Page 134 - 《应用声学》2020年第1期

130 2020 年 1 月

ᢼᣃ

Tॎᛃಟ
190
(0,2) 486 Hz (0,3) 1054 Hz (0,4) 2098 Hz
310 ൃᑛڱ
1
430
400
2
3 (0,5) 3062 Hz (0,6) 4374 Hz (0,7) 5628 Hz
F2
4 (a) 0ᓬړᣉՔവগ
F1

图 2 测试及安装位置示意图
Fig. 2 Schematic diagram of test and installation
location
(r,2) 1686 Hz (r,3) 2650 Hz (r,0) 3384 Hz
2 试验分析与结果

2.1 模态分析
车轮的振动分为面内振动以及面外振动，面内
(r,4) 3606 Hz (r,5) 4686 Hz (r,6) 5737 Hz
振动包括径向振动模态 (r, n)、轴向振动模态 (c, n)，
(b) य़Քവগ
面外振动包括周向振动模态 (m, n)，其中，m 代表
图 3 显著模态振型及其固有频率
节圆数，n 代表节径数。列车沿直线运动时，车轮的
Fig. 3 Significant mode shapes and their natural
径向模态 (r, n) 易被激发，从而引起显著车轮滚动
frequencies
噪声；列车做曲线运动时，车轮的 0 节圆轴向模态
(0, n) 易被激发，从而引起车轮的曲线啸叫；而周向
β = (ω 2 − ω 1 )/ω n = 2ζ, (2)
模态对车轮噪声贡献很小。因此通过有限元计算， √
图3 给出了 6000 Hz以下车轮径向模态、0 节圆轴向 式(2)中，ω 1 和ω 2 为共振频幅 1/ 2 处的频率值，位
于 ω n 两侧，ζ 为阻尼比，上述方法称为半功率带宽
模态下显著模态振型及对应的固有频率。
法。根据力锤测试获取频响函数，利用半功率带宽
2.2 模态阻尼比分析 法求得共振频率处模态阻尼比，如表 1 所示。由表 1
结构的模态阻尼损耗因子是判断减振效果是 可见， 瓦状阻尼橡胶块装置能有效提高各频率处
否显著的重要参数，当系统受到简谐力激励时，结构 模态阻尼比，对减振降噪有积极效果，其中WA车轮
开始强迫振动，响应很快会到达平衡，ω 为激励力频 阻尼增量比 WB 车轮较高，由此可以预测 WA 车轮
率，此时结构阻尼比可表示为 的减振效果优于WB车轮。

表 1 模态阻尼比
Table 1 Modal damping ratio

模态振型 频率/Hz W0/% WA/% WB/% 模态振型 频率/Hz W0/% WA/% WB/%
(0, 2) 475 0.292 0.608 0.431 (r, 0) 3389 0.035 0.411 0.073
(0, 3) 1047 0.068 0.103 0.088 (r, 4) 3611 0.070 0.268 0.091
(r, 2) 1695 0.073 0.087 0.082 (0, 6) 4370 0.025 1.230 0.139
(0, 4) 2024 0.041 0.103 0.048 (r, 5) 4715 0.027 0.520 0.102
(r, 3) 2667 0.077 0.097 0.041 (0, 7) 5590 0.012 0.568 0.148
(0, 5) 3044 0.038 0.244 0.045 (r, 6) 5760 0.034 0.687 0.130