鄧新，張學(xué)飛，耿卓，褚麗霞

地鐵車輛阻尼環(huán)車輪服役期關(guān)鍵參數(shù)影響分析

鄧新1，張學(xué)飛1，耿卓1，褚麗霞2

(1. 常州大學(xué) 城市軌道交通學(xué)院，江蘇 常州 213164；2. 常州西南交通大學(xué) 軌道交通研究院，江蘇 常州 213164)

為探究地鐵車輛阻尼環(huán)車輪在服役期聲振特性，在半消聲室內(nèi)進(jìn)行阻尼環(huán)車輪自由狀態(tài)下的聲振特性試驗(yàn)研究，結(jié)合有限元仿真對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析。研究結(jié)果表明：軟、硬阻尼材料阻尼環(huán)對(duì)不同服役時(shí)間的車輪減振降噪效果有所差別，對(duì)于厚輪緣車輪，硬阻尼材料更好，而對(duì)于達(dá)到鏇修極限的薄輪緣車輪而言，軟阻尼材料更好。車輪自身幾何尺寸在服役期間有所改變，導(dǎo)致車輪聲輻射為增加趨勢(shì)，而阻尼環(huán)的存在將聲功率級(jí)變化總值控制在0~2 dB之間，表現(xiàn)出在車輪服役周期內(nèi)具有較好的適用性能。

聲振分析；仿真建模；阻尼車輪；阻尼材料；車輪服役時(shí)間

車輪振動(dòng)是引起滾動(dòng)噪聲的一個(gè)重要因素。隨著列車服役時(shí)間的增長(zhǎng)，車輪引起的環(huán)境噪聲聲壓級(jí)與車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)持續(xù)增高，嚴(yán)重影響了乘客乘坐舒適性及鐵道沿線居住環(huán)境[1?2]。對(duì)于鐵路行業(yè)這樣的一個(gè)相對(duì)保守的行業(yè)，在能夠保持既定方式，保證鐵路安全和運(yùn)營(yíng)效益的同時(shí)，通過(guò)仔細(xì)研究噪聲源特性、建立適當(dāng)?shù)哪Ｐ筒?yīng)用模型進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，可以大幅降低鐵路噪聲[3?5]。對(duì)于鐵路車輪這樣的金屬結(jié)構(gòu)，其材料阻尼一般都很低，因此車輪振動(dòng)時(shí)會(huì)很強(qiáng)烈[6]。車輪加裝阻尼環(huán)提高了組合結(jié)構(gòu)的阻尼，對(duì)減振降噪有良好效果[7]，但地鐵車輛車輪服役期間其本身參數(shù)的改變對(duì)車輪振動(dòng)噪聲影響仍不明確，需要對(duì)其做進(jìn)一步研究[8]。本文通過(guò)在半消聲室內(nèi)對(duì)不同阻尼環(huán)材料阻尼環(huán)車輪與不同服役周期阻尼環(huán)車輪振動(dòng)聲輻射特性的試驗(yàn)，并結(jié)合有限元仿真，旨在研究阻尼環(huán)材料對(duì)車輪振動(dòng)聲輻射影響與阻尼環(huán)在車輪服役周期內(nèi)對(duì)車輪振動(dòng)聲輻射抑制效果。研究結(jié)果可為阻尼環(huán)車輪減振降噪優(yōu)化設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)支持與指導(dǎo)。

1 測(cè)試概況

1.1 阻尼環(huán)裝置簡(jiǎn)介

阻尼環(huán)車輪剖面圖如圖1所示，車輪側(cè)面開(kāi)槽，將非閉合阻尼環(huán)嵌入槽內(nèi)，再將開(kāi)口處用與阻尼環(huán)相同材質(zhì)的小段阻尼材料焊接固定。列車行駛過(guò)程中車輪振動(dòng)發(fā)生彈性變形，阻尼環(huán)抑制車輪產(chǎn)生的彈性變形，車輪彈性勢(shì)能轉(zhuǎn)換為熱能耗散，利用耗能作用有效降低了車輪振動(dòng)水平。同時(shí)，車輪增設(shè)質(zhì)量較小的阻尼環(huán)，車輪整體性能不會(huì)產(chǎn)生改變。測(cè)試中，W表示車輪；H表示新出場(chǎng)車輪；B表示鏇修極限下的車輪；h表示高硬度；s表示低硬度。

1.2 車輪振動(dòng)特性測(cè)試

車輪振動(dòng)測(cè)試點(diǎn)布置如圖2所示，取車輪某一斷面設(shè)置振動(dòng)測(cè)點(diǎn)1~4，分別位于車輪踏面、輪輞、輻板處，在車輪名義滾動(dòng)圓處與車輪內(nèi)側(cè)距輪緣2 cm處設(shè)置徑向與軸向激勵(lì)點(diǎn)F1和F2。采用彈性懸掛方式使車輪處于近似自由狀態(tài)，對(duì)測(cè)試車輪分別進(jìn)行力錘敲擊試驗(yàn)，測(cè)試、分析和比較阻尼環(huán)裝置對(duì)車輪固有頻率和模態(tài)阻尼的影響。對(duì)測(cè)試車輪分別進(jìn)行落球撞擊試驗(yàn)，測(cè)試、分析和比較測(cè)試車輪各噪聲輻射主要部位(輻板、輪輞、踏面)位置的振動(dòng)響應(yīng)。

圖1 環(huán)?輪組合結(jié)構(gòu)剖面

圖2 車輪振動(dòng)測(cè)點(diǎn)布置

1.3 車輪聲輻射特性測(cè)試

利用如圖3所布置的標(biāo)準(zhǔn)20點(diǎn)法測(cè)試裝置，對(duì)測(cè)試車輪分別進(jìn)行落球撞擊試驗(yàn)，測(cè)試、分析和比較阻尼環(huán)裝置對(duì)車輪輻射聲功率及其頻譜特征。

圖3 聲學(xué)測(cè)點(diǎn)布置

(a) 厚輪緣車輪有限元模型；(b) 薄輪緣車輪有限元模型

2 模態(tài)分析

對(duì)車輪進(jìn)行模態(tài)仿真，計(jì)算車輪模態(tài)振型。Nastran中對(duì)建立三維網(wǎng)格，對(duì)網(wǎng)格離散化處理，得到圖4所示有限元模型，計(jì)算車輪0~8 kHz固有頻率及模態(tài)振型。車輪參數(shù)為彈性模量210 GPa，泊松比為0.3，密度為7 800 kg/m3。對(duì)于車輪這樣的類圓盤(pán)運(yùn)動(dòng)，可用參數(shù)(，)描述，節(jié)徑數(shù)是車輪振動(dòng)幅值沿周長(zhǎng)方向分布特性；節(jié)圓數(shù)是車輪振動(dòng)幅值沿半徑方向的分布特性。圖5給出了車輪在6 500 Hz頻率范圍內(nèi)各階彈性模態(tài)的固有頻率，結(jié)果表明，測(cè)試和仿真得到的固有頻率基本一致，以1 217 Hz (0, 3)為例，給出了這2個(gè)頻率處車輪2D模態(tài)振型的測(cè)試結(jié)果和仿真結(jié)果對(duì)比，從對(duì)比結(jié)果可見(jiàn)振型一致，故可用仿真計(jì)算獲得的模態(tài)振型來(lái)描述試驗(yàn)結(jié)果，同時(shí)，通過(guò)對(duì)比有無(wú)阻尼環(huán)裝置的車輪固有頻率發(fā)現(xiàn)，阻尼環(huán)對(duì)車輪固有頻率影響很小，故安裝阻尼環(huán)的車輪模態(tài)振型也可近似由標(biāo)準(zhǔn)車輪仿真結(jié)果代替。

圖5 固有頻率仿真測(cè)試對(duì)比

圖6 1 217 Hz (0, 3)模態(tài)振型

3 聲振特性分析

3.1 車輪振動(dòng)特性分析

對(duì)測(cè)試車輪分別施加如圖2所示徑向與軸向激勵(lì)F1和F2后，圖7給出了在徑向激勵(lì)下對(duì)WH-h和WH-s聲輻射顯著頻段貢獻(xiàn)顯著的踏面位置的振動(dòng)級(jí)頻譜特性及對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型，為后面車輪聲輻射特性分析奠定基礎(chǔ)。

由圖7可見(jiàn)，在1 766 Hz和2 909 Hz頻率處均表現(xiàn)為硬阻尼材料的WH-h振動(dòng)級(jí)更小，在顯著頻率3 164 Hz位置兩者相差不大，這3個(gè)頻率處對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型分別為(r, 2)，(r, 3)和(r, 0)，均為徑向模態(tài)，車輪沿著徑向的縮張導(dǎo)致了踏面部分的振動(dòng)加劇，這是造成這些頻率處WH-h振動(dòng)級(jí)較小的原因。

結(jié)合圖11所給出的聲功率頻譜圖，圖8給出了在徑向激勵(lì)下對(duì)WB-s和WB-h聲輻射顯著頻段貢獻(xiàn)顯著的輻板位置的振動(dòng)級(jí)頻譜特性及對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型。2 086 Hz和3 493 Hz頻率是2種車輪聲輻射的顯著頻率，由圖8可見(jiàn)，在2 086 Hz頻率處WB-h比WB-s振動(dòng)級(jí)相差略大，而對(duì)于3 493 Hz處WB-h振動(dòng)級(jí)大，在這2個(gè)顯著頻率位置對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型分別為(1, 0)和(0, 6)，均為軸向模態(tài)，軸向模態(tài)沿著軸向振動(dòng)導(dǎo)致了輻板位置振動(dòng)加劇，這是造成這些頻率處WB-s振動(dòng)級(jí)較小的原因。

(a) 踏面位置振動(dòng)級(jí)頻譜；(b) 模態(tài)振型

(a) 輻板位置振動(dòng)級(jí)頻譜；(b) 模態(tài)振型

圖9給出了在徑向激勵(lì)下對(duì)WB-h和WH-h聲輻射顯著頻段貢獻(xiàn)顯著的踏面位置的振動(dòng)級(jí)頻譜特性及對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型，為后面車輪聲輻射特性分析奠定基礎(chǔ)。

由圖9可見(jiàn)，不同服役時(shí)間車輪其寬頻帶范圍內(nèi)振動(dòng)級(jí)響應(yīng)發(fā)生變化，結(jié)合模態(tài)仿真可看出，共振頻率與與相應(yīng)模態(tài)都發(fā)生改變。對(duì)于薄輪緣車輪WB-h，在聲輻射顯著的頻率范圍內(nèi)，1 733 Hz和 3 172 Hz是其振動(dòng)顯著的共振頻率，對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型是(0, 4)和(r, 0)，對(duì)于厚輪緣車輪WH-h，在聲輻射顯著的頻率范圍內(nèi)，2 086 Hz和3 493 Hz是其振動(dòng)顯著的共振頻率，對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型是(1, 0)和(0, 6)，可見(jiàn)伴隨車輪服役時(shí)間變長(zhǎng)，其振動(dòng)顯著的固有頻率和模態(tài)振型發(fā)生了改變。

3.2 阻尼環(huán)車輪聲輻射響應(yīng)分析

由表1相關(guān)內(nèi)容，車輪輻射聲功率的測(cè)試結(jié)果分析如下：總體上，從自由懸掛和輪軌接觸狀態(tài)下2種阻尼材料對(duì)聲輻射的影響可見(jiàn)，對(duì)于厚輪緣車輪，硬阻尼材料較好，而對(duì)于達(dá)到鏇修極限的車輪軟阻尼材料更好，因此，對(duì)于車輪實(shí)際運(yùn)營(yíng)過(guò)程中，預(yù)測(cè)2種阻尼材料可能會(huì)伴隨服役時(shí)間的不同而交替發(fā)揮出各自的作用。

(a) WB-h振動(dòng)頻譜特性；(b) WH-h振動(dòng)頻譜特性

表1 車輪輻射聲功率級(jí)LW

表2分別給出了徑向激勵(lì)和軸向激勵(lì)下，車輪WB-h和車輪WH-h在自由狀態(tài)下和輪軌接觸裝備狀態(tài)下的最大聲功率級(jí)和4 s時(shí)間內(nèi)總聲功率級(jí)。

由表2相關(guān)內(nèi)容，車輪輻射聲功率的測(cè)試結(jié)果分析如下：總體上，厚輪緣車輪和薄輪緣車輪分別代表新出場(chǎng)車輪和鏇修極限下的車輪，代表了實(shí)際運(yùn)營(yíng)下的2個(gè)極端，從兩者差值對(duì)比結(jié)果可見(jiàn)，伴隨車輪服役周期的增加，由于車輪自身幾何尺寸的改變導(dǎo)致了車輪聲輻射的差異，表現(xiàn)為隨著服役時(shí)間的增加，聲輻射有增加的趨勢(shì)；而阻尼環(huán)的存在將聲功率級(jí)總值控制在0~2 dB之間，表現(xiàn)出在車輪服役周期內(nèi)具有較好的適用性能。

圖10比較了厚輪緣車輪安裝軟、硬阻尼材料的頻譜特性及模態(tài)振型，圖11比較了薄輪緣車輪安裝軟、硬阻尼材料的頻譜特性及模態(tài)振型，通過(guò)對(duì)比頻譜，找尋產(chǎn)生差異的原因。

表2 車輪WB-h和WH-h輻射聲功率級(jí)LW

(a) 聲功率頻譜；(b) 模態(tài)振型

由圖10(a)可見(jiàn)，最顯著的2個(gè)頻率區(qū)段1 600 Hz(1 410~1 780 Hz)和3 150 Hz(2 820~3 550 Hz)中包含3個(gè)聲輻射最顯著的峰值頻率分別為1 766， 2 909和3 164 Hz，對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型分別為(r, 2)，(r, 3)和(r, 5)，如圖10(b)所示。在(r, 2)處表現(xiàn)為WH-h的聲功率級(jí)更小，這是導(dǎo)致1 600 Hz頻率區(qū)段WH-h小的直接原因，3 150 Hz包含2個(gè)共振頻率，在(r, 0)處兩者相差不大，在(r, 3)處表現(xiàn)為WH-h更小，這是導(dǎo)致3 150 Hz頻率區(qū)段內(nèi)WH-h聲功率更小的直接原因。

車輪聲輻射主要由車輪自身振動(dòng)引起，由車輪振動(dòng)響應(yīng)分析可知，在車輪聲輻射的顯著頻率1 766 Hz和2 909 Hz處，踏面振動(dòng)響應(yīng)也很大，說(shuō)明在這些頻率位置踏面振動(dòng)對(duì)車輪聲輻射貢獻(xiàn)顯著，在這些頻率處WH-h比WH-s振動(dòng)級(jí)小，這是導(dǎo)致WH-h在共振頻率處聲輻射小的直接原因；同時(shí)這2個(gè)峰值頻率對(duì)應(yīng)的模態(tài)是徑向模態(tài)(r, 2)和(r, 3)，這2個(gè)模態(tài)振型表現(xiàn)為沿著徑向縮張，而安裝硬阻尼材料的阻尼環(huán)有利于抑制車輪徑向拉伸運(yùn)動(dòng)，這是導(dǎo)致WH-h車輪聲輻射更小的根本原因。

采用同樣的方法分析WB-s和WB-h之間的區(qū)別，圖11給出了窄帶頻譜特性和模態(tài)振型。

由圖11(a)可知，2 000 Hz(1 780~2 240 Hz)和 3 150 Hz(2 820~3 550 Hz)頻率區(qū)段內(nèi)的顯著共振峰值在2 086 Hz和3 493 Hz，對(duì)應(yīng)模態(tài)振型為(1, 0)和(0, 6)，如圖11(b)所示。由振動(dòng)分析可知，這2階模態(tài)主要對(duì)應(yīng)輪輞和輻板的軸向振動(dòng)，安裝軟阻尼材料有利于抑制車輪輪輞和輻板的軸向彎曲運(yùn)動(dòng)，這是導(dǎo)致WB-s車輪聲輻射更小的根本原因。

(a) 聲功率頻譜；(b) 模態(tài)振型

圖12(a)給出了標(biāo)準(zhǔn)車輪WB-h和WH-h的聲功率窄帶頻譜特性，圖12(b)給出了聲輻射顯著頻率處的模態(tài)振型。由圖12(a)可知，最顯著的2個(gè)頻率區(qū)段2 000 Hz(1 780~2 240 Hz)和3 150 Hz(2 820~ 3 550 Hz)中WB-h包含2個(gè)聲輻射最顯著的峰值頻率分別為2 086 Hz和3 493 Hz，對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型分別為 (1, 0)和(0, 6)，如圖12(b)所示。而導(dǎo)致在1 600 Hz(1 410~1 780 Hz)頻率區(qū)段內(nèi)車輪WH-h最顯著的共振峰在1 733 Hz，對(duì)應(yīng)模態(tài)振型為(0, 4)。

(a) 聲功率頻譜；(b) 模態(tài)振型

車輪聲輻射主要由車輪自身振動(dòng)引起，由車輪振動(dòng)響應(yīng)分析中可知，在車輪聲輻射的顯著頻率 2 086 Hz和3 493 Hz處， WH-h比WB-h振動(dòng)級(jí)小，這是導(dǎo)致WH-h在共振頻率處聲輻射小的直接原因；同時(shí)這2個(gè)峰值頻率對(duì)應(yīng)的模態(tài)是徑向模態(tài)(1, 0)和(0, 6)，前者表現(xiàn)為輻板劇軸向振動(dòng)進(jìn)而帶動(dòng)踏面位置運(yùn)動(dòng)，而后者表現(xiàn)為輪輞整個(gè)位置的彎曲運(yùn)動(dòng)而帶動(dòng)踏面彎曲，這是導(dǎo)致WB-h踏面位置振動(dòng)劇烈的原因，而(0, 4)模態(tài)則導(dǎo)致WH-h在1 733 Hz處的劇烈振動(dòng)，因此，2種車輪通過(guò)各自顯著共振頻率處的模態(tài)振型差異導(dǎo)致了振動(dòng)差異，進(jìn)而影響車輪的聲輻射特性。

4 結(jié)論

1) 環(huán)?輪結(jié)構(gòu)與原輪結(jié)構(gòu)相比，固有頻率幾乎不變。

2) 對(duì)于厚輪緣車輪，硬阻尼材料減振降噪效果更好，而對(duì)于達(dá)到鏇修極限的薄輪緣車輪而言，軟阻尼材料更好，因此，對(duì)于車輪實(shí)際運(yùn)營(yíng)過(guò)程中，預(yù)測(cè)2種阻尼材料會(huì)伴隨服役時(shí)間的不同而交替發(fā)揮出各自的作用。

3) 厚輪緣車輪和薄輪緣車輪分別代表新出場(chǎng)車輪和鏇修極限下的車輪，代表了車輪實(shí)際運(yùn)營(yíng)下的2個(gè)極端，從兩者差值對(duì)比結(jié)果可見(jiàn)，伴隨車輪服役周期的增加，由于車輪自身幾何尺寸的改變導(dǎo)致車輪聲輻射的差異，表現(xiàn)為隨著服役時(shí)間的增加，聲輻射有增加的趨勢(shì)；而阻尼環(huán)的存在聲功率級(jí)總值控制在0~2 dB之間，表現(xiàn)出在車輪服役周期內(nèi)具有較好的適用性能。

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(編輯 陽(yáng)麗霞)

Analysis of key parameters of metro vehicle damping ring wheel during service period

DENG Xin1,ZHANG Xuefei1,GENG Zhuo1,CHU Lixia2

(1. School of Urban Rail Transit, Changzhou University, Changzhou 213164, China; 2. Southwest Jiaotong University Changzhou Institute of Railtransport, Changzhou 213164, China)

In order to study the acoustic and vibration characteristics of the damping ring wheel of the subway vehicle during the service period, the acoustic and vibration characteristics of the damping ring wheel were studied in the semi-anechoic chamber. The experimental results were analyzed combined with finite element simulation. The results show that the damping ring of soft or hard damping materials has different effects on the vibration and noise reduction of wheels at different service times. For the thick rim wheels, the damping rings of the hard damping material are better. For the thin rim wheels of reaching the limit of turning, the damping rings of soft material are better. The size of the wheel itself changes during the service period, resulting in the increase of the acoustic radiation of the wheel. The existence of the damping ring controls the total value of the sound power level change between 0~2 dB, which shows that the damping ring having a good performance during the service period.

simulation modeling; acoustic vibration analysis; damping wheel; damping material; wheel service time

10.19713/j.cnki.43?1423/u.2018.08.030

U260.331+1

A

1672 ? 7029(2018)08 ? 2140 ? 08

2017?05?27

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(U1434201，51475390)

張學(xué)飛(1965?)，男，江蘇丹陽(yáng)人，教授級(jí)高工，從事車輛工程的教學(xué)與研究；E?mail：zxf5608@163.com