轮轨粗糙度对市域铁路轮轨降噪措施效果影响研究

邬奇睿，徐涆文，韩健，王安斌

轮轨粗糙度对市域铁路轮轨降噪措施效果影响研究

邬奇睿1,2，徐涆文2，韩健2，王安斌*1

（1.上海工程技术大学 城市轨道交通学院，上海 201620；2.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031）

目前市域动车组通常采用的降噪措施为双阻尼环车轮和钢轨TMD（调谐质量阻尼器）结构，通过增加车轮和钢轨的阻尼比系数，来降低轮轨产生的振动和噪声。通过研究不同轮轨粗糙度下市域动车组所采用单一的双阻尼环车轮和钢轨TMD结构，以及双阻尼环车轮和钢轨TMD结构相互结合的降噪措施，对40～4000 Hz频段不同粗糙度下轮轨辐射声功率以及总辐射噪声进行对比分析，弄清各种工况下采取不同降噪措施的降噪量，选用最佳的降噪措施。结果表明：单一措施适合轮轨粗糙度比较低的情况，当轮轨粗糙度较高时，两种措施结合会有更突出的降噪效果。

市域动车组；阻尼环车轮；钢轨TMD结构；降噪措施

市域动车组运行速度较快，产生了很大的振动与噪声，不仅大幅降低了列车内的乘客乘坐的舒适性，而且对线路沿线的居民日常生活产生了极其严重的影响。其振动噪声问题目前已成为关注的焦点，急需对市域动车组采取相应的降噪措施以降低轮轨辐射噪声的影响。

市域动车组的车速一般为120～160 km/h，噪声包括轮轨噪声、牵引动力噪声、弓网噪声和空气噪声等。根据市域动车组运行的时速，由图1可以得知，当列车运行速度为35～250 km/h时，轮轨噪声是列车轨道大系统总辐射噪声的主导成分[1]。通常轮轨噪声包括滚动噪声，冲击噪声和曲线啸叫噪声。冲击噪声是车轮通过轨缝和道岔或当擦伤的车轮在钢轨上滚动时所发生的撞击声音，考虑车轮扁疤，宽轨缝和钢轨错牙等冲击型激扰因素使得计算过于复杂。本文主要针对轮轨接触表面正常粗糙度、钢轨波磨、车轮多边形激励下的滚动噪声，暂不考虑瞬态冲击振动噪声机理和特征。曲线啸叫噪声是在列车通过小半径曲线时，由轮轨接触所产生的非稳态横向力激励形成的，啸叫噪声的研究较少，多集中于对啸叫噪声的测试，并且市域动车组运行速度快，正线上小半径曲线分布相对较少，也不作为本文的研究内容。

图1 铁路噪声随列车运行速度的变化规律

对城市轨道交通进行减振降噪的工作需要根据源头来进行控制。根据图2的轮轨噪声预测模型[2]，可知目前最常见的方法是降低声源点的噪声，包括削弱车辆轮对、扣件、钢轨、道床等处的噪声。

当车轮在钢轨上滚动时，轮轨接触表面的粗糙不平激起轮轨之间相对运动及轮轨本身的弹性振动，国外在轮轨粗糙度研究及仿真方面进行了大量的工作，并制定了欧洲的轮轨粗糙度限值谱，而我国在轮轨粗糙度测量及噪声影响的研究方面起步较晚，缺乏大量系统性实验数据[3]。

车轮和钢轨在长期工作状态之后容易出现车轮多边形周期性磨耗和钢轨波浪形周期性磨耗，如图3、图4所示。车轮多边形磨耗和钢轨周期性波浪形磨耗会造成轮轨力增大，轮轨间产生相应频率的高频激励，使轮轨及相关零部件强迫振动加大，当这些激励频率与轮轨以及相邻的部件频率相同或接近时，就会产生局部系统共振现象[4]。当共振力过大时，零部件会发生断裂损伤。并且随着速度增大，轮轨具有固定波长的波磨和固定阶数的多边形时，钢轨波磨波长和车轮多边形磨耗阶数对应的轮轨激励频率向更高频方向移动。

图2 轮轨噪声预测模型

图3 车轮多边形磨耗

图4 钢轨波浪形磨耗

形成车轮多边形有多种原因，国内学者研究发现的主要原因是轮轨表面引起的轮轴共振、列车车轮的质量中心偏移引起的轮轨振动，高速列车的制动和轮轨力之间的蠕滑力饱和等，都有可能会导致高阶车轮多边形的产生。消除车轮多边形磨损目前主要通过车轮镟修而得以实现，但频繁地镟修车轮会导致过高的运输成本[5]。

钢轨波磨的产生会增加轨道维护的成本，通常使维修养护费用增加率高达15%；波磨可能导致车辆脱轨或关键零部件断裂；车辆要维持以往的速度需要消耗更多的能量，所以，需要对波磨钢轨进行定时打磨[6]，经过预打磨的钢轨比没进行预打磨的钢轨更能抵抗波磨的产生和发展，投入运行五年后打磨后的钢轨会再次形成波磨，打磨频率多少并不能改变新波磨形成的诱因[7]。

根据之前学者对车轮多边形与钢轨波浪形磨耗的研究发现，高速铁路线路高速区钢轨波磨的波长一般为120～150 mm，而线路低速区波磨的波长一般为60～80 mm[8]。车轮高阶多边形磨耗的动力学影响远大于低阶多边形的影响[9]，车轮高阶多边形阶数主要在16～24阶。

目前市域动车组轮轨减振降噪措施包括减小车轮半径，改善车轮辐板厚度、车轮踏面参数和车轮上加装阻尼环。在轨道上安装减振扣件、加装钢轨阻尼器、采用无缝钢轨和改善道床整体结构等。

本文根据实际情况，分析了阻尼环车轮和双重钢轨TMD结构的两种常用轮轨降噪措施对轮轨滚动噪声的降低情况，如图5、图6所示。

图5 阻尼环车轮

图6 钢轨TMD结构

阻尼环的阻尼效果来自车轮和钢环耦合振动接触面，嵌入阻尼环增加了车轮的阻尼，增加了前3阶的模态损耗因子，对车轮的振动起摩擦阻尼作用来达到减少轮轨噪声。加环前的平均阻尼损耗因子为0.07%，而加环后的阻尼车轮在3000～8000 Hz的平均损耗因子达到了0.3%。根据列车标准运行条件下的声学测试表明，相比于标准车轮（原车轮），阻尼环车轮能够在距离轨道7 m的位置的噪声量降低2 dB左右[10]。

自由度为2的钢轨动力吸振器在现场的理论模型预测和测试结果表明，钢轨动力吸振器能够很好地抑制钢轨的pinned-pinned共振，连续分布振动质量块和阻尼材料的两层结构的钢轨动力吸振器能够降低钢轨辐射振动噪声6 dB，离散分布的钢轨动力吸振器能够降低总体噪声3 dB[11]。

目前对阻尼环车轮和TMD钢轨在综合降噪方面的分析上有所欠缺，这对实际工况下选择适宜的降噪措施缺乏依据。本文研究时速140 km/h市域动车组在不同的轮轨粗糙度下使用阻尼环车轮和钢轨TMD结构产生的噪声特点和水平，对各种降噪措施下的降噪量进行对比分析，选择出更合适的降噪措施。

1 轮轨振动噪声预测模型

1.1 双阻尼环车轮模型

根据目前市域铁路中常用的直腹板车轮（轮径0.42 m）。基于有限元法建立实体有限元模型，结构如图7所示。在模型的轮毂位置施加全约束，在车轮名义滚动圆位置施加径向方向的单位力简谐激励，通过导入模态结构阻尼比来模拟阻尼环的阻尼作用，如图8所示，采用直接法计算车轮的振动响应。

1.2 双重钢轨TMD结构

根据市域铁路轨道的实际结构参数进行有限元建模，相关的结构参数如表1所示。

图7 车轮有限元网格

图8 车轮阻尼比结果比较

表1 轨道模型参数

模型中钢轨和道床采用实体单元进行分离，扣件系统采用线性的弹簧阻尼单元进行模拟，在轨顶中部施加一个垂向单位简谐力，轨道板底部施加全约束，在轨道板边界施加对称约束，满足对称边界要求条件。为了缓解轨道截取边界反射波的影响，本文采用10跨的轨道模型对轨道振动特性进行研究[12]。

根据钢轨实际廓形设计了钢轨TMD结构，为了保证钢轨加装TMD结构后结构的对称性，双重TMD结构是钢轨轨腰轨脚交界位置两侧加装质块、弹簧与阻尼系统，钢轨TMD通过弹簧阻尼单元和钢轨相连。钢轨TMD结构的参数如表2所示，参数的设定以保证结构的调谐频率为1000 Hz。钢轨TMD结构的有限元模型如图9所示。

表2 钢轨TMD结构参数

图9 双重钢轨TMD结构和网格

1.3 轮轨相互作用模型

城市轨道交通列车车轮和钢轨所用粗糙度谱为HARMONOISE项目[13]中经过大量实际测量得到的经典车轮和钢轨的粗糙度。HARMONOISE项目对车轮和钢轨的粗糙度测量和分析方法作了详细地研究，并得到了较典型的车轮和钢轨的粗糙度谱，如图10所示。

图10 车轮和钢轨的粗糙度谱

1.3.1 轮轨接触滤波

轮轨相互接触形成的是一个椭圆形的接触斑，粗糙度的波长尺寸不大于接触斑的尺寸轮轨表面的粗糙度不会对轮轨相互作用产生影响，接触滤波的函数为：

式中：()|为接触滤波的函数；1()为贝塞尔函数；为接触圆的尺寸，mm；为粗糙度波数量；为车轮钢轨粗糙度的相关系数。

1.3.2 轮轨力

车轮和钢轨之间的接触刚度由式（2）给出：

式中：k为接触刚度，N/m；R为车轮半径，mm；R为钢轨轨头曲率半径，mm；为车轮和钢轨的弹性模量，Pa；为泊松比；0为单个车轮的静载荷，kN；为两个接触结构的表面常数。

轮轨力计算公式为：

式中：为轮轨力，kN；为轮轨联合粗糙度，mm；为车轮柔度，N/m；为钢轨柔度，N/m；为接触柔度，N/m。

1.4 轮轨声辐射模型

根据声学边界元理论提取车轮和钢轨边界元网格上速度量，分别计算双阻尼环车轮和双重钢轨TMD结构的辐射声功率。需注意的是，为了防止轮毂孔产生的声泄漏，采用附加单元将轮毂孔堵上[14]，声学边界元计算要求在最小分析波长内至少要有6个单元，也就是最大单元的边长要小于计算频率最短波长的1/6[15]。

2 数值计算与分析

本节利用上述建立的轮轨振动噪声模型对双阻尼环车轮和双重钢轨TMD结构的减振降噪性能进行分析，并且分析不同轮轨粗糙度下采用单一的双阻尼环车轮或双重钢轨TMD结构，以及同时采用双阻尼环车轮和双重钢轨TMD结构下的降噪情况。

基于上述建立的轮轨噪声预测模型，结合市域动车组自身运行速度和实际轮轨粗糙度可能的情况，轮轨联合粗糙度选择等级A、B、C、D、80 mm波磨（车轮粗糙度为等级C）和20阶车轮多边形（钢轨粗糙度为等级C），分析在不同的轮轨联合粗糙度下，分别选择不同的降噪措施组合时列车的降噪情况，列车的运行速度为140 km/h，计算结果如图11所示。

图11 不同粗糙度与降噪措施下声功率对比图

图11中可以清楚地发现，钢轨波磨对低频范围内的噪声有极大影响，导致200～400 Hz范围内出现了明显的波峰。仅采用双阻尼环车轮在0～2000 Hz的低频范围内的声功率较高，但在高频范围内声功率开始显着降低，根据测试结果可得，说明在安装阻尼环后车轮频响函数的高频振动峰值被有效地削弱。在2000～4000 Hz的高频范围内，仅采用单一的双重TMD钢轨结构，轮轨辐射声功率出现了多个峰值，说明单使用TMD钢轨结构在2000～4000 Hz范围的降噪效果不好，但是TMD钢轨结构能够有效地削弱pinned-pinned振动的峰值，这是因为在加装TMD结构后钢轨的整体质量增加所导致的，通过模态分析可得，钢轨一阶垂向弯曲的振动峰值向低频移动，导致对列车低频范围内有明显的降噪效果，对高频范围内振动没有明显的抑制效果。

图12分别表示阻尼车轮、TMD钢轨、同时使用阻尼车轮和TMD钢轨、标准车轮和钢轨与六种轮轨粗糙度情况下的轮轨总噪声水平，由图可知，随着轮轨表面粗糙度状况的“恶化”，轮轨辐射总噪声有明显的提升。当轮轨表面粗糙度等级为A时，即为轮轨表面状态非常良好时，相对于标准车轮和钢轨，采用阻尼环车轮时的降噪量为0.25 dB(A)，采用TMD钢轨结构时的降噪量为3.94 dB(A)，两种措施相互结合时，降噪量为4.74 dB(A)。当轮轨表面粗糙度等级降低到D时，即轮轨表面状态差，相对于标准车轮和钢轨，采用阻尼环车轮的降噪量为0.4 dB(A)，采用TMD钢轨结构时的降噪量为3.47 dB(A)，两种措施相互结合时，降噪量为4.21 dB(A)。其它粗糙度情况与其类似，采用TMD钢轨结构比采用阻尼环车轮的降噪量平均多3 dB(A)，如表3所示，两种措施相结合的降噪量与分别采用阻尼环车轮和TMD钢轨的降噪量之和的差值约为0.4 dB(A)，并且随着轮轨表面状况恶化，两种措施相互结合的降噪效果比单独采用两种措施的降噪效果愈发显着。

但是80 mm波磨与20阶车轮形激励下的降噪量差值却比等级B粗糙度的降噪量差值低，这是因为80 mm波磨与20阶车轮多边形导致轮轨垂向作用力剧烈增大，产生的高频激励导致出现了冲击噪声，增大了噪声的贡献量，而且阻尼环车轮和TMD钢轨因自身结构的局限性，对此类工况下噪声的抑制有限。

注：①为80 mm波磨；②为20阶车轮多边形。

表3 轮轨粗糙度与降噪量差值关系

3 结论

本文利用有限元法和边界元法建立阻尼环车轮和钢轨TMD结构的模型，研究了阻尼环车轮和钢轨TMD结构40～4000 Hz频段内的总辐射噪声。分析了多种粗糙度激励下阻尼环车轮和钢轨TMD结构的总噪声进行了对比，得出以下结论：

（1）钢轨TMD结构对低频内的噪声抑制效果十分突出，影响的低频频段范围广，降低轮轨总噪声效果好，对高频范围内的噪声抑制效果并不明显。而阻尼环车轮主要针对高频范围内的噪声有着较好的抑制效果，但影响的高频频段范围窄，相对于TMD钢轨结构效果要低，对低频范围影响极小。

（2）两种措施相结合的降噪性能优于单一采用阻尼环车轮和TMD钢轨结构的降噪性能。当轮轨粗糙度较高时，采用单一的降噪措施降噪性能好，并且性价比高，随着轮轨粗糙度的降低，采用两种措施相结合的降噪性能的优越性更加明显。但是对于80 mm波磨与20阶车轮多边形激励下的降噪情况，由于阻尼环车轮和TMD钢轨结构的局限性，两种措施相结合未能形成更好的降噪效果，仅考虑单一措施更合适。

[1]焦大化. 铁路噪声预测的列车运行理论速度[J]. 铁道劳动安全卫生与环保，2003（3）：113-117.

[2]刘福金，王安斌，谢蓥松. 城市轨道交通轮轨主要减振降噪措施对比分析[J]. 铁道建筑，2018，58（10）：140-143.

[3]徐俊杰. 高速铁路轮轨粗糙度噪声影响特性研究[D]. 南昌：华东交通大学，2018.

[4]尹海涛. 轮轨滚动接触高频振动的研究[J]. 机械，2004（5）：5-7，11.

[5]李彦夫，门天立. 列车车轮多边形磨损及其噪音研究综述[J].振动、测试与诊断，2019，39（6）：1143-1152，1355.

[6]陈迅，张月军. 钢轨波磨对地铁车辆振动噪声的影响[J]. 铁道车辆，2017，55（11）：5-9，50.

[7]K. H. Oostermeijer. 钢轨波纹磨耗研究综述[J]. 都市快轨交通，2010，23（2）：6-13.

[8]吴华丽，宋冬利，张卫华，等. 高速动车组车轮多边形磨耗规律研究及其对车辆系统动力学的影响[J]. 科技创新与应用，2017（31）：1-3，5.

[9]姜子清，司道林，李伟，等. 高速铁路钢轨波磨研究[J]. 中国铁道科学，2014，35（4）：9-14.

[10]张玉梅. 地铁阻尼环低噪声车轮振动声辐射特性试验研究[D]. 成都：西南交通大学，2012.

[11]赵悦，肖新标，韩健，等. 高速有砟轨道钢轨动力吸振器垂向吸振特性及其参数影响[J]. 机械工程学报，2013，49（16）：17-25.

[12]徐涆文，韩健，刘晓龙，等. 弹性轨枕轨道振动特性研究[J]. 噪声与振动控制，2019，39（2）：156-161.

[13]房建英，肖新标，金学松，等. 行车速度对高速列车车轮振动声辐射特性的影响[J]. 机械工程学报，2010，46（22）：96-104.

[14]李增刚. SYSNOISE Rev 5.6详解[M]. 北京：国防工业出版社， 2005.

[15]张捷. 高速列车车内低噪声设计方法及试验研究[D]. 成都：西南交通大学，2018.

The Influence of Wheel-rail Roughness on the Urban Railway Wheel-rail Noise Reduction Measures

WU Qirui1,2，XU Hanwen2，HAN Jian2，WAN Anbin1

( 1.School of Urban Railway Transportation, Shanghai University of Engineering Science, Shanghai 201620, China; 2.State key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China )

The noise reduction measures usually adopted by urban EMUs are the double damping ring wheel and rail TMD (tuned mass damper) structure, which reduce the wheel-rail noise by increasing the damping ratio coefficient of the wheel and rail. This paper studies the effect of wheel-rail noise reduction measures of municipal EMUs under different wheel-rail roughness excitation. The measures include single dual damping ring wheel, rail TMD structure and the combined the dual damping ring wheel with the rail TMD structure. The paper calculates the sound power generated by the wheel and rail in the frequency range of 40Hz ~ 4000Hz, compares the total values of wheel-rail noise with different noise reduction measures under different wheel-rail roughness excitation. The optimal noise reduction measure is obtained. The results show that a single measure is suitable for the low wheel-rail roughness. When the wheel-rail roughness is high, the combination of the two measures could have a more prominent noise reduction effect.

urban EMUs；damping ring wheel；rail TMD structure；noise reduction measure

U270.1+6

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.04.006

1006－0316 (2021) 04－0033－08

2020－08－24

国家自然科学基金（U1734201）；国家重点研发计划战略性国际科技创新合作重点专项（2016YFE0205200）；四川省科技计划项目（2020YJ0076）

邬奇睿（1997－），男，四川南充人，硕士研究生，主要研究方向为轮轨振动与噪声研究。*通信作者：王安斌（1961－），男，陕西西安人，博士生导师，教授，主要研究方向为振动与噪声控制，E-mail：wangab725@163.com。