和環(huán)境噪聲，低頻聲輻射效率較高的軌道結構和橋梁結構噪聲對低頻噪聲貢獻較大。高頻噪聲差異主要是由于除聲源傳播距離引起的衰減外，傳播過程中空氣吸收對高頻衰減作用較大，而本次預測模型主要考慮輪軌噪聲輻射噪聲，空氣吸收已經在我國鐵路整車噪聲預測模型中予以考慮。

對于與線路中心線距離15 m 且與軌面等高的位置，列車以80 km/h 通過時等效連續(xù)A 聲級的預測值和實測值分別為85.7，86.1 dB（A）；以180 km/h 通過時的預測值和實測值分別為91.5，91.8 dB（A）?？梢姡瑢崪y值高于預測值0.5 dB（A）以內，預測精度滿足要求，驗證了我國高速鐵路噪聲源識別分析提出的主要結論，即動車組以200 km/h 以下速度運行時，輪軌噪聲是最主要的噪聲源。

4 結論

1）動車組運行速度低于200 km/h 時，主要噪聲源為輪軌噪聲，受電弓等氣動噪聲源聲級水平較低但增幅顯著；車速高于300 km/h 時，受電弓成為聲級最高的噪聲源，但對噪聲總貢獻仍低于輪軌區(qū)域噪聲；車速高于350 km/h 時，氣動噪聲成為最主要噪聲源之一。

2）輪軌滾動試驗表明：直線工況運行時，左右輪噪聲基本一致；輪對屬于明顯的相干聲源，不能采用點聲源模擬；輪軌噪聲A 聲級隨運行速度呈18lg～20lg變化，隨距離呈12.4lg 衰減變化，屬于較為復雜的噪聲源衰減特性。

3）基于2 車輪及2 根鋼軌之間的聲波干涉疊加，構建了表征多輪對運行軌跡和鋼軌共同作用下輪軌振動響應聲輻射數值計算模型。現場對比分析表明：復興號動車組分別以80，180 km/h 通過時，模型預測值與現場實測值在關鍵頻帶完全吻合，其中列車通過等效連續(xù)A 聲級實測值與預測值之差小于0.5 dB（A），預測精度較高。