基于气动噪声的城际列车空调导流罩外形优化

李朝威

(中国北车集团 长春轨道客车股份有限公司技术中心，吉林 长春 130062)



基于气动噪声的城际列车空调导流罩外形优化

李朝威

(中国北车集团 长春轨道客车股份有限公司技术中心，吉林 长春 130062)

采用NLAS方法对某时速250 km/h城际列车进行气动噪声数值分析，重点研究了空调区域噪声源的分布特性.根据仿真分析结果对客室空调导流罩的四个边缘和四个角点进行了优化，优化后导流罩的最大声压级为110 dBA，比原方案的声压级降低6 dBA.

气动噪声；城际列车；空调单元；优化设计

0 前言

城际轨道交通是指在经济发达、人口稠密的城市群区域主要中心城市之间或在某一大城市轨道交通通勤圈范围内修建的便捷、快速、运力大的客运轨道交通系统，城际轨道交通的核心移动装备是城际列车[1-2].尽管城际列车的运行速度比高速列车要低，但其气动噪声已成为其主要的噪声源之一，和高速列车气动噪声有类似的特性.目前，针对高速列车的主要气动噪声源，如：头车、转向架、受电弓、车厢连接处的研究较多[3-5]，对空调导流罩产生的气动噪声研究较少，但空调导流罩作为车身上的突出物，设计不合理时会产生严重气流分离而产生气动噪声.城际列车的空调导流罩也存在同样的问题，在设计过程中其气动噪声仍然是城际列车研发的关键问题之一.

列车在运行时产生的气动噪声可分为两类[6-7]：一类是由于流场中稳定的特征结构引起的气动噪声，类似于法国TGV列车在列车顶端的受电弓导流罩[8]，可以视为剪切边界层和声波分别处理的气动噪声源；另一类是由于湍流脉动引发的气动噪声，这类噪声源主要集中在列车壁面的湍流边界层内，或者流动发生分离的位置，如空调导流罩，若设计不合理在其前后缘和侧面都会有分离产生.

本文主要采用NLAS方法，对时速250 km/h某城际列车的声源特性进行数值分析，重点研究空调导流罩的近场噪声特性，并对导流罩局部结构进行优化设计，比较了优化外形与原始外形的噪声特性差异.

1 计算模型

采用NLAS方法求解噪声之前，需要先进行稳态的RANS计算.在RANS计算中采用非线性各向异性湍流模式cubic k-epsilon模式[9-11].

时速250 km/h城际列车的声源特性分析模型为三节车厢编组(参见图1)，为真实反映列车实际运行场景，将轨道等地面结构纳入了模型中，模型规模为2 200万单元.在模型中，对列车附属部件和尾流区域的网格进行了加密处理.三节车厢编组城际列车的声源特性分析区域：以三辆编组列车的总长度L为特征长度，来流方向取1L，出口方向取2L；外场高度取0.53L，宽度取0.8L，车体离地面的高度为0.002 35L(实车运行时轮轨接触点距离地面的高度)，如图2所示.

(a)几何模型

(b)受电弓 (c)客室空调

图1 列车声源特性分析模型

图2 列车声源特性分析的计算域

进行稳态RANS计算时，设定入口来流速度为250 km/h，假定列车静止，则地面为运动壁面，且运行速度与来流速度相同.在远场边界位置设定为特征线边界条件，出口为压力出口，压力设置为1个标准大气压.假定来流温度为288.15 K，粘性与温度满足Sutherland定律；进行NLAS气动噪声计算时，将入口、远场、出口边界设定为NLAS外场边界，且在这三个位置分别设置3层吸收层以防止声波的反射对内流场区域造成污染.进行湍流脉动量重构时Fourier级数项设定为200.NLAS的时间步长设定为2e-5 s，计算总时间步数设定为15 000步，计算模拟时长0.3 s.

2 结果分析

时速250 km/h城际列车的空调导流罩附近的流线如图3所示.由图3可以看出，司机室空调导流罩流线比较光滑，没有形成较强的湍动能；客室空调导流罩接近直角的连接方式，使得其前方以及下游均出现了较强的涡系，增加了导流罩区域的边界层厚度.

图3 空调导流罩区域流线

城际列车共有八个空调导流罩，司机室和客室的空调导流罩噪声测点布置如图4所示.司机室流罩上的四个测点1、2、3、4分别对应测点编号为13 690 835、189 358、9 881 411和47 327.图5给出了这四个测点的声压级随频率的变化曲线，由图可以看出，下游测点的声压级要比上游测点的低，最大声压级出现在导流罩的上游上方侧棱处.

(a)司机室空调(b)客室空调

图4 空调导流罩噪声测点布置示意图

(a)测点1(b)测点2

(c)测点3(d)测点4

图5 司机室空调测点声压级-频率曲线

客室空调导流罩的三个测点1、2、3分别对应测点编号为5 470 758、9 881 150和6 942 553.图6给出了这三个测点的声压级随频率的变化曲线，从图6可以看出，客室空调导流罩的最大噪声出现在上游上方侧边上，高达116.6 dBA.这种噪声分布规律与之前的分析是一致的，即最大值出现在上游侧边，上游噪声大于下游噪声.客室空调导流罩侧边与车体几乎垂直，上游侧边的上游与下游侧边的下游流场区域易发生流动分离形成强涡旋，所以，这些位置的噪声水平要比司机室空调导流罩区域高.

(a)测点1 (b)测点2

(c)测点3

接下来将针对司机室空调导流罩和客室空调导流罩上的噪声轴向空间分布特性进行分析.取司机室空调导流罩上的测点3位置，客室空调导流罩上测点2位置，即上游上方侧边测点为例进行比较.因为该车三辆编组，因此共八个测点.表1给出了这八个测点对应的最大噪声声压级.

由表1可以看出：客室空调导流罩声压级均在115 dBA以上，接近受电弓的空调导流罩声压级最大值为123.5 dBA.另外，司机室空调导流罩附近的声压级均比客室空调导流罩的小，在110 dBA以下.

表1 测点最大A计权声压级

3 结构优化

经过数值分析，时速250 km/h三节车厢编组城际列车客室空调导流罩前缘顺流特性不理想，需要对其进行结构优化.优化后空调导流罩外形结构如图7所示.优化模型在客室空调导流罩的上游上方正中、上方侧边以及下游上方侧边分别设置一个测点，共三个测点(参见图7)，测点1、2、3分别对应编号为15 768 232、15 771 904和15 634 199，这三个测点的声压频谱曲线如图8所示.可以看到，优化模型第二空调导流罩区域最大A计权声压级得到了有效抑制，三个测点最大A计权声压级不超过110 dBA，远小于原始方案.客室空调导流罩噪声幅值的下降，主要表现在导流罩上游上方侧边测点上.由于优化模型在导流罩的四个边缘以及四个角点位置均进行了顺流处理，因而无论任何方向的气流流经时均不会产生大幅扰动，所以，气动噪声得到了有效抑制.

图7 优化后空调导流罩结构示意图

(a)测点1 (b)测点2

(c)测点3

4 结论

时速250 km/h三节车厢编组城际列车的声源特性分析表明：

(1)对同一个空调导流罩而言，其最大噪声声压级出现在导流罩的上游上方侧棱上，其下游测点噪声声压级要比上游测点低；

(2)对客室导流罩模型的四个边缘和四个角点进行了形状优化，保证任何方向的气流流经时均不会产生大幅扰动，从而气动噪声得到有效抑制.

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Optimization Design of Intercity Train HVAC Unit based on Aerodynamic Noise

LI Chaowei

(R&D Center Changchun Railway Vehicles Co.,Ltd,Changchun 130062,China)

Aerodynamic numerical analysis of 250 km/h intercity train was accomplished,and noise characteristics of its air-conditioned area was analyzed by NLAS method.Then 4 edges and corners of the air deflector was optimized.The maximum SPL of the improved air deflector is 6 dBA lower than the original design.

aerodynamic noise;intercity trains;HVAC unit;optimize design

1673-9590(2015)03-0039-04

2014-05-19

国家科技部863课题资助项目(2011AA11A103)

李朝威(1982-),女，工程师,硕士研究生，主要从车辆空调系统领域的研究E-mail:lichaowei@cccar.com.cn.

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