Page 69 - 《应用声学》2020年第5期

第 39 卷 第 5 期 唐昭等： 复式降噪块地铁车轮减振降噪特性 711

振动包括周向振动模态 (m, n)。其中，m 代表节圆
200 数，n 代表节径数。列车沿直线运动时，车轮的径向
310
380 1 420 模态 (r, n) 易被激发，从而引起显著车轮滚动噪声；
列车做曲线运动时，车轮的0节圆轴向模态 (0, n)易
2
被激发，从而引起车轮的曲线啸叫；而周向模态对车
3
F  轮噪声贡献很小。因此通过 ANSYS 对车轮进行模
4
F  态仿真计算，图5 给出了 6000 Hz 范围以内，车轮仿
图 3 安装位置示意图 真计算径向模态、0 节圆轴向模态下显著模态振型
Fig. 3 Installation position diagram 及对应的固有频率。
2.2 阻尼比试验分析
根据 ISO 3745–2012 [10] 标准，在半消声室中对
车轮进行力锤敲击试验，采用 B&K8206-002 力锤，
分别对 W0、W1、W2 和W3 进行径向敲击和轴向敲
击，敲击点与落球激励点关于轮心中轴线对称，通过
4 个 B&K4508 型号加速度计拾取车轮振动及加速
度信号，从而获得车轮辐板、轮辋及踏面对应振动测
点 (如图 3 所示) 的频响函数，并利用半功率带宽法，
由频响函数识别车轮固有频率及模态阻尼比，各车
图 4 安装完成
轮固有频率及模态阻尼比测试结果如表 1 所示。由
Fig. 4 Installation completion
表 1 可见，复式降噪块装置能有效提高各频率处模
2 模态计算与试验分析 态阻尼比，并且随着阻尼片数量的增加，阻尼比也相
应增大。
2.1 模态计算结果 通过试验结合仿真建模的方法，旨在研究复式
通过建立有限元模型对线性定常系统振动微 降噪块车轮的振动声辐射特性，并在现有降噪块组
分方程组进行解耦，从而求出车轮的各阶模态参数。 合形式上进一步优化和改进。将图 5 的模态仿真结
车轮为自由悬挂状态，因此只需计算车轮的自由模 果与表 1 的试验结果进行对比，固有频率的误差在
态，不添加约束条件。车轮直径为 840 mm，弹性 10 Hz 以内，验证了有限元模型的准确性与可行性，
3
模量 E = 210 GPa，密度 ρ = 7800 kg/m ，泊松比 因此可在计算机模型中进行下一步仿真分析。
λ = 0.3，计算出6000 Hz范围内车轮的模态振型。 复式降噪块对车轮模态阻尼比的提升效果如
车轮振动分为面内振动和面外振动，面内振动 图6所示，由图6可见，W1、W2和W3车轮所使用降
包括径向振动模态 (r, n)、轴向振动模态(c, n)，面外 噪块对车轮2000 Hz以下低频段阻尼比提升效果均

表 1 模态阻尼比
Table 1 Modal damping ratio
模态振型 频率/Hz W0/% W1/% W2/% W3/% 模态振型 频率/Hz W0/% W1/% W2/% W3/%
(0,2) 479 0.129 0.129 0.206 0.187 (r, 4) 3005 0.019 0.405 1.440 1.570
(0,3) 1204 0.077 0.106 0.160 0.221 (0,5) 3193 0.016 3.170 1.110 1.213
(r, 2) 1482 0.041 0.061 0.105 0.134 (r, 5) 3949 0.017 0.687 0.926 1.210
(0,4) 2121 0.037 0.139 0.279 0.135 (0,6) 4275 0.015 0.443 0.622 0.452
(r, 3) 2212 0.022 0.077 0.189 0.135 (r, 6) 4939 0.015 1.140 1.220 1.500
(r, 0) 2935 0.038 1.290 1.640 1.570 (0,7) 5331 0.019 0.717 0.353 0.950