铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制的初步探讨

铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制的初步探讨 铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控 制的初步探讨 第32卷第6期 2010年12月 铁道 JOURNALOFTHECHINARAILWAYSOCIETY Vo1.32No.6 December2010 文章编号:1001—8360(2010)06—0022—07 铁路车轮周向脊肋阻尼结构 振动声辐射控制的初步探讨 何宾,肖新标,金学松,房建英 (西南交通大学牵引动力国家重点实验室,成都610031) 摘要:为了弄清周向敷设脊肋式约束阻尼铁路车轮减振降噪机理,将铁路车轮简化成同样比例尺度的等厚圆 盘,并在圆盘上敷设周向分布脊肋约束阻尼,分析其振动一声辐射特性.基于混合有限元一边界元法,建立了敷设 约束阻尼结构的圆板系统振动一声辐射模型.其中,系统的振动响应由实体有限元模态叠加法计算得到,约束阻 尼结构的阻尼效应通过结构模态损耗因子来考虑.进而将系统振动响应作为声学边界元的初始条件,用基于声 学边界元法的软件SYSNOISE计算得到系统的声辐射.考虑到计算阻尼结构模态损耗因子的精度与计算耗时 情况,对复特征值法和模态变形能法进行了分析比较.数值计算中,考虑了两种不同截面形式的周向脊肋及其 布设位置对系统振动声辐射的影响.结果表明,周向脊肋对降低系统振动声辐射有积极作用,其效果与脊肋截 面形状和布设位置有关.本文的分析为低噪声车轮的设计提供重要的参考. 关键词:轮轨噪声;振动声辐射;周向阻尼脊肋;降噪 中图分类号:U270.16文献标志码:Adoi:10.3969/j.issn.1001-8360.2010.06.004 PrimaryInvestigationintoVibrationandAcousticRadiationControlof RailwayWheelwithCircumferenceDampingRidgerStructure HEBin,XIAOXin-biao,JINXue—song,FANGJian-ying (StatekeyLaboratoryofTractionPower,SouthwestJiaotongUniversity,Chengdu61003l.China) Abstract:Inordertoinvestigatethevibrationandnoisereductionmechanismofrailwaywheelwithconstraineddamping structureofcircumferencedistributedridgers,thewheelissimplymodifiedbyafull-sizeddisconwhichcircumference constraineddampingridgersaredistributed.BasedonahybridFEM-BEMmethod,thepaperputsforwardavibro-a— cousticradiationmode1forsuchadistributedconstraineddampingstructure.Intheprocedure,thedynamicresponseof thestructureisobtainedbythe3Dfinitemodelsuperpositionmethodandtheeffectofthedampingstructureisap— praisedwiththestructuralmodelOSSfactor.Then,theobtainedvibrationresponseisusedastheinitialboundarycondi— tionforthesoundradiationanalysiswiththecommercialcodeSYSNOISE.Inordertoclarifytheprecisionandthecom— putingtimeincalculatingthestructuralmodallossfactorwithdifferentmethods,thepapercomparesthecomplexel- genvaluemethodwiththemodalstrainenergymethod.ThenumericalsimulationtakesaccountoftWOdifferentcross sectionsofthecircumferencedampingridgerandtheirdistributiononthedisc.Theresultsshowthat,thecircumfer— encedampingridgerhasapositiveeffectonthereductionofvibro-acousticradiation,anditscontroleffectisassociated withtheridgefscrosssectionshapeanditslocation.Thepresentanalysisprovidesanimportan treferenceforrailway dampingwheeldesigntoreducethevibrationandnoiseofthewhee1. Keywords:wheel—railnoise;vibro— acousticradiation;circumferencedampingridger;noisereduction 收稿日期:2009-05—11;修回日期:2009—09—03 基金项目:国家自然科学基金(50821063);铁道部科技研究开发 (goo8JOOl-A,2009J001一A);西南交通大学高层次 教师队伍建设系列计划 作者简介:何宾(1986一),男,四川南充人,硕士研究生. E-mail:bin@._he1986163corn 随着列车速度的提高,轮轨相互作用增强,轮轨噪 声问越来越严重,给人们的生活带来了不同程度的 负面影响,并在世界范围内引起关注.交通噪声干扰 第6期铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制的初步探讨23 了人们的正常生活和休息,严重时甚至影响了人们的 身体健康.铁路噪声还直接影响到新线的规划和修 建. 轮轨噪声按其产生的机理可分为滚动噪声,冲击 噪声和曲线啸叫].根据轮轨系统振动产生的原因, 轮轨噪声的控制可以从不同技术路径出发.常用的方 法有控制轮轨表面粗糙度,优化车轮及钢轨形状,采用 弹性车轮和屏蔽噪声源等口"].但是这些方法存在 以下不足:控制轮轨表面粗糙度成本高且效果是暂时 的;考虑列车行车安全,优化车轮及钢轨形状的研究难 以推广;弹性车轮适用范围有限;建造声屏障费用昂贵 且影响观赏性.因此,控制轮轨噪声需要一种更为有 效且积极主动的控制方法,阻尼降噪是首选. 阻尼降噪的最大优点是可以在较宽的频率范围内 对噪声进行抑制,而轮轨噪声的能量主要集中在800 , 2500Hz频率范围,因此采用阻尼降噪能够有效地 主动控制噪声. 阻尼降噪作为一种有效的主动控制噪声的方法, 是通过黏弹性材料剪切耗能来达到减振降噪的目的. 虽然轮对材料本身的阻尼非常小,但是由于轮对和钢 轨的接触,轮对的部分振动能量通过钢轨向外传递,从 而明显增加了轮对的初始阻尼,即轮轨接触等效阻 尼【4].因此,要使增加阻尼成为一项有效措施,所增加 的阻尼必须超过等效阻尼_4]. 对轮轨噪声控制问题,国内外学者进行了大量的 研究.在国外,意大利Brescia大学的Cervello等'6设 计了一种用黏弹性材料作为阻尼层粘贴在车轮侧面的 低噪声车轮.在实验室自由声场条件下测试,降噪效 果良好,尤其在20006000Hz范围内,辐射声功率 级可降低20dB(A)以上I】].ETR500采用阻尼措施 后,在时速200km和300km运行条件下,能够降低 整体噪声4,5dB_7].这些阻尼措施的有效前提是列 车运行速度相对较高的情况下,轮对(在附加阻尼装置 之前)为主要的噪声源.否则,降噪效果不显着,如荷 兰在时速120km的列车试验时,整体噪声只降低了 1,3dB[8].Jones和Thompson【9对车轮轮辐表面粘 贴约束阻尼层,从理论上做了研究,车轮滚动噪声降低 3,4dB.国内相关研究起步较晚,雷晓燕等人【lu]通 过理论和试验测试的方法开展了低噪声车轮的研究. 马心坦]通过研究阻尼车轮的约束阻尼层对结构阻 尼的影响,对阻尼车轮滚动噪声进行了预测. 国内外现有对阻尼车轮问题的研究主要集中在调 查阻尼结构几何尺寸,材料参数,粘贴位置和方式等对 其减振降噪效果的影响.相对而言,对阻尼结构的优 化研究较少.敷设复杂约束阻尼结构的阻尼车轮如 图1所示,是为了进一步提高阻尼降噪效果的新型阻 尼车轮,但由于结构复杂,目前还处于理论研究阶段. 为了弄清敷设约束阻尼结构的阻尼车轮的周向脊肋减 振降噪机理,将阻尼车轮简化为敷设周向脊肋约束阻 尼结构的圆板振动一声辐射系统,暂不考虑车轮复杂几 何因素的影响,基于混合有限元一边界元法,建立阻尼 圆板振动一声辐射模型,计算其振动一声辐射响应. 图1阻尼车轮及复杂阻尼结构 1建模 1.1研究思路 为了分析周向脊肋减振降噪机理,本文研究思路 如图2所示. 图2周向脊肋减振降噪机理分析框图 为了对脊肋减振降噪效果进行,首先进行模 态分析来确定系统振动特性,求出各阶模态对应的模 态阻尼比,然后根据模态叠加法计算得到系统的振动 响应,评价振动控制效果.进而,将系统振动响应作为 声学边界元初始条件计算其声辐射,评价噪声控制效 果. 24铁道第32卷 对阻尼车轮进行有限元分析时,由于网格密集,节 点和单元数量很大,模型很大,导致计算模态阻尼比非 常耗时.对大规模阻尼结构的模态分析中,不同的模 态求解方法所需计算时间不同,例如:ANSYS模态变 形能法要比NASTRAN复特征值法快.为了在保证 计算精度的同时能尽量节省计算时间,从而使得阻尼 车轮结构振动一声辐射计算耗时在可承受范围之内,比 较分析了模态变形能法与复特征值法在阻尼结构计算 中的精度与耗时. 1.2复特征值法[1 对复特征值法,假设系统在自由振动下,系统离散 运动微分方程为 M+C+K—O(1) 式中,M,c和K分别是质量矩阵,阻尼矩阵和弹性矩 阵;是位移向量.在带阻尼情况下进行求解,特征值 和特征向量通常是复数,复特征值如下 P—a+j(2) 式中,P为第i阶复特征值;o/为第i阶振幅放大因 子;60为第i阶固有频率.则第i阶模态阻尼比 (3) 1.3模态变形能法[1 对模态变形能法,假设系统在自由振动下运动微 分方程具有如下形式 M+(Kl+jKz)一0(4) 式中,K和K2分别是弹性刚度矩阵和损失刚度矩阵. 当阻尼的损失系数是常数时,求解方程(4)得到模态 损耗因子为 一 ? 式中,K?为阻尼的储能刚度矩阵;K0为基础材料的弹 性刚度矩阵;为第i阶阻尼损失系数;为i阶模 态的实特征向量.其中 K1=KvR+Ko(6) K2一仉K(7) 则第i阶模态阻尼比为 ,一20_(8) 1.4分析模型 在进行有限元分析和边界元计算时,阻尼圆板共 4层材料,分别是基层,阻尼层和2层约束层.厚度分 别为2Omm,1.5mm,1mm.圆板内径为185mm, 外径840mm.模态分析时,圆板内径固定约束.频 响分析时,圆板内侧固定约束并在圆板外侧沿z轴负 方向加单位力激励.声辐射计算时,边界元网格要求 . 在最小分析波长内至少有6个单元 2数值分析与计算 根据前述理论,考虑到计算阻尼结构模态损耗因 子的精度与计算耗时,首先对复特征值法和模态变形 能法进行比较分析,选用适当方法进行模态分析,然后 比较周向脊肋横截面形状和脊肋布置位置变化时对结 构振动声辐射的影响. 2.1模态分析理论方法比较 根据复特征值法和模态变形能法理论,复特征值法 能够得到结构损耗因子的精确解,而模态变形能法应用 能量观点求得结构损耗因子的近似解.根据图3(a)所示 模型,计算比较了两种方法的计算精度,如表1所示.结 果表明:模态变形能法对复特征值法的相对误差极小,满 足计算精度要求.因此,对于计算量大的模型(图3(b)), 耗时小的模态变形能法更具优越性. 表1模态损耗因子 固有频率/Hz模态损耗因子相对 馨霉_——群序号复特征模态应复特征模态应值法变能法值法变能法. 1146.2146.30.009450.009803.719 2190.2190.40.012550.013043.898 3359.6360.50.010180.010301.217 4615.9618.40.0067l0.006730.311 5936.8942.50.004570.004570.012 61010.01010.50.003940.003950.269 712O1.5121l_40.003940.003950.269 81315.71326.50.003500.0035O0.031 91549.71564.60.003280.003270.301 101749.3l768.10.002830.002820.334 112039.12063.00.002460.002450.450 122234.92265.30.002160.002150.310 132628.92666.70.001910.001910.188 142692.92738.40.001540.001540.021 152770.22807.30.001540.001540.018 162971.23029.50.001400.001400.492 @ ll 第6期铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制的初步探讨25 2.2层状阻尼层降噪特性 为了确定脊肋最佳降噪位置,首先考虑圆盘单侧布 设层状约束阻尼结构(约束层一阻尼层一约束层:1mm- 1.5mm-1ram)后结构的减振降噪特性.圆板增加阻尼 前后的振动响应和辐射声功率如图4所示.采用(, )表示模态,m表示周向模态,表示径向模态. 仨 , 砻 梁 幅 鞲 14O 120 ,, S100 要 浒80 蚤 粗 6O 40 频率/kHz 【a)振动响应 O05l015202530 频率&Hz (b)辐射声功率 图4敷设层状阻尼前后圆板振动响应和辐射声功翠比较 由图4可知,圆盘单侧粘贴层状约束阻尼结构对其 振动响应和辐射声功率在不同频率区间有不同影响程 度.敷设层状阻尼后,在共振模态(0,4),(0,5),(1,3) 和(0,7)处,振动位移和辐射声功率水平有明显降低, 图4(b)显示这4个模态处分别下降了15.5dB,18.5dB, 19.4dB和56.7dB,而且压低了的是对结构声辐射贡献 较大的共振模态,对应频率覆盖500Hz到1750Hz范 围.但是,对(O,2),(O,3)和(1,4)模态下的振动响应和 辐射声功率水平的增加也很明显,它们所对应的频率区 间为300Hz以下和大约2000Hz左右.其他共振模态 处在敷设层状阻尼后影响不明显.注意,图4(a)反映的 振动控制效果和图4(b)反映的声辐射控制效果是一致 的. 敷设层状阻尼后,圆板振动和辐射声功率最大的模 态为(O,2),(0,3),(1,4)和(2,1).本文针对(1,4)模态, 敷设一个节圆脊肋,优化阻尼结构,进一步控制圆板振 动声辐射. 2.3周向脊肋参数调查 为了使周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制达到较 佳效果,考虑了周向脊肋位置和脊肋横截面的影响,进 而分析敷设位置与脊肋横截面形状的相互关系以及脊 肋对声场指向性的影响. 根据图4所示结果,分别设置双脊肋在(1,4)模态 节圆处和最大位移处.圆板(1,4)模态如图5所示. 模态节圆位于距圆盘中心363mm处,振型最大位移 在249mm处.并分别考虑图6所示的两种周向脊 肋,它们分别为弓形截面(图6(a))和凸形截面 (图6(b)).图7表示敷设双凸形截面脊肋在节圆周 上的圆板1/4结构有限元计算模型. 图5(1,4)模态振型 图6周向脊肋横截面形状 图7敷设凸形脊肋圆板有限兀计算模型 图8(a)表示凸形脊肋分别布置在圆板最大位移 处和节圆处与圆盘敷设层状阻尼层后损耗因子随频率 变化的对比,图8(b)表示圆盘敷设弓形脊肋后的损耗 因子的对比情况.由图8(a)所示情况可知,无论在圆 盘节圆处还是在最大位移处敷设周向凸形截面脊肋, 在增加周向脊肋之后,低频时结构损耗因子低于圆盘 单侧敷设层状阻尼后的情况,振动更剧烈,主要体现在 500Hz以内.而对于高频情况(大于800Hz时),结 构损耗因子增大,振动得到了抑制.在800Hz到 2750Hz范围内,将脊肋布置在节圆处,抑制效果更加 明显;大于2750Hz后,敷设在最大位移处,损耗因 子又显着提高. 对于弓形截面脊肋,所有频率下损耗因子略有提 高,振动都得到一定的抑制,但是效果不明显.将弓形 脊肋布置在节圆处相对布置在最大位移处效果更明 显. 26铁道第32卷 厢 拍 频率/kHz (a)凸形脊肋截面 频率/kHz (b)弓形脊肋截面 O 图8周向脊肋位置对模态损耗因子的影响 结构损失因子等于黏弹性材料在一个应变周期中 耗散的能量与结构中的储能之比口],即 1n Do=7rG"yWo一寺Gy;r/=L#0(9)…r0 式中,G,分别为储能刚度模量和耗能剪切模量;Yo 为剪应变分量;D.为黏弹性材料在一个应变周期中的 耗散的能量;w.为结构中的存储能. 根据有限元计算结果,敷设凸形脊肋,低频时凸形 脊肋使脊肋周围应变减小,阻尼层耗能D.减小,从而 结构损耗因子减小.且凸形脊肋敷设在节圆处,应变 降低得更多,阻尼层的耗能D.更小,结构损耗因子减 小更显着,符合低频时凸形脊肋结构损耗因子的变化 规律.高频时,脊肋敷设在节圆处,脊肋附近应变增 大,阻尼层耗能D.增加,结构损耗因子增加;脊肋敷 设在最大位移处,应变增加较小,阻尼层耗能D.增加 较小,从而结构损耗因子增加不明显,符合高频时结构 损耗因子的变化规律. 敷设弓形脊肋时,在所有模态下,无论将脊肋敷设 在节圆处还是最大位移处,其应变增加都不大,阻尼层 的耗能D.较小,结构损耗因子增加较少.由前面分 析可知,对于两种不同脊肋截面,结构损耗因子变化规 律与脊肋布置位置无关,脊肋布置位置影响结构损耗 因子变化大小.同时,根据图6布置的结构形状,也能 定性地判断出凸形脊肋在降噪方面优于弓形脊肋的结 果. 同一形状的阻尼脊肋,敷设在不同位置发生的剪 切耗能大小不一样.结构损耗因子改变导致结构振动 响应发生变化,进而改变其辐射声功率.振动控制效 果一定程度上可反映对噪声的控制效果.振动响应随 频率的变化规律与声辐射随频率变化的规律基本一 样.图9表示两种脊肋敷设在圆盘不同的位置引起结 构辐射声功率水平随频率的变化规律. 1OO 吾90 碍8O 7O 6O 50 …" 节圆处』1,5) t' .Ill:ii 005lO15202.53.0 频率/kHz (a)凸形脊肋截面 频-~/kHz (b)弓形脊肋截面 图9周向脊肋布置位置对辐射声功率的影响 由图9(a)可见,凸形脊肋布置在不同位置对结构 不同频率的声辐射抑制效果不同,在低频部分(低于 1100Hz),两种敷设位置对噪声抑制效果差异不大. 在高频区域(高于1100Hz),两个位置的效果各有千 秋,如将脊肋布置在节圆处,对(1,2)(1230Hz), (1,4)(2100Hz)和(0,8)(2250Hz)模态下的声辐射 有明显的降噪效果.其中在(1,4)模态处,将在层状阻 尼抑制效果的基础上多降14.8dB.但在(1,3) (1550Hz),(O,7)(1750Hz)和(1,5)(2630Hz)模 态处,其降噪效果低于敷设在最大位移处,且总的声功 率相比层状阻尼情况反而增加了0.4dB,这些模态下 的声辐射可以通过进一步设置脊肋来控制.而将脊肋 布置在最大位移处,(1,4)模态下的声辐射没有降低, 未达到设置脊肋的目的. 对图9(b)所示的弓形截面情况,如将脊肋布置在 最大位移处,在(1,4)模态处,在层状阻尼抑制效果的 基础上声辐射水平进一步降低了11.7dB.由于没有 针对性地对(2,1)模态进行控制,总的声功率在层状阻 尼措施的基础上只降低了0.3dB,而将弓形脊肋布置 OO0OOOOO 盟骥罪 第6期铁路车轮周向脊肋阻尼结构振动声辐射控制的初步探讨27 在节圆处没有效果.但从图4和未列出的计算结果 看,无论采用哪种阻尼降噪措施,都能大幅度降低原结 构的声辐射水平. 比较图8和图9可知,敷设周向脊肋后,对应某些 模态的损耗因子增大了,但相应的辐射声功率并没降 低.因此结构损耗因子不能作为评价噪声抑制效果的 最终.同一周向脊肋截面敷设在圆板不同位置, 阻尼的剪切方向不一样,耗能大小也就不一样,对辐射 声功率的控制效果也不一样.周向脊肋布置的最佳位 置不是固定的,而是与脊肋横截面有关.这还需要进 一 步研究不同横截面周向脊肋的结构损耗因子和辐射 声功率的关系. 虽然其他阶模态下声辐射有增大的现象,但是凸 形周向脊肋的节圆处敷设方式和弓形周向脊肋最大位 移处的敷设方式,使(1,4)阶模态的声辐射得到很好的 控制,由层状阻尼层的88.8dB辐射声功率水平分别 降到了74.0dB和77.1dB,其附加抑制效果为 14.8dB和11.7dB.要想实现对圆盘某阶模态的声 辐射水平控制,周向脊肋布置具有较好的效果,而且横 截面形状和布置位置的不同,控制效果也不同,这就达 到了本次参数调查的目的.对其他阶振动模态,可进 一 步设置相应脊肋来控制. 2.4周向脊肋对声场指向性的影响 根据2,3节对两种形状周向脊肋和两种不同敷设 位置对结构振动声辐射影响的调查,发现改变脊肋形 状和脊肋布置位置将改变结构对应不同共振频率下的 振动声辐射响应.而了解结构声辐射的指向性,对掌 握声场的空间分布具有重要意义. 图1O表示在层状阻尼和层状阻尼敷设两种形状 周向脊肋情况下,圆盘的(1,4)模态振动声辐射在X"Z 平面中的指向性.由图可见,脊肋布置位置及脊肋横 截面形状不改变声辐射指向性,但是声压级的大小反 映了脊肋的声辐射控制效果.对凸形脊肋,布置在节 圆处,声压级大幅度减小;对弓形脊肋,布置在最大位 移处,声压级也明显地减小.这与脊肋参数调查时反 映的规律一致.声辐射指向性的分析间接地揭示了脊 肋布置位置和脊肋横截面形状对声控制效果的影响. 3结论 本文利用混合有限元一边界元法建立了圆板振动一 声辐射模型.围绕层状阻尼结构和带周向脊肋阻尼结 构振动声辐射控制,比较了两种模态分析方法.在此 基础上,分析周向阻尼脊肋布置位置及其截面形状对 结构振动声辐射的影响.结果表明: (1)复特征值法计算精度高,但是计算耗时长. l厂—, 1^,',—' nn. (a)凸形脊肋 90o 板 l/,一一—,\ 1^,,—fill.1Rr 270 (b)弓形脊肋 图10阻尼控制下的圆盘(1,4)模态声辐射指向性比较 而模态变形能法在保证计算精度的同时还降低了计算 耗时,对于大模型更适用. (2)在以控制噪声为目的的优化设计中,模态损 耗因子不能作为评价结构振动声辐射的噪声控制效果 的最终标准. (3)模态损耗因子变化规律取决于周向脊肋横 截面形状,其变化大小取决于周向脊肋布置位置. (4)周向脊肋布置在不同位置时,阻尼层的剪切 耗能大小不一样;不同横截面形状,阻尼层在不同方向 的剪切耗能也不一样,从而影响阻尼结构的振动一声辐 射控制效果. (5)周向阻尼脊肋的布置不改变声场指向性的 方向,只影响结构辐射声功率和声压的大小. 以上结论对层状阻尼车轮的进一步优化有重要的 参考价值. 参考文献: Eli雷晓燕,圣小珍.铁路交通噪声与振动[M].第2版.北 京:科学出版社,2004:114—215. [2]ThompsonDJ.AReviewoftheModelingofWheel/Rail NoiseGeneration[J].JournalofSoundandVibration, 2000.231(3):519—536. ????加0加??? ?p,恨 ?舳??加0柏??? ?p/《怄 28铁道第32卷 [3]沈钢.城市轨道交通噪声问题概述[J1.电力机车技术, 2001,24(3):33—34. SHENGang.SummarizationontheNoiseofUrbanRail Transit[J].ElectricLocomotiveTechnology,2001,24 (3):33—34. [4]ThompsonDJ.Wheel—RailNoiseGeneration,PartI-V [J].JournalofSoundandVibration,1993,161(3):387— 451. [5]CodmanP,CastelL,GaboritG.ValidationofaTGV-a Trailing-carWheelwithanAcousticallyOptimizedProfile [c]//Pr0ceedingsof11tnInternationalWheelsetCongress. 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