高速列车司机室内气动噪声预测

为了降低司机室内的噪声,采用大涡模拟法计算了高速列车车头曲面的脉动压力,将脉动压力作为头车司机室有限元分析的激励载荷,通过谐响应分析求得司机室壁板的振动速度,将振动速度作为司机室声场边界元模型的激励条件,求出了司机室内的气动噪声在不同频率点的声压分布。计算结果表明:司机室内的声压级在52·3~58·8dB(A)之间变化,声压级较大点位于司机室前窗玻璃向车顶过渡处及纵向中截面型线附近,且在50~315Hz之间,声压幅值较大;司机室内的气动噪声主要是低频噪声,对纵向中截面型线采取更平滑的过渡形式,可降低司机室内的气动噪声。     

某SUV车内结构噪声振动特性优化

针对某SUV车内噪声较大的问题,建立了白车身有限元模型,运用模态分析和传递函数分析理论对车内噪声的激励源和车身结构的振动特性进行分析,提出对车身顶盖增加补强胶片的优化方案。优化后,测得峰值频率处车内噪声幅值降低了3.4 dB,且主观驾评发现噪声问题消失,表明优化方案可行,验证了基于声场测试结果结合模态分析和传递函数分析进行噪声激励源定位和优化的可行性与准确性。     

城市轨道交通列车车外噪声特性

基于统计能量分析(SEA)和半无限流体方法,建立6节编组的B型列车车外噪声预测仿真模型;通过试验提取车体SEA模型的振动激励和轮轨噪声激励,施加给车体并计算分析了车外噪声特性;以中国某城市轨道交通列车通过噪声试验对模型进行验证,并探讨了列车各板单元和轮轨噪声声源对车外场点声压的贡献量。研究结果表明:统计能量分析和半无限流体方法能够准确预测车外噪声,计算效率为常规方法的14.1倍;车速为60 km·h-1时,车外7.5和30.0 m处噪声显著频段为400~1 600 Hz,声压级随频率升高先增大后缓慢下降,其变化趋势和轮轨噪声变化趋势一致,最大幅值频率集中在800 Hz处,最大值分别为64.88、61.75 dB(A);车外噪声贡献量由大到小依次为轮轨噪声、车窗、侧墙、车门、底板、顶板、端墙;车体振动辐射噪声在低频段的贡献较大,在中心频率为20~100 Hz时,车外噪声主要来源为车窗、侧墙,其贡献率分别达到21.2%和19.2%;在中心频率为100~500 Hz时,车体各板及轮轨噪声贡献率差异较小;在中心频率为500~5 000 Hz时,车体各板块的贡献率呈缓慢下降趋势,轮轨噪声的贡献率随频率升高逐渐增加,在2 000~5 000 Hz的1/3倍频带内达到60%以上。      

燃料电池轿车车内噪声仿真分析研究

建立了燃料电池轿车声固耦合有限元模型,以氢泵和驱动电机的振动加速度频谱为边界条件对模型进行了车内噪声声固耦合频率响应分析,峰值频率值与实验值吻合较好;在其中2个峰值频率上进行板件声学贡献分析,确定了影响车内噪声最主要的板件;通过对该板件的优化改造,降低了车内噪声.     

高速列车车内中高频气动噪声计算方法

利用SST k-w湍流模型计算了高速列车的外部非定常流场,提取了车身表面的脉动压力；基于统计能量分析理论,建立了高速列车车内中高频气动噪声分析模型,确定了模型中各个子系统的参数,计算了由车外脉动压力诱发产生的车内气动噪声.计算结果表明:高速列车车头的脉动压力变化最剧烈；在中高频范围内,司机室和乘客室的声压级随着频率的增...     

高速列车受电弓气动噪声特性分析

为研究高速列车受电弓气动噪声源分布及频谱特性,利用计算流体力学原理对高速列车受电弓流场进行计算,获得了受电弓表面脉动压力;在此基础上,利用FW-H方程计算高速列车受电弓远场气动噪声.计算结果表明:高速列车受电弓远场气动噪声具有较为明显的指向性,其指向性基本上不受列车速度的影响;远场监测点总声压及在10~20附近达到最大.受电弓气动噪声的总声压级随着列车速度的增加而显著增大;受电弓远场气动噪声具有明显的主频,且随着列车速度的增加,远场气动噪声的主频也增大;受电弓顶部横梁是引起受电弓气动噪声的主要因素.      

城市主要道路交通噪声测试及分布规律

采用噪声与振动测试分析系统,进行城市主要道路交通噪声测试及分析,通过测试分析得知,平直路段道路两侧交通噪声的等效声压级在同一时段相差不大,道路噪声在1 600 Hz内达到峰值67.1 dB（A）.交叉路口噪声在3 150 Hz达到峰值67.2dB（A）,在2500～5 000 Hz范围内易出现阶段性峰值.同一路段中,上坡路段的噪声值普遍高于下坡路段噪声值.坡路上测点噪声值在1 250 Hz以下呈阶段式上升,在1 250 Hz出现峰值,即上坡路段噪声峰值为66.8 dB（A）,下坡路段噪声峰值为59.5 dB（A）,在2500～5 000 Hz范围内波动较大,易出现阶段性噪声峰值.在315 Hz以下,隧道入口处噪声值普遍高于隧道出口处.隧道入口处噪声在1 250 Hz达到峰值66.8 dB（A）,隧道出口处噪声在1 000 Hz达到峰值71.1 dB（A）.     

高速列车气动噪声贡献量分析

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。     

客车动态特性分析和噪声估计

建立了2种客车骨架模型和2种声腔模型,并计算了4种模型的模态参数,分析了带蒙皮的骨架模型模态和带座椅的声腔模型模态之间的耦合情况。进行频率响应分析,找到车内测点峰值振动频率,并估计了车内声场分布。以声学传递向量分析为基础,计算了各车身板件振动对车内噪声的声学贡献量,为改进结构降低车内噪声提供了参考。     

高速列车运行时不同转向架区噪声特性

以中国某型高速列车为研究对象, 针对高速列车运行时主要噪声来源之一的转向架区噪声开展试验研究, 掌握其噪声特性和规律, 研究了不同类型和位置的转向架区噪声特性, 预测了不同速度下转向架区噪声水平和频谱特性; 基于一定的假设, 采用测试数据类比法对车头转向架区噪声成分进行分离。研究结果表明: 列车在200~350 km·h-1速度范围内运行时, 车辆主要噪声源集中在转向架区; 转向架区噪声表现为车头转向架区噪声大于车尾转向架噪声, 200 km·h-1运行时车头转向架区噪声大于车尾转向架区噪声约3 dB(A), 主要原因为在车头转向架处气流冲击导致的气动噪声大于车尾转向架处涡流导致的气动噪声; 中间动车转向架区噪声大于中间拖车转向架区噪声, 200 km·h-1运行时中间动车转向架区噪声大于中间拖车转向架区噪声约5 dB(A), 主要原因为相比于中间拖车转向架区噪声, 中间动车转向架区增加了牵引系统噪声; 随着运行速度的提高, 转向架区噪声在全频段内显著提高, 噪声峰值频率也会增大, 主要原因为车轮滚动噪声所致, 速度越大, 其轨枕冲击频率越高; 中间拖车转向架区噪声随速度增长的3次方关系符合轮轨噪声随速度的增长趋势, 对于车头转向架区噪声来说, 气动噪声成分更加显著, 并且随着运行速度的提高, 气动噪声所占比重呈增加的趋势。      

考虑旋转效应的弹性车轮降噪效果与影响参数研究

以某款弹性车轮及其原型普通车轮为研究对象，在考虑车轮旋转带来的移动荷载效应和陀螺效应的前提下，应用2.5维结构有限元法和2.5维声学边界元法预测车轮在给定轮轨粗糙度激励下的振动和声辐射；针对40、80和120 km·h-1三个运行速度，分析了弹性车轮的降噪机理，研究了弹性车轮橡胶层的材料参数对弹性车轮降噪效果的影响。研究结果表明:车轮旋转使得原本非0节径模态频率处的声功率峰值分叉为2个峰值，其中一个峰值频率比原模态频率高，另一个峰值频率比原模态频率低，2个峰值频率差近似等于车轮的旋转频率乘以2倍的模态节径数；在所考虑的工况下，车轮旋转对车轮声辐射的影响最高达3.2 dB(A)，因此，在预测车轮的声辐射时，必须考虑旋转对预测结果的影响；如果橡胶弹性模量太小，则轮箍容易振动，从而有可能辐射比普通车轮更高的噪声；从车轮声辐射的角度，橡胶弹性模量存在一个最佳值，在这个值下，弹性车轮的声功率最低，且低于原型车轮的声功率10 dB(A)以上；增加橡胶阻尼总是有利于车轮噪声的控制，但增加阻尼产生的降噪效果随橡胶弹性模量的增大而降低；对于同一弹性车轮，随着运行速度的提升，相对原型普通车轮的降噪效果不断降低，速度从40 km·h-1增大到120 km·h-1，降噪效果降低达4 dB(A)以上。      

高速列车对站房振动噪声影响的试验研究

为研究列车通行对综合交通枢纽振动噪声的影响，以成渝高铁沙坪坝站为工程背景，通过现场试验实测了站房候车厅、站台、轨道板的振动加速度以及候车厅、站台区域、轨行区的辐射声压. 通过对实测信号分别进行了时域分析和1/3倍频程分析，探究了列车作用下站房的振动传递规律及噪声辐射特性. 结果表明:在列车运行荷载作用下，站房与站台的结构振动优势频段为10.0～80.0 Hz，振动随振源距离的增大而减小，站台到候车厅总振级衰减最大值达到13.5 dB；轨道板峰值振动加速度级出现在400.0 Hz处，约为101.0 dB；对候车厅而言，噪声声压级的优势频段为20.0～2 500.0 Hz，列车进站总声压级比列车出站高0.5～1.3 dB（A）；对站台而言，噪声的优势频段为125.0～1 000.0 Hz，列车出站总声压级为86.3 dB（A），比列车进站时高1.3 dB（A）；对轮轨噪声自身，其优势频段为200.0～2 500.0 Hz，列车进站噪声总声压级为91.1 dB（A），较列车出站时高3.2 dB（A）.      

基于背门约束系统的车内低频轰鸣声控制

汽车背门一般通过铰链、锁销、缓冲块等约束系统安装和固定在车身上,其刚体模态振动与车内声腔声压耦合,是导致低频轰鸣声的主要原因.本文建立了背门振动-乘员舱声压的一维板-腔耦合声学解析模型,分析研究了边界约束刚度对板件振动速度响应及腔内耦合声压的影响规律,并进行了实车实验验证;通过调节锁销相对位移和缓冲块相对高度,解决了某车型低频敲鼓声问题.分析结果表明：在板件刚体模态振动下,腔内耦合声压幅值沿远离板件方向逐渐增大,且在声腔底部位置最大;板件振动速度相应及腔内耦合声压峰值幅值随边界约束系统刚度减小而降低;在低频轰鸣发生的20～30 Hz频率范围内,乘员舱前排位置声压峰值幅值比中排及后排位置大约8 dB(A),验证了理论分析结果的正确性;乘员舱内耦合声压峰值幅值随着锁销相对位置的增大和缓冲块相对高度的减小而降低,锁销相对车身向车尾方向增大2 mm或者缓冲块相对高度减小2 mm,可以使背门振动速度减小约0.002～0.003 m/s,前排声压峰值幅值降低3.5～14.8 dB(A).     

地铁车辆辅助变流器的气动噪声研究

为了解决地铁车辆辅助变流器噪声超标1.5 dB（A）的问题,基于数值模拟和噪声测试相结合的方法,对辅助变流器的气动噪声特性进行了分析. 首先通过大涡模拟计算辅助变流器的气动噪声源,然后基于声类比法计算气动噪声源在流道和外部空间的声传播,最后分析风机与流道的涡流和噪声分布云图,对比各测点声压级频谱仿真和试验结果的变化趋势. 研究结果表明:在距离出风口0.4 m处仿真和试验的峰值频率均为290 Hz,量值仅相差5%,说明仿真方法正确可行;风机进口速度不均匀度过大、风机叶片涡流过多是导致风机噪声过大的原因;通过在风机进口增加方形整流网,改善了风机进口速度不均匀度,减少了风机叶片涡流,实现相同测点总声压级降低2.5 dB（A）.      

地铁车辆段咽喉区上盖建筑振动传播规律

以深圳某带上盖建筑地铁车辆段为工程依托,现场实测了咽喉区列车走行不同线路时,地面层、平台转换层和上盖4层钢框架结构的振动加速度响应,分析了咽喉区列车运行引起的环境和结构振动传播规律.研究结果表明:由于土-结构的动力相互作用,车致振动在从地基土向基础结构的传播过程中存在能量损失,实测结构基底加速度幅值较邻近地面加速度幅值...     

基于小波变换的高速列车表面脉动压力提取

高速列车表面压力测试过程中,为了克服微型压阻式气压传感器测试的脉动压力信噪比低的缺点,有效提取出脉动压力,建立了传感器输出模型;利用相关系数法确定分解层数,根据3原则计算分层阈值,提出一种小波变换阈值去噪方法.用该方法对CRH(China railway high-speed)某型动车组静态测试信号进行去噪处理;并进行200 km/h动车组表面压力测试信号脉动压力的提取,建立了脉动压力功率谱模型.研究结果表明:该方法能有效提取出列车表面脉动压力,测点处脉动压力的幅值在20 Pa范围内时刻波动,频率主要集中在0~200 Hz;建立的脉动压力功率谱模型为列车减振和降噪提供理论指导.