- PDF 免费下载

101 文章编号 :1006-1355(2013)03-0101-05 高速列车车体结构振动和车内声学特性分析刘太祥, 龚兴龙, 宗路航, 宣守虎 ( 中国科学技术大学近代力学系中国科学院材料力学行为与设计重点实验室, 合肥 230027) 摘要 : 为了研究高速载客列车车体结构振动及车内声学特性, 建立高速列车有限元模型, 对全车体进行模态分析和轨道谱响应分析, 并基于声与结构耦合对车体内腔进行声学模态分析车体前 200 阶固有模态频率跨度为 0.62~ 100.27 Hz, 前 6 阶 0.62~1.51 Hz 为车身整体相对于转向架的低频振动, 其余各阶为车身结构的弹性振动当施加我国 200 km/h 等级提速线路通用轨道谱激励时, 体振动在 0~2.00 Hz 的低频有较大响应车体内腔前 200 阶声学模态频率跨度为 0~126.66 Hz, 在 20~100 Hz 之间模态比较密集关键词 : 振动与波 ; 结构振动 ; 声学特性 ; 高速列车 ; 轨道谱分析中图分类号 :U260.16;U260.11 + 1 文献标识码 :A DOI 编码 :10.3969/j.issn.1006-1335.2013.03.023 Analysis of Structural Vibration and Internal Acoustical Characteristics of High-speed Passenger Train LIU Tai-xiang, GONG Xing-long, ZONG Lu-hang, XUAN Shou-hu ( CAS Key Laboratory of Mechanical Behavior and Design of Materials, Department of Modern Mechanics, University of Science & Technology of China, Hefei 230027, China ) Abstract : The finite element model of a high-speed passenger train was established to investigate its structural vibration and internal acoustic characteristics. Modal analysis and track spectral analysis were carried out for the entire train. The acoustical response property inside the vehicles of the train was analyzed with the acoustic-structure coupling effect considered. The result of structural modal analysis indicates that the first 200 order natural frequencies of the train are ranged in 0.62~100.27 Hz. For the first 6 order, the frequency range is limited in 0.62~1.51 Hz, which is the vibration of the whole body of the train relative to the bogies. The others are the structural elastic vibrations of vehicles. Under the exciting of the domestic general track spectrum of the railways in the level of 200 km/h, the displacement response of the vehicles is larger in the low frequency range of 0~2 Hz. The first 200 order natural frequencies of the vehicle s cavity are ranged from 0 Hz to 126.66 Hz, and the modals are quite concentrated in the frequency range of 20~100 Hz. Key word : vibration and wave ; structural vibration ; acoustical response ; high-speed train ; track spectrum analysis 车内噪声是列车综合舒适度的衡量指标之一, 是列车设计和生产过程中必须考虑的重要因素根据我国国家标准 GB/T12816-2006 铁道客车内部噪声限值及测量方法, 列车运行时乘客室噪声声压 A 收稿日期 :2012-06-25; 修改日期 :2012-08-09 基金项目 : 中国科学院知识创新工程重要方向项目新一代高速列车噪声机理及其降噪技术研究 ( 编号 :KJCX2-EW-L02) 作者简介 : 刘太祥 (1987- ), 男, 贵州遵义人, 硕士, 从事智能材料和振动控制研究通讯作者 : 龚兴龙, 男, 教授 E-mail: gongxl@ustc.edu.cn 声级的上限值为 68 db 随着列车运行速度的提高, 轮轨激励频率范围更宽空气动力作用更加明显, 使得车体结构振动的形式更加复杂, 本文借助全车体有限元分析, 基于声与结构耦合对车体内腔进行声学模态分析, 为高速列车乘客室内部声学特性设计提供参考依据影响车内噪声响应的因素很多, 国内外已有很多学者对此进行了探索和分析 THOMPSON 基于实验测试和部分计算工作对铁道车辆系统轮轨振动噪声和气动噪声作了系统分析, 并对车辆内部噪声 [2] 的产生及其影响进行了分析研究潘勇和梁习峰对动车组车内噪声和车外噪声源识别进行了研究分

102 高速列车车体结构振动和车内声学特性分析 2013 年 6 月 [2] 析针对某型高速列车车内噪声特性, 范蓉平等 [3] 基于试验研究, 指出该型列车车内噪声偏高, 低频噪声突出, 噪声随空间分布不均匀,50~250 Hz 低频段噪声突出等现象王丽红和高伟分析了 CRH2 动车组的主要噪声源, 研究了轮轨噪声气动噪声和 [4] 其他主要噪声的降噪控制方法杨新文等 [5] 研究了高速列车运行产生的轮轨噪声在车内噪声品质客观评价方面, 张伟等 [6] [7] 和叶贵鑫等, 对列车运行时车内不同位置的各种心理学参量进行了分析在 [8] 模拟仿真方面, 李凌轩等, 应用大型有限元软件 ANSYS, 对客运列车车厢进行了 0~100 Hz 的谐响应分析, 并结合人体各部位固有频率, 分析了客运列 [9] 车固有振动特性对人体的影响杨晓宇等人, 对高速列车气动噪声进行了 Lighthill 声类比的有限元分析由于目前将列车全车体结构作为一个整体进行振动特性分析, 并以此开展车内声学特性分析的研究工作还不够本文结合新一代高速列车噪声机理及其降噪技术研究基金项目课题研究, 应用有限元分析软件 ANSYS 建立了高速列车全车体结构模型, 计算车体结构的振动特性, 然后基于声结构耦合对车体内腔的声学特性进行了分析 1 声结构耦合有限元分析基础声结构耦合的主要问题在于声学流体与固体结构界面载荷传递的双向性问题下面参考 ANSYS 理论手册, 对声结构耦合方程作简要概括如图 1 所示, 假设耦合界面处由于流体压强的存在及变化引起结构所受载荷的传递矩阵为 R, 可以建立结构控制方程 [ ] M s 流体控制方程 Ü + [ ] [ M f ] { P } + [ ] K s { U } = { F s } + [ R] K f P = { } F f - ρ 0 [ ] P (1) R T Ü (2) 由 (1) 和 (2) 得到界面的耦合控制方程 é M s 0 ù Ü ê ú ëρ 0 R T M f û P + é K ë ê s -Rù U 0 K ú f û P = ì F s ü í ýþ (3) î F f 其中 M s K s F s 和 U 分别为固体结构的质量矩阵刚度矩阵施加于结构上的载荷向量和位移自由度,M f K f F f P 和 ρ 0 分别为流体的质量矩阵等图 1 声结构耦合示意图 Fig. 1 The scheme for the Fluid-Structure interaction 效压缩刚度矩阵流场载荷向量压强和密度 2 全车体有限元建模车体建模以 CRH2 动车组载客车厢为参考, 为方便有限元计算分析, 作了适当的简化, 模型如图 2 所示车体结构简化为以底架蒙皮和转向架为主, 同时对蒙皮结构的车顶和侧墙采用三层板结构, 外蒙皮和内蒙皮之间用折叠板连接各结构建模所使用的单元类型如表 1 所示由内蒙皮底架地板和端墙包络形成一个封闭的腔体形成车内空气建模有限单元的大小控制在 0.05~0.2 m, 其中声学流体单元大小控制在 0.10 m, 计算前选择相应的节点与单元, 指定声学流体与结构相互作用界面 (Fluid-Structure Interaction,FSI) 图 2 全车体模型 Fig. 2 Model of high-speed passenger train 车身主要材料为中空型材铝合金, 转向架轮组结构材料主要为特殊钢材, 均设定为各向同性材料窗体部分玻璃材料密度设定为 2 500 kg/m 3, 弹性模量设定为 72 GPa, 并视为各向同性线弹性材料, 不考虑玻璃的硬脆性弹簧为线性弹簧, 垂向刚度表 1 车体建模单元及其配置 Tab. 1 The Finite Element types for modeling the train 单元类型 SHELL 181 SOLID 285 COMBIN 14 FLUID 30 部件材料底架地板蒙皮端墙和门窗等铝合金型材玻璃转向架联接螺钉等特殊钢材联接弹簧无内腔空气室温空气

103 为 204 kn/m, 纵向和横向刚度均为 174 kn/m 车内声腔空气设定为室温 20 常压条件下, 其密度约为 1.205 kg/m 3, 声速约为 343.4 m/s, 边界吸声系数为 0.2 3 车体结构振动特性分析包括车体结构固有模态分析和高速运行时轨道不平顺引起的车体结构线性系统谱响应分析两种分析均只约束车轮与轨道接触处, 谱分析时在该处施加激励 3.1 车体结构模态分析计算了前 200 阶车体固有模态, 固有频率跨度为 0.62~100.27 Hz, 表 2 中列出了部分模态图 3 第 7 阶振动模态 Fig. 3 The 7 th order mode 表 2 车体固有振动举例 Tab. 2 Examples of natural frequency of the train 阶数固有频率 /Hz 振型说明 1 0.62 车身侧滚 2 1.16 车身纵向振动 3 1.27 车身沉浮 4 1.38 车身摇头 5 1.46 车身横动 6 7 20 1.51 14.48 31.56 车身点头车身侧扭车身波浪形振动图 4 第 50 阶振动模态 Fig. 4 The 50 th order mode 50 50.48 车身波浪形振动前 6 阶固有振动主要为车身相对于转向架的低频刚体振动, 从第 7 阶之后为车身结构弹性振动, 图 3 图 5 为若干振型示意图整体来看, 车体振动模态随阶数的增加而变得更加复杂, 且模态变得更密集但当模态频率靠近某子结构的固有频率时, 整车体振动主要表现为该子结构的振动模态, 从整车来看振动形式却变得相对简单了 3.2 轨道谱激励响应为了考察列车在高速运行时由于轨道不平顺引起的车体结构响应, 参考陈宪麦王澜和陶夏新等人 [10] 总结并提出的我国干线铁路通用轨道谱, 取图 6 轨道谱为激励, 设定列车运行速度为 200 km/h, 对车体进行谱响应分析图 7 给出了车体的位移 ( 包括刚体位移和弹性变形 ) 响应云图, 该图表示了车体结构各个部分最大概率的值从响应云图来看, 位移响应范围为 0.004~0.026 m, 转向架振动在 0.004 m 左右, 而车身结构振动幅值在 0.026 m 左右图 5 第 70 阶振动模态 Fig. 5 The 70 th order mode 为了解车体各处节点响应, 如图 8 图 9 所示, 代表性选取端墙门板上节点 28 695 和车身中部节点 121 009 举例如下左侧和右侧分别为横向位移响应 PSD 和垂向位移响应 PSD, 节点位移响应 PSD 在大于 2 Hz 后值几乎处于 10-6 ~10-10 量级虽然量级跨度大, 但值相对于前面已经非常小了, 故后面的曲线未给出整体来看车体结构在低频时, 其位移响应较大值集中在 0.6 1.3 和 1.5 Hz

104 高速列车车体结构振动和车内声学特性分析 2013 年 6 月图 6 我国 200 km/h 等级提速线路的轨道谱 Fig. 6 PSD of track irregularities 图 7 轨道谱激励计算结果 Fig. 7 The response of track spectrum excitation 图 8 节点 28 695 横向和垂向位移响应 PSD Fig. 8 The displacement response PSD of node 28 695 图 9 节点 121 009 横向和垂向位移响应 PSD Fig. 9 The displacement response PSD of node 121 009 4 车内声学特性分析基于整体有限元模型, 计算了前 200 阶声结构耦合固有模态, 频率跨度为 0~126.66 Hz, 其中 0 Hz 代表内腔的静压模态频率图 10 给出了车体内腔各阶声学模态频率可以看到, 在小于 20 Hz 低频阶段, 模态频率随阶数快速上升之后频率增加变得缓慢, 且固有频率随阶数增加变得更加密集但固有频率在 100~120 Hz 之间随模态阶数有较快的增大图 11 图 13 给出了声结构稳定耦合模态分析计算结果的示例, 声模态和结构模态具有相同的模态频率计算时声学流体和结构在界面通过赋予 FSI(Fluid-Structure Interaction) 属性进行载荷传递和耦合内腔声学流体本身为车体结构所包围, 整个模型为一体的, 但为了方便结果分析, 将车身与内腔分列给出其中左侧图为各阶模态下车身结构位移云图, 右侧为对应模态阶数下内腔声压云图车体内腔声学模态随着阶数的增加, 其复杂程

105 度有所增加对于低频的声学频率, 振荡模式多以对称振荡为主, 且振荡模式简单而优美当振荡频率提高后, 非对称振荡越来越突出对比车身结构的位移模态和内腔声学模态, 声学模态与结构模态形式对应且紧密相关 5 结语图 10 车体内腔各阶声学模态频率 Fig. 10 The acoustical natural frequency of inner cavity 本文建立了高速列车车体结构整体的有限元简化建模, 并基于所建立的模型, 对全车体结构的振动与车内声学特性进行了分析对车体结构的模态分析, 提取了前 200 阶固有模态, 固有频率跨度为 0.62~100.27 Hz 其中的前 6 阶主要为车身相对于转向架的刚体运动模态, 从第图 11 第 13 阶 20.60 Hz 耦合模态 Fig. 11 The 13 th order coupled mode with a natural frequency of 20.60 Hz 图 12 第 56 阶 50.36 Hz 耦合模态 Fig. 12 The 56 th order coupled mode with a natural frequency of 50.36 Hz 7 阶之后为车身结构弹性振动模态整体来看随着模态阶数的增加, 车体振动越加复杂, 且模态频率越加密集对车体在我国 200 km/h 等级提速线路轨道谱激励下的响应考察表明, 车身的最大概率响应幅度约为 2.6 cm, 且主要在 0.60~2.00 Hz 的低频处有较大响应对车体内腔声学特性的计算考察, 提取了车体结构和内腔空气整体前 200 阶耦合模态, 频率跨度为 0~126.66 Hz 以直观的模态阶数为参考, 内腔声学模态对应频率, 在 0~20 阶和 180~200 阶出现了小区域快速增大而且, 随着模态阶数增加, 内腔声学模态更加复杂, 振动更加趋于不对称 ( 下转第 141 页 )

141 分析首先方向盘 3 200 r/min 附近振动过大, 据响应频率可判断激励源为发动机, 其次通过方向盘模态测试判断方向盘本身未产生共振, 可判定须从路径寻找原因, 最终通过频谱分析及模态测试确定传动轴共振是引起方向盘振动过大原因 ; (2) 橡胶阻尼参数不易控制, 吸振器往往不像理论仅对单一频率衰减, 对比增加吸振器后传动轴模态, 发现吸振器对 105 Hz 附近较宽频均起到吸振效果,100 Hz 102 Hz 105 Hz 及 116 Hz 消失,124 Hz 出现 ; (3) 实车路试工况, 发动机转速 3 200 r/min 附近方向盘振动过大是由于传动轴 105 Hz 共振通过转向拉杆传递到方向盘, 解决方案是安装传动轴动力吸振器功案例为此类问题解决提供参考 ; (4) 以上问题解决中, 试验模态辨识起到重要作用主要表现在确定共振位置, 评价吸振器效果, 并为系统及各零部件正向开发提供参考依据参考文献 : [1] 庞剑, 湛刚, 何华. 汽车噪音与振动理论与应用 [M]. 北京 : 北京理工大学出版社,2008. [2] 沈伟, 易斌, 陆伟领. 动力吸振器在降低车内噪声中的应用 [J]. 汽车工程,2010,32(8):90-92. [3] 杨亮, 吴行让, 张硕, 谭万军. 汽车怠速方向盘振动控制研究 [J].,2011,31(5):80-85. [4] 谢明睿, 黄炯, 程教育. 基于 LMS TEST LAB 的怠速方向盘振动优化 [A]. 杭州 :2009 年 LMS 中国用户大会论文集 [C]. 2009. [5] 张永利. 怠速方向盘抖动的研究 [A]. 合肥 : 第二十一届全国振动与噪声高技术与应用学术会议论文集 [C]. 2008. [6] LMS Test. Lab 10 B Manual. [7] Guillaume P, P. Verboven, S. Vanlanduit, H. Vander Auweraer, B. peeters. A poly-reference implementation of least-squares complex frequency-domain estimator[a]. Kissimmee: In Proceedings of IMAC 21, the International Modal Analysis Conference[C]. 2003. [8] Pintelon R, J. Schoukens. Systen Identification: a frequency domain approach[a]. New York: IEEE Press [C]. 2001. [9] 慕乐, 周鋐. 基于传递路径分析的怠速工况下转向盘振动路径识别及改进 [J]. 汽车技术,2011(4):16-19. [10] 赵玫, 周海亭, 陈光冶. 机械振动与噪声学 [M]. 北京 : 科学技术出版社,2005. ( 上接第 105 页 ) 图 13 第 106 阶 70.02 Hz 耦合模态 Fig. 13 The 106 th order coupled mode with a natural frequency of 70.02 Hz [2] 潘勇. 动车组车内噪声和车外噪声源识别研究 [D]. 长沙 : 中南大学,2009. [3] 范蓉平, 孙旭, 孟光, 等. 高速列车车内噪声特性研究 [J]. 振动工程学报,2004,17(z2):1097-1100. [4] 王丽红, 高伟. CRH2 型动车组噪声控制及改进建议 [J]. 铁道运营技术,2010,16(4):51-53. [5] 杨新文, 翟婉明, 和振兴. 高速列车运行产生的轮轨噪声预测 [J].,2011,31(3):89-94. [6] 张伟, 陈光雄, 肖新标, 等. 高速列车车内噪声声品质客观评价分析 [J]. 铁道学报,2011,33(2):13-19. [7] 叶贵鑫, 刘岩, 杨冰, 等. 高速动车组噪声测试及其声品质客观参量分析 [J].,2011,6(3): 85-88. [8] 李凌轩, 宋桂秋, 马源源, 等. 基于 ANSYS 分析客运列车固有振动特性对人体的影响 [J]. 振动与冲击,2011,30 (1):121-123,161. [9] 杨晓宇, 高阳, 程亚军, 等. 高速列车气动噪声 Lighthill 声类比的有限元分析 [J]., 2011,31(4):80-84,127. [10] 陈宪麦, 王澜, 陶夏新, 等. 我国干线铁路通用轨道谱的研究 [J]. 中国铁道科学,2008,29(3):73-77.

2013-03