铁路噪声

1、高速列车气动噪声特性分析与降噪研究——刘加利随着列车运行速度的提高，很多在低速时被合理忽略的问题都变得越来越明显，并严重制约着列车速度的提高。沈志云指出，普通列车的动态环境以机械、电气为主，而高速列车的动态环境以气动作用为主，由此带来的最大限制莫过于气动噪声。马大炜也指出铁路高速化中的环保问题莫过于噪声的影响，随着列车速度的增加，气动噪声逊色增大，在高速时将成为高速列车噪声的主要来源。日本S2500系高速列车,设计速度和试验速度均超过350km/h,但受到噪声标准的限制,只能以300km/h的速度运行。上海磁悬浮列车的设计速度达430km/h,但受噪声标准的限制,在市区内只能以200km/h的速度运行。气动噪声与速度的六次方成正比,随着列车运行速度的提高,高速列车气动噪声将急剧增大,过大的气动噪声将产生环境污染,不仅严重影响乘客的乘坐舒适度和铁路沿线人员的正常生活,还可能引起铁路沿线有关设备和建筑物的疲劳破坏。噪声超标已成为限制列车速度的主要因素,制约着高速铁路的可持续发展。列车噪声主要由牵引噪声、轮轨噪声和气动噪声组成。它们与列车度度的关系如图。三类噪声对总噪声的贡献量与车速有关,在低速时,牵引噪声对总噪声的贡献量最大,占主导地位。随着列车运行速度的提高,轮轨噪声对总噪声的贡献量将超过牵引噪声,占主导地位。随着列车运行速度的进一步提高,气动噪声对总噪声的贡献量将超过轮轨噪声,占主导地位。由此将产生两个临界速度,称为声学转变速度。当轮轨噪声得到很好的控制后,Vt1将变大,而Vt2将变小,也就是说在低速区域内,牵引噪声将在更高的车速下占主导地位,而在高速区域内,气动噪声将在更低的车速下占主导地位[12]。高速列车的噪声主要包括轮轨噪声和气动噪声。轮轨噪声包括轮滚动噪声，冲击噪声和曲线啸叫。高速铁路的曲线半径非常大，而且钢轨采用的是无缝钢轨，因此高速铁路的轮轨噪声主要是轮轨滚动噪声。轮轨滚动噪声是由轮轨表面粗糙度激发车轮、钢轨和轨枕结构振动而产生的，在欧美国家，轮轨噪声早已引起了高度重视，目前在轮轨噪声预测，以及降噪方面的研究已经展开，随着轮轨噪声的有效控制，以及列车运行速度的不断提高，气动噪声已经成为高速铁路噪声中重要的部分。研究表明，大哥车速达到300时，高速列车气动噪声将超过轮轨噪声，在高速列车噪声中占主要地位。气动噪声的国内外研究现状理论研究：主要是Lighthill声学比拟理论和涡声理论，在lighthill声学比拟理论方面，1952年，Lighthill在未做任何简化的前提下，有navier-stokes方程出发，得到了著名的lightill方程，标志着气动声学的诞生，但其仅局限于无边界自由空间。1955年，cure采用Kirchhoff方法将lighthill方程推广到考虑静止物体的边界影响，得到curle方程。1969年,FfowcsWilliams采用广义函数法将Curie方程推广到考虑运动物体边界的影响,得到FW-H方程[I8]。在Lighthill方程、Curie方程和FW-H方程的推导过程中,空气介质均假设是静止不动的。然而,在实际情况中,空气介质往往具有运动。1974年,Goldstein[i9]讨论了Lighthill方程在运动介质下的推广,得到广义Lighthill方程。Lighthill方程自提出后,在实际工程应用中,大部分的研究工作集中在如何通过声学比拟方法分别计算出各种声源,如单极子声源、偶极子声源和四极子声源产生的噪声。然而,在许多情况下,与流体非线性有关的四极子声源很难计算。因此,一些研究者试图寻找计算包含流体非线性影响的总的气动噪声的新途径。1979年,Hawkings[2G]采用Kirchhoff积分公式建立了高速式转子的气动声学模型,并给出令人满意的结果。1988年,Farassat和Myers将Kirchhoff积分公式推广到更一般的情况,可以用来计算任意运动物体产生的声场[21]。1997年,diFrancescantonio结合Kirchhoff积分公式和FW-H方程,推导出著名的K-FWH公式[22],并成功用于旋翼悬停噪声预测。在祸声理论方面,1964年,Powell[23]建立祸声理论,指出祸是流体流动发声的声源。之后,Howe[24~26^行了更为深入的理论研究,在其所推导的祸声方程中提炼出关键的声源项——COXV(CO是祸量,V是流体速度),指出当祸量与速度方向垂直时,声源最强,而当两者方向趋于一致时,声源最弱。这些理论成果已经开始应用于高速列车气动噪声的研究。Farassat[27]讨论了利用Kirchhoff方法建立高速列车气动噪声预测模型的可能性。King[28,29]研究了高速列车气动噪声和轮轨噪声的预测方法,讨论了其对铁路沿线噪声的贡献,并与试验结果进行比较。King指出受电弓漩祸气动噪声基本理论高速列车气动噪声属于流体声学的研究范畴,流体声学可以看作是流体力学和声学的交叉学科,主要研究流动本身及流体与物体相互作用产生噪声的机理。高速列车气动噪声的预测主要涉及流体力学计算和气动声学计算。本章首先介绍流体流动的控制方程及瑞流模型,然后介绍气动声学基本方程,最后给出气动声学的数值计算方法。在流体运动中起到支配作用的基本物理定律包括质量守恒定律、动量转换和守恒定律、能量转换和守恒定律,描述这些基本物理定律的流体力学方程分别是连续方程、动量方程和能量方程,也称为Navier-Stokes方程。2、浅议轨道减振降噪措施——冯常圣我国的铁路噪声研究起步比较晚，从80年代初期才开始，除了吸收和参考一些国外研究成果意外，主要结合我国实际，开展有关铁路的噪声的调研和测量。着重机车车辆内部噪声场的分布和影响，在设计和制造工艺上做了结构的改进，采用了一些降噪措施。噪声与振动密切相关，都是以波的形式传播，声波传播能量依靠动量传播，而振动能量的传播则依靠物质的移动。轮轨噪声也称为轮轨滚动噪声，当列车速度低于250km/h时，这是铁路噪声的主要来源，其能量集中在频率范围800-2500Hz，轮轨噪声是由于轨道结构和轮对的振动经空气传播而产生的。空气动力学噪声，即列车车体与空气摩擦而产生的噪声，当列车速度高于250km/h时，空气动力学噪声成为铁路噪声的主要来源。大地传播的振动和噪声，列车在运行过程中，对大地产生的振动将以波的形式向外传播，其频率为5-200Hz，对于低限频率，大地振动将使建筑结构产生整体振动，对于高限频率，大地振动将会激发建筑墙体、门窗、楼板的弯曲振动。振动与噪声的关系：振动与噪声是同一个物理现象弹性波在不同介质中出传播的两个方面，其影响效果与振动的频率、强度密切相关，研究表明，结构振动发射出的噪声大小与固体振动速度成正比。振动速度级的变化等于声压级的变化：∆L=20lg𝑝1𝑝2减振降噪对策及措施：1、列车2、受电弓3、线路采用大曲线半径的跨区间无缝线路4、钢轨不平顺5、消音车辆6、静音钢轨7、隔振轨道部件8、桥上高速铁路，减少二次噪声9、隔音墙高速铁路轮轨噪声及其控制措施---高速铁路轮轨噪声的产生机理铁路噪声(车外噪声),由于发生的机理和部位不同,是由各种不同类型的噪声合成的。它大致可以分为钢轨和车轮的转动噪声(轮轨噪声)、车体的空气阻力噪声(空气动力噪声)、结构物噪声、电装置的受电系统噪声(集电噪声)。实验表明当列车在250～300km/h以下运行时,轮轨噪声成为主要的噪声源,对周围环境影响较大。轮轨噪声主要表现为3种形式:冲击噪声、滚动噪声和尖叫噪声。冲击噪声为车轮经过钢轨接缝处或其他不连续部位（如辙叉）及表面呈波纹磨耗的钢轨时产生的噪声；滚动噪声是车轮踏面和钢轨顶面存在凹凸不平顺时，引起钢轨与车轮间受迫振动而产生的；尖叫噪声是指列车沿曲线运行时，由于挤压外轨而产生的摩擦及车轮在钢轨上滑动而产生的噪声。因此，当速度达到一定时，冲击和尖叫不再增加，对于高速铁路轮轨噪声主要表现为轮滚滚动噪声。在对轮轨噪声源的研究中发现,钢轨辐射的主要是中、高频噪声,车轮辐射的主要是中频噪声,而轨枕则主要辐射低频噪声。从三者对总噪声的贡献来看,钢轨是主要的辐射源,车轮次之,轨枕最小。因此,控制轮轨噪声辐射,主要是要控制钢轨和车轮辐射的噪声,轨枕次之。铁路噪声的评价指标噪声的影响，不仅与噪声声压级大小有关，而且还与噪声的状态性质嗯哼作用时间长短有关，因此，引入等效连续A声级。目前，绝大数国家的环境噪声标准都是以等效噪声为评价指标。高速铁路轮轨噪声控制措施：基本原理：减小激振能级、减小因激振动引起的振动级、减小传递力的振幅级轨道结构方面的控制措施；钢轨无缝化，重型化，防振减噪型钢轨、钢轨减振器、可动心道岔、合理曲线半径、减振型无碴轨道、新型轨道基础、钢轨打磨、钢轨涂油车辆方面的控制措施：合理的车轮形状、弹性车轮、吸振车轮、采用径向转向架、轮缘润滑器3、赵老师博士论文气动噪声则是分析流体运动而产生的噪声，以流体的运动速度、作用力和湍流粘性应力作为源项求解辐射噪声。当前气动噪声的计算方法包括试验法和理论计算法。理论计算法又包括直接模拟法和声学类比法。直接模拟法是指通过直接数值模拟、大涡模拟或者雷诺平均法，来计算瞬时噪声声源、分布以及噪声辐射的方法。这种方法由于对模型网格尺寸要求过于苛刻，使得其在实际工程应用中可操作性不强。至于声学类比法，由于可以直接通过公式求积分来求解远场噪声，对网格精度要求较低，从而可以有效的节省计算代价，因此得到了甚为广泛的应用。按声源来分，高架轨道交通环境噪声由以下几部分组成：①轮轨噪声，由轮轨动力相互作用引起；②桥梁结构二次噪声，轮轨相互作用的振动能量经轨道结构传递到桥梁，引起桥梁振动而产生的低频噪声；③空气动力噪声，列车与周围空气发生相互作用，导致列车外部流体运动产生；④集电系统噪声，是由受电弓引发的声音，包括受电弓与接触网滑动的滑动音、受电弓脱弓时的电弧音及整个受电弓发出的风切音；⑤设备噪声，由通风机、压缩机、牵引电机等振动引起的噪声[55]-[57]。设备噪声对综合噪声的贡献不大，相关研究相对较少。而对于前四类噪声，国内外学者进行了大量的研究，取得了大量的成果。轮轨噪声轮轨噪声包括轮轨滚动噪声、冲击噪声和曲线啸叫声，在列车速度低于300km/h时，轮轨噪声是高架轨道交通的主要噪声源。在国外，早在1976年，Remington就从轮轨相互作用角度出发，建立了轮轨滚动噪声预测模型。模型中将经复合滤波后的实测轮轨表面粗糙度谱作为输入激励。在计算声辐射时，早期模型将车轮考虑为刚性质量块，简化为点声源，钢轨则被处理成一排单极子点源所构成的线声源，后期模型中做了一些改进，采用LOVE弹性圆环代替车轮先前的刚性质量块，并引入Hertz接触理论，即便如此由于该模型忽略了轨下基础的非刚性对系统振动噪声的影响而导致预测精度较差[58]-[60]。此后，DavidThompson在Remington模型的基础上，对轮轨噪声进行了大量的研究，将钢轨模型扩展为考虑钢轨、扣件系统、轨枕和道砟的轨道模型，将车轮由LOVE弹性圆模型环扩展为二维轴对称模型，并采用有限元法进行离散。经试验验证，该模型具有较好的精确度，能更有效地揭示轮轨的高频振动特性[61]-[63]。再后来，欧洲铁路研究所以Thompson改进后的模型为基础，组织开发了轮轨噪声预测软件TWINS[64]。与此同时，日本学者T.Kitagawa以日本高铁为工程背景，通过试验验证了TWINS软件的正确性[65]。在国内，徐志胜对轮轨噪声做了较为全面的研究，采用改进的列车-轨道垂向耦合振动模型，结合声辐射和传播理论，建立了有砟轨道和无砟轨道的轮轨噪声预测模型。该模型在轮轨噪声预测中开创性地引入了时域的车辆-轨道耦合动力学理论[66]-[67]。马心坦采用有限元方法分析轮对和轨道系统的动力相互作用，同时结合Remington滚动噪声模型，建立了轮轨滚动噪声预测模型[68]。杨新文采用时域车辆-轨道耦合动力学方法计算动态轮轨作用力，接着将时域轮轨力转化到频域，最后根据结构声辐射理论预测轮轨噪声[69]。刘海平在频