高速列车气动噪声数值仿真

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汽车气动噪声的数值模拟分析

汽车气动噪声的数值模拟分析随着车辆性能的提高及高等级公路的建设,车辆的速度越来越快，车辆外流场的气动噪声以车速的6次方的数量增长。

因而，当车辆的其它噪声得到有效的控制后,车辆的气动噪声就变得尤为重要了。

70年代，研究人员发现,车速为70km/h的情况下,气动噪声的范围为62~78dB,而在速度为110km/h的情况下,气动噪声的范围达到80~90dB。

新的研究表明,车速超过100km/h,气动噪声对车外噪声的影响己超过了其它噪声。

数值模拟方法可在新车设计初期的造型阶段进行气动噪声的预测，为选型及造型参数修改提供依据，从而可以较早地得到较理想的产品，避免产品缺陷。

文章以一款车型为例进行了气动噪声的数值模拟。

1湍流模型的选择气动噪声模拟可以选择几种不同的数值方法，大涡模拟可以得到精确的模拟效果，但要求生成的网格质量好，计算比较耗时。

在产品设计的初始阶段，往往需要噪声的大致分布情况，基于模型的噪声源方法可以解决这一问题。

模型的湍流动能输运方程：湍流动能耗散率输运方程：2模型网格的划分和计算域的建立模型是在CATIA软件上建立的，然后导入ICEMCFD软件中进行网格划分。

为了提高计算的效率，对模型的底部进行了简化处理。

根据经验，流场仿真计算所取的计算域到达一定的大小时，汽车的流场就不再受计算域大小的限制。

假设汽车模型长为L，宽为W，高为H，则计算域的取法为汽车前部取3L，侧面取4W，上部取5H，汽车后部取7L。

为了解决汽车求解域大，网格数目多的难点，按照离车身的距离不同，网格的大小也不同：离车身近的区域网格划分比较密，使之能够清楚的表现车身表面附近的细致情况。

而远离车身的区域，网格可以适当的稀疏，以减少网格的数量，节约计算时间。

最终网格划分结果如图1所示，网格数1369839。

3边界条件1)入口边界。

入口边界为速度边界。

2)出口边界。

出口边界为压力边界。

3)地面边界。

假设汽车行驶的工况：在静止的空气中（无风条件下）、平直的路面上等速直线运动。

高速列车集电部气动噪声数值模拟

ＦＵＮ对不合导流罩及含导流罩集电部的外流场和气动噪声分别进行数值模拟和分析．流场计ＬＥＴ算采用稳态雷诺平均纳维斯托克斯（ｅｎｌｓＡｅｇｄＮｖｅ—ｔｋｓＡＳ方法，学模型选择ＲｙｏｖｒｅａｉＳｏｅ，ＲＮ）ｄａｒ声
ｓａｙｓｔＲｙｏｓｖｒｇｄＮｖｒＳｋｓＲＮ）ｍｔｏｎｅｂｕｄｒｙｒｏｓｕｃｏｅｔｄ — ａｅｎｌｅａｅａｉ —ｔｅ（ＡＳｅｈｄａｄｔｏｎａｙａｅｉｓｒｍｄｌｅｔｅｄＡｅｏｈｌｎｅｏｅ
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超高速列车车内噪声预测仿真

超高速列车车内噪声预测仿真摘要本文以我国500km/h超高速列车转向架区域车内噪声为研究对象，基于混合有限元与统计能量分析（FE-SEA）方法建立其车内噪声混合预测模型。

并将其车内噪声仿真预测计算结果与现场实测结果进行对比，验证了该混合预测模型的有效性。

关键词超高速列车；车内噪声；混合FE-SEA方法随着我国高速铁路的飞速发展，列车的运行速度不断地提高，车内外噪声也随之不断地提高。

高速列车车外噪声主要是对高速铁路沿线环境造成污染，而车内噪声则主要影响着车内司乘人员的乘坐舒适性。

过高的车内噪声，会造成驾驶员迅速疲劳，对车辆行驶安全性构成极大的威胁；振动噪声能够会引起列车某些部件的疲劳损坏，降低列车的使用寿命。

1 噪音的来源高速列车噪声问题可分为车外噪声和车内噪声两个方面，如图1所示。

1.1 列车噪音源及传播途径高速列车车外噪声主要包括轮轨噪声、气动噪声、弓网噪声和高架结构二次辐射噪声四大类。

高速列车车内声场声源众多，大致可分为三种类型：直达声、透射声和振动辐射声。

三种声源类型传播方式如下：直达声通过空气传播到室内；透射声先通过空气传播到车体，继而透过车体结构材料，传到车内的声音；各种振动激励源通过车体结构将振动能量传递至车厢，进而激发车厢结构振动，产生辐射声。

因此，高速列车车内噪声来源可归为空气传播声和结构传播声两种。

1.2 降低噪音的策略在了解了噪音的传播途径后，我们制定降低车内噪音的方案。

根据现有相关噪声设计规范或标准限值确定车内噪声的目标值；结合高速列车设计结构和车内噪声声源特性，确定车内噪声敏感部位；针对具体的声源和其传播特性，提出低噪声设计方案；结合现场测试数据和建立的仿真预测模型，与车内噪声控制目标值比较，对低噪声设计方案作出预测评估；形成闭环回路，调整低噪声设计方案，直至满足相关要求，如图2。

2 混合FE-SEA方法有限元（FE）方法和统计能量分析（SEA）方法是计算复杂系统振动声学耦合问题常用的两种方法。

气动噪声特性的仿真与实验分析

气动噪声特性的仿真与实验分析在现代制造业中，气动噪声成为了一个重要的问题。

高噪声会影响工作环境，降低工作效率，甚至对工人身体健康构成危害。

因此，在设计气动系统时，需要考虑噪声控制措施，以确保生产的可持续性和卫生安全。

本文将介绍气动噪声特性的仿真与实验分析方法，希望能对噪声控制措施提供参考。

一、气动噪声特性气动噪声特性是指气体在运动过程中产生的声波的音量和频率等特性。

气体流过窄阀门、喷嘴、管道、转子等流动部件时，声场将发生不同程度的波动和压力变化，产生噪声。

气动噪声的特点是发散、复杂、低频、宽频带、不稳定、脉动性强等。

这些特点给噪声控制带来了极大挑战。

二、气动噪声的影响因素1、气体流动参数：如流量、速度、压力、温度等。

2、气体流动的结构：如转子、喷嘴、管道、泵、风机等。

3、气体流动环境：如空气、液体、气体混合物等。

4、气体流动方式：如稳态流动、脉动流动等。

5、气体流动介质：如空气、自然气、蒸汽、燃气等。

三、气动噪声的仿真分析在噪声控制的早期阶段，使用气动噪声仿真分析进行设计和预测是一种常见方法。

现代仿真技术可以使用计算流体力学软件 (CFD) 建立数字模型，并模拟气体流动和声波传播。

仿真分析可以指导噪声控制的设计和实施，节省时间和成本。

四、气动噪声的实验方法虽然气动噪声仿真分析已经成为了常用方法，但实验分析仍然非常重要。

实验可以验证仿真分析的准确性并得出更精确的数据。

在实验中，可以使用声学测量设备如声级计、频谱分析仪等来测量噪声水平。

同时，可以尝试使用各种噪声控制措施，如隔声板、吸声材料等来降低噪声水平。

五、气动噪声控制方法在进行气动系统的噪声控制时，可以尝试以下方法：1、改变气体流动方式：采用稳态流动或远离共振频率的频率，可以降低噪声水平。

2、改变气体流动介质：使用减少气动噪声的流体介质，如油膜、吸声涂层液体等。

3、使用吸声材料和隔声板：通过外部介质材料对气体流动和声场进行隔离，可以降低噪声水平。

高速列车头车外流场气动噪声的仿真与实验研究

高速列车头车外流场气动噪声的仿真与实验研究姜世杰;杨松;吴丹;闻邦椿【摘要】针对高速列车的头车进行全尺寸三维模型和流场流域的创建,并通过k-ε湍流模型计算稳态流场;在稳态流场的基础上,采用宽频带噪声模型计算头车表面的气动噪声源;利用大涡模拟(LES)方法计算瞬态流场,进而获取车身外表面的脉动压力;再基于瞬态流场,采用Lighthill声类比理论研究头车远场气动噪声的计算.最后,比较气动噪声的仿真分析结果与实地试验结果,验证了仿真结果的正确性.【期刊名称】《东北大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(039)008【总页数】6页(P1137-1142)【关键词】高速列车;气动噪声;Lighthill声类比理论;仿真分析;实地试验【作者】姜世杰;杨松;吴丹;闻邦椿【作者单位】东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳 110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳 110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳 110819【正文语种】中文【中图分类】U270.16随着列车运行速度的提高,很多低速运行时被合理忽略的问题变得越来越突出,并严重制约着列车高速技术的发展.列车高速化中最严重的问题之一是噪声的影响,此噪声主要包括轮轨噪声和气动噪声[1-2].随着轮轨噪声的有效控制及列车运行速度的不断提高,气动噪声成为高速列车噪声中越来越重要的组成部分[3-4].研究[5]表明,当车速达到250 km/h时,高速列车气动噪声将超过轮轨噪声,成为最主要的噪声源.急剧增大的气动噪声不仅严重影响乘客的舒适度和铁路沿线居民的日常生活,还可能引起周围设备和建筑物等的疲劳破坏,极大地制约着高速铁路的进一步发展.为此,研究高速列车气动噪声的仿真计算和控制方法具有十分重要的意义.目前,在理论研究方面,Lighthill声类比理论的应用最为广泛[6-8],被越来越多地应用于高速列车气动噪声的理论分析.现有的实验研究普遍依赖于风洞试验,即在风洞中安置缩放的高速列车模型,研究气体流动及其与列车模型的相互作用.这是基于相似性原理来了解实际列车空气动力学特性的一种实验方法,具有明显的局限性,主要有边界干扰、支架干扰、低雷诺数和成本高昂等问题[9];在数值研究方面[10],流体力学数值模拟技术的广泛发展为研究高速列车气动噪声提供了更多的依据,但因为相关实验少,过去的研究普遍缺乏仿真结果的实验校核.本文将理论应用于仿真计算,分别计算了稳态流场、列车表面噪声源和瞬态流场,进而获得远场气动噪声的计算结果;同时,利用自行设计搭建的实验台完成了列车远场气动噪声的实地实验研究;通过气动噪声仿真和实验结果的对比分析,验证其正确性并获取列车头车表面气动噪声的分布规律和特点.此外,本文的研究还将为后续整车(多节车厢)气动噪声的仿真和控制提供基础和技术支持.1 仿真计算方法高速列车气动噪声的仿真计算主要包括:应用Realizable k-ε湍流模型计算稳态流场;基于稳态流场的计算,采用宽频带噪声模型计算列车表面的气动噪声源;将稳态流场的结果作为初始条件,利用大涡模拟(LES)方法研究瞬态流场的计算,得出车身外表面的脉动压力;基于瞬态流场的仿真,应用Lighthill声类比理论完成高速列车远场气动噪声的计算.1.1 模型准备针对CRH380B型高速列车头车进行全尺寸的三维建模,模型的长、宽、高为25 700,3 400和3 700 mm,为进一步提高计算效率,本文只对车窗、车门和转向架处作简化处理,如图1所示.图1 列车模型Fig.1 Train head model为保证流场边界域不对流场产生影响,车外流场模型需足够大.本文将流场域定义为长方体,入口边界距离车头20 m,出口边界距离车尾90 m,侧面边界距离车身中线20 m.因为模型为对称体,为便于计算,取模型对称的一半作分析.采用混合网格法对模型进行网格划分,车身表面采用三角形和四边形单元,空间流场域采用以四面体为主、六面体单元为辅的网格划分策略.由于车身表面气体流动复杂,故列车表面生成3层三棱柱形边界层,第一层厚1.25 mm,每层按照1∶1.2的比例增加,总网格数约为500万个,如图2所示.图2 模型和流场域网格划分Fig.2 Model mesh structure of train and flow field1.2 稳态计算目前,由于高速列车的运行速度远低于声速(340 m/s),马赫数远小于1,因此,周围空气可当作黏性不可压缩流体计算,其基本控制方程如下:=0 ,(1)(2)式中:ui表示速度在xi轴方向的分量，i=1,2,3,j=1,2,3,且j≠i;p和ρ分别表示列车周围流场的空气压力和空气密度; μ为空气动力黏度.稳态计算是基于Realizable k-ε两方程湍流模型进行的[11].选用该模型是因其适用的流动类型更为广泛(如有旋均匀剪切流、腔道流动和边界层流动等),且模拟结果相较于标准的k-ε模型更为准确.Realizable k-ε湍流模型关于k和ε的输送方程为(3)(4)式中:xi,xj为位置坐标;ρ为气体密度;σk为湍动能的普朗特数,σk=1.0;Gk是由于平均速度梯度而产生的湍流动能;Gb是由浮力而产生的湍流动能;σε为湍流动能耗散率普朗特数,σε=1.2;E为源项;C1，C2和C1ε为常数，为应力变化率，C2=1.9，C1ε=1.44.稳态流场仿真计算中的主要参数设置如表1所示.1.3 噪声源计算高速列车气动噪声没有明显的频段,属于宽频带噪声,即噪声能量在一个宽频段范围内呈连续分布的状态.在较低马赫数和较高雷诺数下,Proudman等利用声类比理论,对单位体积内各向同性湍流所辐射的声功率进行推导[12],其表达式为(5)式中:α为模型常量;u为湍流速度;l为湍流尺度;c0代表声速.用k,ε的形式,式(5)可表示成表1 稳态设置Table 1 Steady state setting项目类别参数设置一般设置项求解器类型压力修正时长稳态模型Realizable k-ε模型材料空气v=83.3m/s进口k=0.2604m2/s2ε=0.0273m2/s3边界条件出口压力出口地面类型壁面流体域表面对称流体域内部运行计算迭代次数2000Sarkar等[13]针对各向同性湍流进行了直接数值模拟分析,获得αε值为0.1.基于湍流模型的稳态计算,提取流场中各节点的湍流动能和湍流耗散率,计算出各个节点处的声功率,从而获得整车表面的声功率级分布云图.1.4 瞬态计算基于N-S方程在物理空间的滤波分析推导得出的大涡模拟(LES)模型的控制方程,开展了瞬态仿真分析[2].该过程将小于设定过滤宽度的涡旋去掉,而只保留大的涡旋,从而得到其控制方程为(6)(7)式中:τij为亚网格应力,代表小尺度涡对运动方程的影响,式中其他符号的含义详见文献[2].瞬态流场仿真计算中的参数设置如表2所示.表2 瞬态设置Table 2 Transient state setting项目类别参数设置一般设置项求解器类型压力修正时长瞬态模型LES(大涡模拟)材料空气v=83.3m/s进口k=0.2604m2/s2ε=0.0273m2/s3边界条件出口压力出口地面类型壁面流体域表面对称流体域内部运行计算迭代次数40001.5 远场气动噪声计算高速列车远场气动噪声计算采用Lighthill[7-8]推导的声类比理论方法进行研究.根据连续性方程和N-S方程,声传播方程为(8)式中:Tij是Lighthill湍流应力张量，为速度分量；δij为单位张量；eij为流体的黏性应力张量.ρ′=ρ-ρ0,p′=p-p0,ρ0和p0分别为未受扰动时的流体密度和流场压力的均值,ρ′和p′分别为流体密度和流场压力的波动值.当非定常流动区域存在固壁边界时,Curle[14]导出Lighthill方程的解为(9)式中:x是测声点矢量;t为时间;y是声源点矢量;nj是垂直列车外壁向外(指向外流场)的方向余弦;R=x-y;Pij是空气对车身外表面的脉动压力；V是固壁边界围成的体积. 式(9)中包含了两类噪声源[11]:等号右边第一项代表体积四极子声源(源于列车周围流场内部的Lighthill应力);第二项为表面偶极子声源(源于物体的表面压力与黏性剪切应力).由于列车的偶极子声源和四极子声源所产生的气动噪声分别与马赫数的三次方和五次方成正比,因此,四极子声源与偶极子声源所产生的噪声之比与马赫数的平方成正比.本文中所述的高速列车的运行速度约300 km/h,远低于声速,其马赫数仅为0.245,因此高速列车的四极子声源所产生的气动噪声相对较低,可忽略不计[11].由此,高速列车外流场气动噪声的计算公式(9)可以表达如下:(10)(11)式中:P为声压;P0为参考声压,P0=2×10-5 Pa.由此可知,高速列车远场气动噪声的声压可由车身表面脉动压力求得.根据瞬态计算结果,提取车身表面各个节点的脉动压力数值,再根据式(11)便可获得高速列车远场气动噪声的声压预测值.为了比较分析仿真结果与实验结果,在流场域选择两个监测点,记录声压级等信息.监测点位置与后文的实验位置保持一致,其中监测点1的位置距列车轴中心线、车底及车头鼻尖分别为7.5,3.5和4 m;监测点2为7.5,1.5和4 m.2 实验研究目前,高速铁路普遍建在高架桥上(最高可达11 m),以应对地基沉降等问题,且远离城区,地形复杂,致使列车气动噪声的测试变得十分困难.本文利用自行设计搭建的噪声采集平台,包括传声器(BSWA-MP201)、BNC线缆、NI USB-4431采集卡以及计算机等主要设备,在高速铁路沿线测试并记录了CRH380B型列车通过时的噪声、速度等实时信号.其中,传声器安放位置与仿真中监测点保持一致,高速摄像机、测距仪及测速仪通过无限蓝牙装置与计算机相连,实现远程操控.相较于风洞试验,本实验是在线实地试验,结果真实、准确.3 结果分析气流沿车身表面流动,大致被车头分成三部分:其一流向车顶,其二流向车体侧壁,最后一部分流向车头车底的位置.在车头底部的转向架处形成涡流,如图3所示;在车身尾部,由于空气的黏性作用,以及列车表面附着层和地面效应的相互影响,使得列车后部形成涡旋流场,如图4所示.列车的尾流结构反映了列车各部分的分离状态和相互作用的综合效果.图3 车头表面流体速度矢量图Fig.3 Velocity vectors around train head图4 车尾部流体速度矢量图Fig.4 Velocity vectors around train trail如图5所示,列车头部对气流产生压缩作用,使车头附近形成正压区,出现较大的梯度,致使车头鼻锥处的正压力较大,达到4 220 Pa;前窗玻璃和车体的连接处为非流线型过渡区域,因而正压力也较大;由于列车头部向车身过渡的曲率变化明显,使得流体绕流速度加快,流体流向列车斜上方,车身附近出现真空,正压逐渐减小变为负压,在车头向车身过渡处的顶部与侧面弧面处,负压达到最大值(-1 710 Pa);而在车头底部转向架处,由于形状极其不规则,流体流动剧烈而复杂,正压力最大,达到5 210 Pa.图5 列车头车表面脉动压力云图Fig.5 Pulsating pressure chart of train head从图6可以看出,表面噪声源云图与脉动压力云图相对应,由于列车鼻锥处以及前窗玻璃和车体连接处的正压力均较大,所产生的气动噪声也较大;在车头向车身过渡处的顶部与侧面弧面处,车身表面附着层与外部流场相互作用,负压为最大,噪声水平相对较高;车身处表面平滑曲率变化小,气流流动平稳,噪声水平低;而在车头和车轮转向架处,表面声功率级最大,这是因为车头将气流分离,转向架表面形状极不规则,在这些部位的湍流流动最为复杂剧烈.图6 列车头车表面声功率级云图Fig.6 Noise source power level chart of train head在进行实车气动噪声分析时,要考虑环境背景噪声的影响,因此在无列车经过时,记录了多组环境噪声信号.为了保证结果的可靠性,本实验共采集5组背景噪声和20组高速列车外流场气动噪声实时数据.图7所示为一组气动噪声与两组背景噪声时域数据的对比.图7 气动噪声和背景噪声对比图Fig.7 Comparison of aerodynamic noise and background noise由图7可知,气动噪声明显高于背景噪声,根据噪声叠加原理,L=10lg(10L1/10+10L2/10+…+10LN/10),若两个噪声源的声压级相差10 dB以上,可只以其中较大声压级的声源作为叠加后的结果(误差<0.4 dB).另外,列车速度达到300 km/h时,气动噪声超过轮轨噪声成为最主要的噪声源[4].因此,轮轨噪声和背景噪声对气动噪声的影响可忽略不计.此外,气动噪声的峰值集中在头车车头部位,而车身表面平滑,曲率变化小,对整体噪声影响小.因此,车身长度的降低不会对车身表面声功率级的分布状况产生影响.对铁路噪声进行测量和评价时,通常采用A声级,因此对仿真计算和实验测量的噪声信号的1/3倍频程A计权声压级结果进行了对比分析,如图8所示.图8 监测点处的1/3倍频程A计权声压级Fig.8 A-weighted sound pressurelevel of 1/3 octave band at monitors(a)—监测点1； (b)—监测点2.由图8可以看出,气动噪声没有明显的频率段,而是在较宽的频率范围内分布,属于宽频带噪声.在频率为1～3 kHz范围内,仿真结果和实验结果吻合较好;在频率低于1 kHz时,仿真结果略低于实验结果(误差小于10%),这是由于仿真模型在车门、车窗及转向架处作了简化处理,而这些地方会导致剧烈的湍流流动,增大气动噪声,因此仿真结果低于实验结果;在频率为3～5 kHz的范围内,仿真结果高于实验结果(误差小于10%),这是因为在仿真条件下地面为固壁,能将所接收的噪声完全反射出去,不造成衰减;而在实验条件下,地面会吸收大量噪声,使得远场气动噪声在高频段处小于理想状态下的噪声.综上可知,模拟计算结果与实地实验结果吻合度较好,仿真模型可靠.4 结论1) Realizable k-ε湍流模型可用于高速列车外流场气动噪声研究,且具有较高的精度.2) 高速列车正压区主要分布在车头和转向架等形状变化较大的部位,负压区主要分布在车头以后车身表面,转向架和列车尾部有涡流形成.3) 高速列车头车表面转向架处气动噪声最大,其次为车鼻锥处,车身产生的噪声较小且无明显变化.4) 在频率为1～3 kHz范围内,实验结果和仿真结果吻合较好;在频率低于1 kHz范围内,仿真结果略低于实验结果(误差小于10%),在频率为3～5 kHz范围内,仿真结果略大于实验结果(误差小于10%).模拟计算结果与实地实验结果吻合度较好,仿真模型可靠.参考文献：【相关文献】[1] Sassa T,Sato T,Yatsui S.Numerical analysis of aerodynamic noise radiation from a 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高速列车气动噪声数值仿真

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引言
随着高速列车速度的提高，噪声污染越来越，严重高速列车气动噪声随速度提升而迅速增加，远高于其他噪声增长幅度．研究表明，当列车运行速度高于 300 km / h，列车运行产生的气动噪声将替代轮轨噪声成为高速列车的主要噪声源．通常，高速列车气动噪声与速度的 6 ～ 8 次方成正［2 ］比，而其他噪声与速度的 2 ～ 3 次方成正比．如何准确地预测高速列车的气动噪声是一个非常有意义的课题．相互作用导致气体的扰动而辐射的噪声气动噪声是指气体自由流动或者物体和气体［3 ］．当前
车身长 l = 76． 6 m，高度 h = 3． 8 m，宽度 w = 3． 2 m．根据相关文献及研究对象的特点，计算区域的总长为 L ＞ 5 l ，高度 H ＞ 20 h，宽度 W ＞ 25 w ，按此取计算域长度 400 m，宽度 110 m，高度 80 m．计算域如图 2 所示．
针对近场噪声，直接监测车身表面定点的脉动压力，对监测所得表面脉动压力的时域值，利用快速傅立叶变换 ( FFT ) 转换到频域．通过 Ffowcs Williams and Hawkings ( FWH ) 方程计算远场噪得到高速列车气动噪声特性．声， 1 ． 1 纳维－斯托克斯方程( NS 方程) 在流体力学中，流体视为连续介质且充满整个空间，并满足物理守恒定律，相对应的数学描述就 S 方程: 是流体的基本控制方程 N-
3． 2
高速列车车头曲面远场气动噪声数值分析高速列车运行时，与空气作用引起的气动噪

CFD数值仿真在高速列车设计中的应用

ｄｕｍ．ｒ
Ｋｅｒｓ：ＣＦＤｍｅｉａｉｕａｉｎ；ｈｉｈｓｅｄｔａｎ；ｖｓｏｓｔｅｉｔｎｃｙｗｏｄｎｕｒｃｌｓｍｌｔｏｇｐｅｒｉｉｃｉｙｒｓｓａｅ；ｖｅｔｓｓｅ；ｗａｅｗａｉｎａｎｙｔｍｔｒｓｙｎｇｉ
ｗａｅｕ；ａｒｄｙｍｉｏｓｔｒｄｒｍｅｏｎａｃｎｉｅ
近年来，随着计算机计算能力的不断提高，以及计算流体动力学（Ｆ本身理论和方法的不断改进，ＣＤ）
中图分类号：Ｖ２１１文献标志码：Ａ
’
关键词：ＣＤ数值仿真；高速列车；气阻力；空调通风系统；箱中水的晃动；动噪声Ｆ空水气
ＡｐｉａｉｎｏｐｌｃｔｏｆＣＦＤｍｅｉａｉｕａｉｎｉｇｐｅａｎＤｅｉｎＮｕｒｃｌＳｍｌｔｏｎＨｉｈＳｅｄＴｒｉｓｇ
维普资讯
第２卷第５９期２００７年１０月
铁
道
学
报
Ｖｏ＿９Ｎｏ５ｌ２．
Ｏｃｏｒ２０ｔｂｅ０７
ＪＯＵＲＮＡＬＯＦＴＨＥＩＣｔｓｒｃ：ＴｈｅｏｙａｃｐｒｏｍａｃｆｉｈｓｅｄｔａｎＨＳｅａｒｄｎｍｉｅｆｒｎｅｏｇｐｅｒｉ（ｈＴ）ｉｒｌｔｄｔｈｒｐｌｉｅｅｆｉｎｙａｄｈｓｓｅａｅｏｔｅｐｏｕｓｖｆｉｅｃｎａｃ

高速列车气动噪声的理论研究与数值模拟的开题报告

高速列车气动噪声的理论研究与数值模拟的开题报告一、研究背景和意义高速列车作为现代化交通工具，其极具发展潜力和广阔前景。

然而，高速列车的气动噪声问题备受关注。

高速列车在高速行驶时，会产生由于空气流过车身表面而产生的噪声，如果不得到有效控制，很容易对乘客、驾驶员和周围环境造成不可忽视的负面影响。

因此，研究高速列车气动噪声的理论和数值模拟，具有重大的科学意义和实用价值。

本文旨在基于理论分析和数值模拟，探究高速列车气动噪声的特性和产生机理，为其进一步的控制和降噪提供科学依据和技术支持。

二、研究内容和方法1.研究高速列车气动噪声的理论基础和产生原理，探究影响气动噪声的主要因素；2.建立高速列车气动噪声的数值模型，使用计算流体力学（CFD）方法，模拟高速列车通过隧道、桥梁等场景中的气动噪声；3.分析高速列车气动噪声的频率特性、声场分布和声压级等参数，探究不同工况条件下气动噪声的变化规律；4.探索高速列车气动噪声控制和降噪的技术手段和方法。

三、预期结果和目标通过本论文的研究，预期达到以下目标和结果：1.深入探究高速列车气动噪声的机理和特性，为其进一步控制和降噪提供科学理论和技术基础；2.建立高速列车气动噪声的数值模拟模型，模拟高速列车在不同场景中的气动噪声，获知噪声的频率特性、声场分布和声压级等参数；3.分析高速列车气动噪声产生机理和控制方法，提出一些有效的降噪方案和技术手段；4.对高速列车气动噪声的研究结果进行实际应用和推广，为高速列车的安全、环保和社会效益做出贡献。

四、论文结构安排本论文预计分为以下几个部分：1.绪论：介绍高速列车气动噪声问题的背景和意义，阐明研究内容和方法，分析预期结果和目标；2.课题背景与技术路线：介绍高速列车气动噪声的相关工作和研究现状，阐述本文的研究方法和技术路线；3.高速列车气动噪声的理论分析：对高速列车气动噪声的机理和产生原理进行理论分析，探究影响气动噪声的主要因素；4.高速列车气动噪声的数值模拟：建立高速列车气动噪声的数值模拟模型，使用CFD方法，模拟高速列车通过不同场景中的气动噪声；5.高速列车气动噪声的特性分析：分析高速列车气动噪声的频率特性、声场分布和声压级等参数，探究不同工况条件下气动噪声的变化规律；6.高速列车气动噪声的控制与降噪：探索高速列车气动噪声的控制和降噪技术手段和方法；7.结论：总结本文的研究成果，对高速列车气动噪声的控制与降噪提出建议和展望。

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点为车头鼻尖位置，曲面曲率最大，点对流体扰动最强烈，致Ａ点声压级幅值和波动幅度最大；导而直接瞬态计算各点声压级波动趋势没有明显规律，各点波动范围都很小，且各点声压级基本都在８９Ｂ范围内波动，有反映出气动噪声的９～２ｄ没
第３３卷第４期２１０２年８月
大
连
交
通大
学
学报
Ｖ０１３３Ｎｏ．．４Ａｕｇ２２．０１
ＪＵＲＮＡＬＯＦＤＡＬＡＮＪＡ０ＴＯＩＩ０ＮＧＵＶＥＲＩＹＮＩＳＴ
文章编号：６３９９（０２）４００ — ５１７－５０２１０ — ０１０
１基本分析理论
针对近场噪声，接监测车身表面定点的脉直
动压力，对监测所得表面脉动压力的时域值，利用
快速傅立叶变换（Ｆ）换到频域．过ＦｏｃＦＴ转通ｆｓｗＷｉｉｎａｋｎｓＦＨ）程计算远场噪ｌａａｄＨｗｉｇ（ｗ— 方ｌｍｓ声，到高速列车气动噪声特性．得
动噪声，并对采用直接瞬态法计算气动噪声的可行性进行了分析计算．研究结果表明气动噪声分布于很
宽的频带内，明显的主频，于宽频噪声．无属在低频中气动噪声能量较大，在高频上能量较小．以稳态结
果作为初始值的计算方法能准确地预测高速列车的气动噪声特性，同时节省计算时间；直接瞬态计算的
气动噪声结果没有明显的规律，反映不出列车的气动噪声特性．关键词：高速列车；气动噪声；脉动压力；声压级
文献标识码：Ａ
０引言
随着高速列车速度的提高，声污染越来越噪严重，速列车气动噪声随速度提升而迅速增加，高远高于其他噪声增长幅度．研究表明，当列车运行速度高于３０ｋ／，０ｍｈ列车运行产生的气动噪声将
例因子而增大．
求解器设置
簧＝
（一｝
毒ｃ仆毒ｃ（２．４５｝）
式中，。远场声速；表示表面法向速度；（ａ指６
列车行驶速度为２０ｋ／，０ｍｈ直接瞬态计算和
第４期
张军，：等高速列车气动噪声数值仿真
高速列车气动噪声数值仿真
张军，黄艳艺，文忠兆
（大连交通大学交通运输工程学院，宁大连１６２）辽１０８摘要：建立了高速列车组包括头车、中间车、车及外部空间在内的气动噪声计算物理模型，声学理尾从
论出发，结合列车实际运行的边界条件，运用以稳态结果作为初始值进行瞬态计算，预测了高速列车气
倍的时间．
附表求解器设置
一
图４车头监测点布置图
图５和图６所示分别为列车运行速度２００
ｋ／，接瞬态计算和以稳态结果作为初始值的ｍｈ直瞬态计算中Ａ，ｃ和Ｄ点的脉动压力通过快速Ｂ，傅里叶变换得到近场气动噪声声压频谱图．可见，在以稳态结果作为初始值的瞬态计算结果中，四
在流体力学中，流体视为连续介质且充满整个
空间，满足物理守恒定律，对应的数学描述就并相
是流体的基本控制方程ＮＳ方程：．
收稿日期：０２０－６２１－３２
基金项目：国际科技合作计划资助项目（００Ｆ８００２１ＤＢ０５）作者简介：张军（９４一）男，１６，副教授，士，博主要从事车辆声学仿真、噪声控制、优化设计等的研究
ａｐａｕ，ｐ
＋ —
—
：０
（２）
・
３ｔ
Ｏｉｘ
苦（—＝（Ｈｐｊ —）ｕｕ
式中，（一）指按空间滤波；Ｐ表示流体的密度；ｔ
指时间；和分别表示过滤后的速度分量；／ｘ是湍流黏性系数；指亚网格应力（Ｇ丁ＳＳ应力），
常，高速列车气动噪声与速度的６～８次方成正比，而其他噪声与速度的２～３次方成正比．如何准确地预测高速列车的气动噪声是一个非常有
意义的课题．
作为初始值进行瞬态大涡模拟计算，预测了高速列车产生的气动噪声；用直接瞬态法对相同工并况下的气动噪声进行了计算，两种方法计算的对
（２１）
观测点的噪声，即使这些点不在计算区域内．
计算空气动力学模型
由于列车外形复杂且细长比很大，行气动进
２１车体外轮廓几何模型．
噪声计算很困难，车体几何模型做了简化．对高速列车包括头车、车及一节中间车厢，虑到空调尾考导流罩，电弓导流罩，向架安装部位对气动噪受转声的影响，几何模型保留这些结构的几何特征，如
以稳态结果作为初始值进行瞬态计算两种方法边
界条件设置相同，附表．者采用大涡模拟湍流如前
Ｄ
模型，者以标准模型计算所得的稳态结果作为后初始值采用大涡模拟湍流模型进行计算．相同在的时间步的条件下，者计算时间比后者多了一前
个点的声压级都在一定的范围内波动，着频率随的增加，压级逐渐减小，声因此气动噪声在低频的能量较大，频的能量较小；高四个点的声压级中
３数值结果分析
３１高速列车车头曲面近场气动噪声数值分析．
毒嚣＋）薏］
式中，Ｐ是流体密度；，，分别为笛卡尔坐标：。系的三个坐标变量；是流体速度矢量，在方向上的分量为 Ⅱ ，在方向上的分量为ｕ；是流ｊ
体动力粘度；Ｐ是流场中的压力；ｆ是作用在流体
Ｅｍａ：ｈ＠ｄｔ．ｄ．ｎ－ｉｚｊｊｅｕｃ．ｌｕ
２
大连交通大学学报
第３３卷
Ｐ＝／（Ｖ＋ｐ一ｐＪ击＋ｕｆｌｉＪ）
ｄｕｉ
是Ｄｒｃｅａ函数；（指Ｈａｉｄｉｄｌａｔｅｖｓｅ函数；ｉＰ表示应力张量．利用ＦＨ方程，以求解声场任意ｗ．可
边界对声音的影响，去四极子和单极子声源影略
响，导出ＦＨ方程为：推Ｗ—
因车身表面不规则，且带有空调导流罩、电受弓导流罩及转向架等复杂结构，本文数值模拟车身表面附近采用非结构化四面体网格，远离车身的网格采用六面体网格．了满足ＬＳ计算要为Ｅ求，车身壁面网格较细，远离车身网格随一定的比
１１纳维一斯托克斯方程（ — ．ＮＳ方程）
动噪声场整体特征Ｊ而数值法可重复、，成本低，
尤其随着大容分量计算工作站、算集群以及云计计算技术的迅速发展，值法在预测复杂大结构数空气动力学及气动噪声方面得到了越来越多的应用．究表明，研诱发高速列车气动噪声的根本原因在于高速列车运行中产生的脉动压力，这种脉而动压力是与流场的涡旋密切相关的引．数值模拟
图１所示．
上的体积力．
１２ＬＳ模型控制方程．Ｅ
ＬＳ模型的控制方程是由ＮＳ方程在波数空Ｅ．
间或物理空间进行过滤得到的．过滤的过程是去
掉比过滤宽度或给定物理宽度小的涡旋，从而得到大涡旋的控制方程为：
图１高速列车模型
毒）一ｑ（２．计算区域选取一３２舞０）３７－
由头车、中间车、车组成的动车组模型，尾其车身长ｚ＝６６ｍ，度ｈ＝．宽度ｗ＝３２７．高３８ｍ，．ｍ．据相关文献及研究对象的特点，算区域的根计总长为Ｌ＞，５ｚ高度Ｈ＞２，０ｈ宽度Ｗ＞２按５ｗ，
替代轮轨噪声成为高速列车的主要噪声源 ¨ ．ｊ通
通过计算高速列车外流场，到高速列车外流场得压力脉动情况，后将列车表面的瞬时脉动压力然进行Ｆ转换，算列车外流场中某监测点的声丌计压随时间变化以及声压级随频谱分布等有关的声学参数Ｊ．本文建立了高速列车空气动力学仿真模型，基于大涡模拟和气动声学理论，过以稳态结果通