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。      

轮轨系统车轮的高频振动特性

建立了车辆-轨道-路基耦合系统振动分析模型,考虑轨道不平顺激励及轮轨接触区滤波,模拟了轮轨间随机振动垂向作用力。建立了车轮三维实体有限元模型,考虑了名义接触点、轮缘和车轮外侧3个轮轨接触位置,模拟了车轮系统在随机振动垂向荷栽作用下的高频振动特性。分析结果表明：当列车以200km·h^-1行驶在有砟轨道上时,轮缘的振动加...     

滑差对重载列车轮轨黏着特性与表层损伤的影响

在自行研制的小型轮轨滚动磨损实验机上,以CL60车轮钢和U71Mn钢轨钢配副为研究对象,通过控制轮轨的转速,研究滑差对重载列车轮轨黏着特性与表层损伤的影响.结果 表明:滑差对轮轨黏着特性存在显著影响,在所测试的若干工况下,随滑差增大,轮轨黏着系数增大;滑差影响轮轨的磨损量,随滑差增大,轮轨磨损量增加;轮轨表面硬度随滑差...     

车轮扁疤引起的轮轨冲击分析

为了研究高速列车车轮扁疤引起的动力学问题,根据多体动力学理论和等效轨道激扰法,建立了我国某型高速车辆的动力学模型及车轮新、旧两种扁疤模型.应用车轮轮径变化扁疤模拟法对车轮扁疤进行模拟,并对高速车辆轮轨冲击动力效应进行仿真分析.结果表明:新、旧扁疤轮轨冲击力规律不同,旧扁疤产生轮轨垂向冲击力随车速的增大而增大,在高速运行条件下,远大于新扁疤产生的垂向冲击力;当车速分别高于200和250 km/h时,车轮扁疤长度需要限制在35和30 mm以内.      

高速轮轨速度极限探讨

在高铁运用与理论实践基础上,提出了抗蛇行频谱特征匹配原则,并作为超高速转向架技术方案研究的基本指导准则之一.根据基于抗蛇行频带吸能机制的稳定新理论,以ICE3系列作为基准转向架,通过必要的参数优配,制订了超高速转向架优配方案.动态仿真分析表明：400 km/h超高速运用存在3大技术难题：即抗蛇行减振器性能可靠性、车体横向振动响应频带增宽和电机横摆自激振动.尽管这3大技术难题在技术与理论上可以得到解决,但是超高速运用已经丧失了其商业价值.冲击600 km/h打破法国574.8 km/h世界纪录,不仅具有十分重要的现实意义,而且也具备技术可行性.但是时速500 km/h以上,将出现车轮纵向蠕滑不稳定问题.根据威金斯理论,这是高速轮轨速度极限的重要技术标志之一.     

轨道车轮振动声辐射边界元法数值仿真

轮轨噪声是铁路运输的主要噪声源,车轮噪声是轮轨噪声的主要部分之一,车轮的振动声学仿真对设计低噪声车轮有重要意义.建立了车轮振动的三维有限元模型,用有限元法计算车轮约束模态及振动,用直接边界元法计算车轮的声辐射,用该方法分析了车轮在1～3000 Hz的振动声辐射.结果表明,在1～3000 Hz的频率范围内,车轮外侧声压级大于车轮上部和前部的声压级,域点声压级随频率增加而增大.本研究为进一步对车轮进行随机振动声学分析及优化设计奠定了基础.     

高速列车气动噪声仿真与试验对比分析

通过Actran建立某高速列车1∶8缩尺比例的三辆编组的列车气动噪声CFD/CAA混合数值分析模型,模拟列车在250 km/h运行速度下外气动湍流噪声,分析结果表明,车外气动噪声在车头、受电弓、转向架处较大,且主要集中在500~2 000 Hz频率范围内.并将仿真分析结果与相应1∶8缩尺比例的列车模型在声学风洞中的气动噪声试验结果数据进行对比分析,仿真数据与试验数据基本吻合,仿真分析结果可以为新车型设计与改进提供可靠的数据.     

瞬态风场下带风屏障的高架桥上高速列车气动特性

通过数值方法研究了中国帽型瞬态风中高速列车在带风屏障的高架桥上运行时的气动性能,并与恒定横风场下的情况进行了对比分析.结果表明,恒定侧风下高速列车头车周围的流场结构最为复杂,气动载荷变化最显著,而瞬态风作用下高速列车气动性能表现出一定时滞性,列车时速为300 km/h时,风速从13.8 m/s递增到23.46 m/s再递减至13.8 m/s过程中,列车所受到的气动力及气动力矩均发生显著波动,这与稳定横风下列车受到的恒定侧向力明显不同.当列车以时速200~400 km/h运行时,车速每增加50 km/h,列车运行的最大阻力增长9%~10%,其他气动力也随车速稳步增长,气动力矩的增大幅度则随车速的增长有显著加大趋势.     

轮轨噪声的产生机理及其治理措施

根据国外对轮轨噪声机理研究和实验成果及技术应用实例,分别从轮轨粗糙度激励、车轮振动、钢轨振动、轨枕振动和声辐射等五个主要方面对轮轨噪声的产生机理进行分析和讨论,注重研究轨道交通的噪声源———轮轨噪声,找到轮轨噪声的产生根源,为轮轨噪声的治理提供可靠的理论依据,然后以此机理为着眼点,再结合国外对机理的研究和试验成果及其技术和产品的应用实践,分别从以上提到的轮轨噪声产生机理的五个主要方面,并结合我国轨道交通轮轨噪声的实际情况,提出控制轮轨噪声的治理措施,为我国城市轨道交通轮轨噪声治理提出参考性建议。     

轨道交通列车不同运行速度下噪声特性对比研究

为了研究轨道交通列车不同运行速度状态下的噪声水平,利用同济大学轨道交通综合试验线对轨道交通列车运行时辐射噪声进行测试与分析,得出各监测点在不同运行速度下的噪声强度和频谱特性。结果表明：在车速小于47 km＆#183;h-1范围内,随着列车速度的增加,各监测点噪声值不断增大,基本呈线性增长;在4种不同车速工况下,距离噪声源越近,高度越高,噪声值越大;相反,距离噪声源越远,高度越低,噪声值越小。在不同运行速度下,各测点的主峰频率都在800 Hz左右,而噪声能量的主要分布范围随车速的提高而有规律地变化,随着行驶速度的提高,噪声能量的主要分布范围逐渐向800 Hz主峰频率趋近。研究结果可为轨道交通噪声措施的制定及噪声预测提供数据基础与科学依据。     

高速列车噪声源声功率与速度的函数关系

为了解决既有对数经验公式无法拟合高速列车显著声源贡献率与速度的函数关系这一问题,使用轮辐声阵列进行高速列车车外声源识别试验;根据显著声源位置对列车表面进行区域划分,量化分析显著声源区域的声功率级和声功率贡献率与速度之间的关系;在既有对数经验公式的基础上,根据不同种类噪声声功率随速度的变化特性,建立新的拟合公式;结合列车噪声测试数据对新的拟合公式进行验证.研究结果表明:列车以350 km/h运行时,下部区域对列车总辐射噪声的贡献率占70%以上,升弓区域对局部区域声功率的影响最显著,超过50%;随着速度的增长,下部区域的贡献率逐渐减小,弓网区域逐渐增大,显著声源区域的贡献率变化先快后慢,最后趋于稳定;利用新的拟合方法得出,列车声源区域的声功率级和声功率贡献率与速度的拟合度基本都在0.9以上.     

高速列车气动噪声仿真与试验对比分析

通过Actran建立某高速列车1∶8缩尺比例的三辆编组的列车气动噪声CFD/CAA混合数值分析模型,模拟列车在250 km/h运行速度下外气动湍流噪声,分析结果表明,车外气动噪声在车头、受电弓、转向架处较大,且主要集中在500~2 000 Hz频率范围内。并将仿真分析结果与相应1:8缩尺比例的列车模型在声学风洞中的气动噪声试验结果数据进行对比分析,仿真数据与试验数据基本吻合,仿真分析结果可以为新车型设计与改进提供可靠的数据,具有较高的参考价值.     

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。      

高速列车表面气动噪声偶极子声源分布数值分析

以Lighthill方程为基础,采用边界元法并与计算流体动力学相结合,对高速列车表面气动噪声偶极子声源进行数值分析,以获得高速列车表面气动噪声偶极子声源分布.探讨了不同车速工况下列车车身表面气动偶极子声源的强弱及其分布特征,在此基础上对基于表面气动偶极子声源的列车外部气动声场进行了数值分析.研究表明:列车运行速度为270 km/h、频率为2.5 kHz时,声压级在90 dB以上的气动偶极子声源主要分布在车底转向架附近,其最大声源声压级约97 dB,是高速列车主要的气动噪声源区.     

时速400km高速动车组动力学性能分析

为了研究时速400km高速列车的动力学性能,建立了多体系统车辆动力学模型.通过数值仿真分析,对新轮和磨耗轮状态下的车辆动力学性能进行了研究和比较.结果表明:车辆运行稳定性方面:新轮状态下,中间车辆的构架横向加速度相较于头尾车辆减小21％;磨耗轮状态下,中间车辆的构架横向加速度相较于头尾车辆减小35％.运行安全性方面:中间车辆的轮轨垂向力比头尾车辆增大13％;相较于新轮状态,磨耗轮状态下的轮轨横向力增大41％.在所有的仿真分析计算当中,车辆动力学性能指标均满足相关标准要求,证明了时速400 km动车组的设计是合理的.     

车轮多边形对重载机车轮轨相互作用及接触损伤的影响分析

为了研究重载机车轮轨接触损伤问题，建立重载列车-轨道三维耦合动力学模型，研究车轮多边形与多种轨面摩擦条件下的机车轮轨系统动态相互作用行为.在此基础上，建立基于轮轨系统动力学响应的车轮踏面疲劳损伤预测模型，研究制动工况和轮轨接触表面变摩擦条件下车轮多边形磨耗对车轮表面磨损的影响.结果表明：严重的车轮多边形磨耗不仅加剧轮轨动态相互作用，也会增大轮轨接触界面磨耗损伤；在干燥接触条件下，车轮多边形会加剧车轮踏面疲劳损伤，车轮多边形导致机车第1位轮对和第4位轮对的损伤指数波动范围较正常车轮损伤指数的波动范围增大19.59%和39.43%；在低黏着接触条件下，车轮多边形会加剧车轮磨耗，车轮多边形导致轮轨蠕滑力波动增大5.85倍，使得机车第1位轮对和第4位轮对的磨耗数波动范围增大6.44倍和6.22倍.     

压剪型城轨弹性车轮分析研究

为研究城轨车辆运行过程中轮轨接触温升对弹性车轮的影响,通过建立弹性车轮轮轨三维热接触耦合有限元模型,采用整体输入热流和对流换热的计算模型为基础的传热计算方法,分析车辆在设计时速100 km.h-1运行和全滑制动、蠕滑制动、运行三种工况下对弹性车轮附近温度分布,结果表明弹性车轮在滚滑制动和长时间平稳运行过程中,弹性车轮各部件的平衡温度均在材料的许用温度范围内;当车辆在高速紧急制动全滑过程中,轮轨温度急速增加,将导致踏面磨损并加速车轮弹性元件老化。     

高速列车车轮偏心磨耗的形成机理与发展规律

为了研究高速列车车轮偏心磨耗的形成机理,根据现场测试和多体动力学仿真结果,建立了高速列车车轮-钢轨系统有限元模型,采用瞬时动态仿真分析了车轮残余静不平衡对轮轨法向接触力的影响;对最高速度为250 km?h-1动车组列车的运营速度进行现场测试,计算了列车匀速运行区间的平均速度;基于摩擦功周期性波动引起轮轨非均匀磨耗的观点...     

车轮次表面裂纹力学特性分析

为了研究车轮次表面裂纹的力学特性,利用ANSYS软件建立了轮轨接触的有限元模型,分析了车轮纯滚动时裂纹尖端应力随车轮运动时的变化规律,研究了轮轨蠕滑系数对裂纹尖端应力的影响.结果表明:当裂纹位于轮轨接触区域上方时,裂纹尖端的von Mises应力和切应力变化十分剧烈,其值分别是无裂纹时的3.2倍和21.7倍;在轮轨初始接触时,最大von Mises应力不是发生在裂纹尖端,而是出现在裂纹尖端的后方位置处;裂纹尖端von Mises应力和切应力峰值随着轮轨蠕滑系数的增大而逐渐增大.研究结果显示车轮次表面裂纹对应力影响很大,因而在车轮制造及检测中要密切关注裂纹状态,以防发生事故.     

基于有限元方法的高速变轨距转向架车轴磨损分析

针对高速变轨距转向架在运用过程中出现的车轴异常磨损问题,分析了造成车轴异常磨损的原因。基于Archard理论模型,推导了变轨距转向架车轴表面磨损量的计算公式;运用有限元方法,利用HyperMesh与ANSYS软件联合仿真,建立车轴-滑动轴承的有限元分析模型,研究了垂向载荷、车轴-滑动轴承间隙配合值对车轴磨损量的影响。变轨距列车时速为250 km/h时,计算结果表明:垂向载荷以及车轴-滑动轴承间隙配合值越大,车轴表面磨损也越严重;当车轴-滑动轴承间隙配合值为0.15 mm且车轴端部受到垂向载荷110.31 kN作用时,列车运行30万km后车轴的表面磨损量最高达0.480 mm。