高速列车车门凹腔结构的流致振动特性.pdf

Vol.44 No.5September，2023中国铁道科学CHINA RAILWAY SCIENCE第 44 卷，第5期2 0 2 3 年 9 月高速列车车门凹腔结构的流致振动特性姚拴宝，陈大伟，韩运动，宋军浩，帅仁忠（中车青岛四方机车车辆股份有限公司 国家高速动车组总成工程技术研究中心,山东 青岛 266111）摘要：流致振动是高速列车设计和运维过程中需要重点关注的问题之一。针对高速列车司机室车门区域的凹腔结构，利用数值计算、风洞试验和实车线路试验相结合的方法，分析车门区域的流场特征和车门出现流致振动现象的主要原因，据此对车门两侧凹腔结构和扶手进行优化，并对封堵凹腔和扶手内移2种优化方案进行实车试验验证。结果表明：司机室车门上游凹腔结构诱导的展向涡导致车门表面出现高频的脉动压力，列车运行速度越高，压力波动幅值越大，但波动频率锁定在83 Hz，当压力幅值超过车门承受的限值后，车门将出现流致振动现象；气动拉力和气动侧向力是诱发司机室车门流致振动的主要气动载荷，车门宜设置在车体横截面不变区域；通过优化凹腔结构和扶手的形状能够消除司机室车门的流致振动现象；合理改变扶手位置能够减弱凹腔结构引起的流致振动现象；如果要消除流致振动现象，应将扶手改为盖板结构，或者将扶手截面形状改为非圆形截面。关键词：高速列车；凹腔；流致振动；实车测试；数值计算；风洞试验；脉动压力中图分类号：U292.914 文献标识码：A doi：10.3969/j.issn.1001-4632.2023.05.16高速列车是一种近地面高速运行的大细长比交通运输工具，周围流场是复杂的三维高雷诺数、非定常湍流流动1-2。为提升气动性能，现有高速列车开展了大量的表面平顺化设计3-4，比如采用下沉式受电弓、全包外风挡、门窗与车体外表面平齐等。但是，为满足工程化应用要求，在列车表面还存在一些典型的凹腔结构，比如司机室车门两侧的扶手，如图1所示。这种凹腔结构包括圆柱杆件和方腔。在列车高速运行时，受到车体两侧气流的冲击，方腔和圆柱扶手结构共同作用导致车门区域出现卡门涡街，致使车门受到周期性的气动力，当气动力幅值超过车门支撑结构的承载限值时车门将出现异常的强迫振动和噪声，不仅影响列车运行安全性，也影响旅客乘坐舒适性。目前，高速列车空气动力学主要研究列车气动外形设计4-8、大风安全9-12、气动噪声13-14、隧道空气动力学1，15等，而关于高速列车非定常流场特性特别是流致振动相关的研究成果相对较（a）CRH2型动车组（b）CRH5型动车组（c）TGV高速列车图1高速列车车门凹腔结构文章编号：1001-4632（2023）05-0158-11引用格式：姚拴宝，陈大伟，韩运动，等.高速列车车门凹腔结构的流致振动特性 J.中国铁道科学，2023，44（5）：158-168.Citation：YAO Shuanbao，CHEN Dawei，HAN Yundong，et al.Flow-Induced Vibration Characteristics around the Door Cavity Structure of High-Speed Trains J.China Railway Science，2023，44（5）：158-168.收稿日期：2023-01-29；修订日期：2023-07-07基金项目：国家重点研发计划项目（2022YFB4300601）第一作者：姚拴宝（1986），男，河南濮阳人，正高级工程师，博士。E-mail：第 5 期高速列车车门凹腔结构的流致振动特性少。Wang等16采用数值计算方法研究车轮旋转和转向架舱包覆裙板对转向架区域积雪的影响；郭迪龙等17采用数值计算方法研究了受电弓非定常气动特性，得到了受电弓承受的非定常气动力和频谱特征；蔡鉴明等18采用有限元方法分析了气动激励下高速列车风挡的固有动态特性，得到了风挡的结构振型。以往研究尚未发现关于高速列车表面凹腔结构流致振动的相关成果。本文以某型高速列车的司机室车门为研究对象，结合非定常数值模拟方法和实车线路试验，系统分析司机室车门出现流致振动现象的主要原因，研究凹腔区域外形对司机室车门气动载荷的影响规律，以消除或减弱流致振动现象为目标，提出司机室车门两侧扶手结构设计的基本原则，以期为高速列车司机室车门的工程设计提供指导。1 数值计算方法1.1凹腔结构高速列车司机室车门位于头尾车流线型区域，车门两侧安装有埋藏于凹腔内的扶手结构，凹腔位于车门中部靠下位置，凹腔深度为170 mm、宽度为95 mm、长度为980 mm，扶手为圆柱杆件结构，外径为25 mm，扶手外表面母线与车体表面形状平齐。依据该车门凹腔结构的实际尺寸，建立的高速列车几何模型如图2所示。列车高速运行时，头车司机室车门容易出现流致振动现象，为此，对列车车体和司机室车门外形进行真实建模时，不考虑转向架、受电弓、风挡、空调等外露部件对司机室车门区域流场的影响。1.2计算方法和网格划分计算区域如图3所示。图中：h为车体顶部至轨面的高度，计算时作为特征长度。入口边界与头车鼻尖的距离为30h，出口边界与尾车鼻尖的距离为90h，计算区域高度为30h，宽度为60h。入口边界为速度入口，入口流速为350 km h-1，来流雷诺数Re约为2.7107；出口边界为压力出口；计算区域的两侧和顶部为滑移壁面，地面为移动壁面，移动速度为350 km h-1，方向与入口流速方向相同。利用通用商业软件 STAR-CCM+13.04 划分网格，空间网格为正交六面体网格，在车体表面布置三棱柱边界层网格，为减少边界层区域的网格数量，在壁面处采用标准壁面函数，第1层边界层网格法向无量纲高度n+的取值范围为3050。地面布置6层边界层网格，增长比为1.2，其他外场边界无边界层网格。在列车周围进行网格整体加密，司机室车门区域进行局部自适应加密。空间网格和车体表面局部网格布置如图4所示。在进行数值计算精度验证时，几何模型、地面设备与风洞试验模型相同，外场高度和宽度与风洞尺寸相同，入口距离头车鼻尖10 h，出口距离尾车鼻尖20 h。依据3辆编组风洞试验模型，数值计算时划分2套网格，分别为粗网格和细网格，2套网格的边界层和加密区均不相同，细网格加密区最小网格尺寸为5 mm。司机室车门几何模型为11真实尺寸模型，其边界层网格策略与3辆编组数值计算模型的细网格边界层策略相同，仅把空间网格加密区扩大至适用的尺寸，司机室车门几何模型的体网格为8 400万个，网格参数见表1。表中：n为第1层边界层网格的法向高度；U*为来流速度；v为空气运动黏性系数；s+为第1层边界层网格无量纲宽度；s为第1层边界层网格的宽度；l+为第1层边界层网格无量纲长度；l为第1层边界层网格的长度。Z XO列车运行方向 凹腔结构 图2高速列车几何模型入口 出口 地面 30h 90hO XZ（a）主视图30h30h O Y Z（b）侧视图图3计算区域图4空间网格和车体表面局部网格布置159第 44 卷 中国铁道科学1.3计算精度验证受风洞试验段长度的限制，针对3辆编组高速列车进行风洞试验测试。风洞是中国四川省绵阳市的8 m6 m大型开口式低速风洞，试验段长度为16 m，最高试验风速为70 m s-1，来流湍流度为0.2%。风洞试验模型安装方式和风洞试验段尺寸如图5所示。图中：U为风洞来流风速；为试验模型旋转的角度，即侧偏角。列车和路基安装在专用列车地板上，地板为静止地板，由 5 块板拼接组成，没有安装移动地板带，地板前缘和后缘通过流线型设计减小对列车周围流场的影响，每块板后缘下方安装扰流片，在2块板之间的缝隙附近形成低压区，吸收地板上表面附近的气流，达到减小地板边界层厚度的效果。列车模型为3节独立车厢，各节车厢间隔约5 mm（防止试验过程中模型微小振动引起的车厢之间的接触，减小测试误差），采用3个内置式天平分别测试各节车厢的六分量气动力和力矩，天平通过支撑结构固定在车厢和路基之间。利用风洞地板的转盘调整列车模型和来流的角度，角度控制精度为3。风洞试验时列车的几何模型如图5所示，为缩比尺寸为18的3辆编组模型，包括简化的风挡和转向架，地面设施包括路基和轨道。列车模型总长度为9.75 m，高度为0.437 5 m，宽度为 0.422 5 m。试验时的来流风速为 65 m s-1，以模型高度为参考长度，来流雷诺数Re为1.28106。司机室车门区域的流场结构是非常复杂的湍流流动，雷诺时均（RANS）方法难以获取准确的流场信息。计算时采用不可压缩非定常计算方法求解N-S方程，对流项离散格式采用二阶迎风格式，黏性项离散格式采用二阶中心差分格式，时间离散采用二阶全隐式离散格式，湍流模型为改进的脱体涡模型（IDDES）。在明线平直道无风条件下运行时，为保证计算精度和捕获小尺度湍流结构，库朗数（CFL）要求不大于1。因此，采用的物理时间步长为0.013t*，其中t*为无量纲时间（t*=h/U），前64t*的计算数据不够稳定，统计时以64t*128t*为非定常计算的有效数据，每个时间步的内迭代步数为10。为便于数值计算和风洞试验对比，采用无量纲方式表述风洞试验模型受到的气动载荷，具体如下。压力系数Cp为Cp=p0.5U2（7）表1网格参数模型数值计算模型车门几何模型网格粗网格细网格细网格n+=nU*/v503030s+=sU*/v200120120l+=lU*/v200120120车体表面边界层数61010增长比1.21.11.1网格量/万个2 9806 9208 4001.060 6.000 顶面 地面 天平 支撑座 U 路基和轨道 列车模型 地板 X Z 2.900 0.132（a）主视图8.000 侧壁面 转盘 X Y 16.000 3.313 5 3.313 5 3.123 7（b）俯视图图5风洞和列车模型几何尺寸（单位：m）160第 5 期高速列车车门凹腔结构的流致振动特性气动阻力系数Cd为Cd=Fd0.5U2S（8）式中：p为静压；为空气密度；U为风洞来流速度；S为车体最大横截面积，下文将最大横截面积的参考值设置为0.186 2 m2。风洞试验通过定常测试方法获取的车体表面压力和列车气动力的时均值，为了数据的可比性，数值计算结果取时均值。图6给出了头车和尾车纵剖面压力系数的风洞试验结果和数值计算结果。由图6可以看出：细网格得到的尾车压力系数与试验数据更为接近，2种网格得到的头车压力系数一致，采用2种不同的网格得到的计算结果与风洞试验数据吻合得较好，表明本文的计算方法能够较为精确地得到车体表面的流场数据。表2给出了风洞试验和2种网格划分方式下数值计算对应的气动阻力系数。表中：Cd1为头车气动阻力系数；Cd2为中间车气动阻力系数；Cd3为尾车气动阻力系数；Cdw为3辆编组列车的气动阻力系数。由表2可知：2种网格划分方式得到的Cdw基本一致，但细网格得到的各节车的气动阻力系数与风洞试验数据更为接近，细网格头车、中间车和尾车气动阻力系数的误差分别为 1.6%，0.1%和9.4%。因此，下文采用细网格的划分方式分析司机室车门周围流场的演化规律。2 流致振动特性分析2.1司机室车门流致振动现象针对某型高速列车司机室车门进行实车线路试验测试，列车最高运行速度为350 km h-1。在1车车门内部布置振动测点1个、噪声测点1个，在车门外表面布置压力测点3个，具体位置和编号如图7所示。通过线路试验发现：1车作为头车，当列车运行速度超过180 km h-1时，1车司机室车门会出现异常振动现象，当1车作为尾车时，车门异常振动现象消失。1车作为头车时噪声测点的时域和频域曲线如图8所示。由图8可以看出：司机室车门附近的噪声数据存在周期性“强-弱”变化，属于明显的噪声驻波现象，Z1测点的振动数据表现为“拍振”现象；S1测点的噪声峰值主要以83 Hz为振动测点Z1 噪声测点S1（a）车门内部振动和噪声测点P1 P2 P3（b）车门外表面压力测点图7司机室车门区域测点位置5.04.84.64.44.24.03.83.63.43.23.00.40.200.20.40.60.81.01.2 粗网格细网格风洞试验压力系数距离/m（a）头车纵剖面位置3.03.23.43.63.84.04.24.44.64.85.00.200.150.100.0500.050.10 粗网格细网格风洞试验压力系数距离/m（b）尾车纵剖面位置图6头车和尾车纵剖面位置压力系数表2风洞试验和2种网格划分方式下数值计算对应的气动阻力系数项目风洞试验数值计算粗网格细网格Cd10.1350.1280.133Cd20.0810.0770.081Cd30.1320.1570.145Cdw0.3480.3620.359161第 44 卷 中国铁道科学基频，呈现倍频特征，Z1测点的振动频谱与S1测点的频谱分布特征一致，表明车门的振动是导致S1测点噪声的主要原因。图9给出了1车作为头车时车门表面压力测试数据。由图9可以看出：当列车运行速度超过180 km h-1时，车门表面压力的主频为83 Hz，且存在倍频现象，与S1和Z1测点的频谱特征接近，两者的主频一致；随着列车运行速度的提升，车门表面压力的主频基本不变，出现锁频19-20现象；当1车作为尾车时，车门表面压力的主频消失。通过对比车门区域的噪声、振动和表面压力测试数据，可以确定1车作为头车时司机室车门出现异常振动现象的主要原因是车门受到外表面周期性脉动压力激扰产生的流致振动。如果要消除车门的流致振动现象，应尽量减小车门外表面压力的波动幅值，且需要破坏压力波动的主频，使其成为宽频信号。2.2凹腔区域流场为分析司机室车门周期性脉动压力出现的原因，采用数值计算方法分析头车车门区域的流场特性。列车高速运行时，车体表面存在典型的湍流边界层，受司机室车门前端凹腔区域干扰后，车体表面出现明显的流动分离，湍流强度显著增大。由于车门表面积较小，导致车门受到的气动摩擦力远小于气动压差力，且气动摩擦力随着时间的变化比较稳定，对车门振动的影响较小，因此，重点分析气动压差力对车门振动的影响。图10给出了头车司机室车门附近的漩涡分布。由图10可以看出：经车门前端凹腔和扶手杆的干扰，凹腔内形成尺度很小的漩涡，扶手杆附近形成1个尺度较大的展向漩涡，该漩涡向下游发展，形成卡门涡街，受车门表面不平顺结构干扰后，展向漩涡演化为尺度不一的小漩涡，这种漩涡演化规律导致车门外表面出现周期性的脉动压力；因为车门进行了密封设计，车门内表面压力基本不变，车门内外压差导致车门受到法向的非定常气动力，这种受力特性成为车门出现流致振动现象的主要原因；车门上部无凹腔区域，受到车门和车体间隙影响，也出现流动分离，但形成的漩涡紧贴车门表面，非定常效应相对较弱，对车门气动力总值的影响较小；气流经过车门下游的凹腔区域后，再次形成尺度较大的展向涡，并快速向后发展，这种流场特性对车门区域的气动噪声增大。如果司机室车门安装在头车流线型区域，车门的正投影面积增大，即迎风面积增大，车门受到的气流冲击作用和气动力也（a）S1测点时域曲线1 05050150 250 350 450 550 650 750 850 95080102030405060701.000.10.20.30.40.50.60.70.80.9振动加速度/g频率/Hz噪声/dBS1测点噪声数据Z1测点振动数据（b）S1和Z1测点频谱曲线图81车作为头车时噪声测点的时域曲线和频谱曲线（a）P2测点压力主频随速度的变化501001502002503003504004505000.20.40.60.81.01.21.4振幅/Pa频率/Hz1.6(165,0.802)(83,1.414)（b）P2测点压力数据的频谱曲线图9表面压力测试结果162第 5 期高速列车车门凹腔结构的流致振动特性将增大，更容易导致车门出现流致振动现象。因此，在工程化设计时，应尽量将车门安装在车体截面不变区域，如果安装在流线型区域，应考虑扶手的设计方式，尽量减小凹腔结构对车门区域流场的影响。头车流线型区域的表面压力分布时均值云图如图11所示。由图11可以看出：司机室车门位于流线型区域的负压区，车门上部负压较大，负压值接近-800 Pa，车门下部负压较小，负压值为-400-800 Pa；车门不平顺区域存在局部正压区；靠近鼻尖处的凹腔内负压较大，远离鼻尖处的凹腔内负压较小，局部区域存在正压，最大正压接近 100 Pa；整体看，车门表面压力分布不均匀，表现为向外的拉力。由于车门形状不规则，压力分布不均产生的气动力在x方向（气动阻力）、y方向（气动侧向力）和z方向（气动升力）均有分量；由于y方向的投影面积最大，车门受到的气动侧向力也最大。头车司机室车门区域数值计算压力测点位置如图12所示。为进一步研究车门附近压力的非定常特性，分析图12中SP1SP4这4个压力测点的时域曲线和频谱特征，将4个测点布置在相同高度，且与实车测试的测点位置高度相同。测点压力的时域和频谱曲线如图13所示。由图13（a）可以看出：司机室车门两侧的凹腔结构对气流下游附近的压力影响较大，SP1位于车门凹腔结构上游，未受凹腔结构影响，压力波动幅值最小；经车门上游凹腔结构干扰后，SP2压力均值比SP1增大约50 Pa，压力波动幅值增大约300 Pa，SP2在4个测点中压力波动的均值和幅值均最大；SP3距车门上游凹腔结构较远，相比SP2，压力波动的均值和幅值均有所减小，受车门下游凹腔结构干扰后，SP4均值压力比SP3增大约70 Pa，压力波动幅值增大约35 Pa。可见，凹腔结构是车门区域湍流强度和脉动压力增大的主因，这与图10中车门区域漩涡分布规律一致，通过分析车门附近压力，特别是凹腔区域下游的SP2，能够反映出车门区域的流场特点；车门上游凹腔结构是导致车门表面压力波动增大的主要影响因素，仅从消除司机室车门图11头车司机室车门区域表面压力云图列车运行方向 前端 后端 图10头车司机室车门附近的漩涡分布SP1 SP2 SP3 SP4 图12头车司机室车门区域数值计算压力测点位置00.10.20.30.40.50.60.70.80.91.0800600400200800600400200800600400200800600400200压力/Pa时间/sSP4SP3SP1SP2（a）时域曲线50100150200250300020406080100 振幅/Pa频率/Hz SP1SP2SP3SP4（b）频谱曲线图13测点压力时域和频谱曲线163第 44 卷 中国铁道科学流致振动现象看，需要重点优化车门上游凹腔结构。从图13（b）可以看出：4个测点均存在明显的主频，SP1的主频为77 Hz，SP2，SP3及SP4的主频为81 Hz，且SP2存在倍频现象，测点主频与实车线路试验测试数据基本一致，这也进一步验证了数值计算的准确性。司机室车门的气动力时域和频谱曲线如图14所示。由图14（a）可以看出：气动拉力和气动侧向力的均值都是负值，表现为向车体外面的拉力，气动升力的均值为正值，表现为向上的拉力，力的方向与车门表面压力分布规律一致；由于y方向投影面积最大，导致车门气动侧向力的均值最大，约为390 N；由于车门位于流线型区域，存在x方向的投影面积，且车门表面也存在不平顺区域，导致车门受到x方向的气动力，该方向的气动力为负值，即车门受到向前的气动拉力，而不是气动阻力，且气动拉力的振幅最大，约为90 N，主要原因是车门表面压力以负压为主，且越靠近鼻尖位置，负压均值和波动幅值越大，导致车门受到的气动拉力值分布不均匀，压力波动对气动拉力的影响更大；由于车门在 z 方向存在投影面积，且车门上部负压大，下部负压小，导致车门承受向上的压差，进而存在气动升力，由于车门上部和下部压力波动相对较小，z方向的投影面积也小，所以车门受到的气动升力均值和波动幅值较小。可见，气动侧向力和气动拉力的高频波动是车门出现流致振动现象的主要原因。从图14（b）可以看出：气动拉力的振幅最大，气动升力没有明显的主频；气动拉力和气动侧向力的主频均为82 Hz，与测点压力的主频基本一致，表明车门表面压力波动是气动力波动的主要原因。综合司机室车门区域的流场分布规律和受力特性，当车门位于流线型区域，在不同方向存在投影面积时，车门两侧尤其是车门上游凹腔结构扰流产生的高频脉动压力将导致车门受到显著的非定常气动载荷，当车门支撑结构强度和刚度较弱时，车门将出现流致振动现象，这种流致振动可能是车门和气流产生的共振，也可能是气流振幅较大导致的强迫振动。2.3凹腔区域的结构优化为消除凹腔结构对司机室车门流致振动的影响，在不改变车门位置的前提下，需要对凹腔区域的外形进行优化设计，因此在某型高速列车现有结构的基础上，从凹腔结构和扶手截面形状2个方向进行优化设计，并选取典型优化方案进行实车线路试验验证。2.3.1凹腔结构优化凹腔结构优化包括移除扶手（保留凹腔形状）和将扶手改为薄壁盖板2种方案，不同的凹腔结构如图15所示。图16给出了3种凹腔结构方案对应的车门区域漩涡分布。由图16可以看出：对于3种方案，凹腔结构以上区域的漩涡分布变化不大；原方案车门区00.10.20.30.40.50.60.70.80.91.055657542040539037510050050升力/N时间/s侧向力/N拉力/N706050（a）时域曲线5010015020025030002468101214 振幅/Pa频率/Hz 气动拉力气动侧向力气动升力（b）频谱曲线图14司机室车门气动力时域和频谱曲线（a）原方案（b）移除扶手（c）扶手改为盖板图15凹腔结构方案164第 5 期高速列车车门凹腔结构的流致振动特性域的漩涡分布最为复杂，漩涡尺度也最大；移除扶手后，凹腔区域的展向涡仍然存在，但没有扶手干扰，凹腔处的漩涡经过车门时已弱化为尺度很小的漩涡，车门表面的展向涡基本消失，经过车门后受凹腔下游边框的干扰车体表面再次形成展向漩涡，漩涡尺度略小于原方案；将扶手改为盖板后，盖板区域的展向涡紧贴盖板表面，没有向后发展，车门表面的漩涡基本消失，仅在车门下部存在小尺寸的漩涡结构，且经过车门后由于没有凹腔干扰，车体表面也无明显的漩涡。可见，改变凹腔结构可以显著改变车门区域的流场特性，封闭凹腔后，车门表面展向涡消失，脉动压力也将随之消失，进而可以消除车门的流致振动现象；移除扶手后，车门表面展向涡变为小尺度漩涡，漩涡强度减弱，车门表面脉动压力也将减弱甚至消失。因此，当工程设计不允许采用盖板结构时，可通过优化扶手形状和位置消除车门的流致振动现象。不同凹腔结构的 SP2测点压力时域曲线如图17所示。由图17可以看出：相比于原方案，移除扶手或者将扶手改为盖板后，SP2的压力均值显著减小，将扶手改为盖板后，SP2的压力均值和波动幅值均最小；2种优化方案下的压力随时间基本不变，周期性波动信号消失，这种压力变化趋势与车门区域流场特点的变化趋势一致；考虑到4个测点之中，SP2的压力均值和幅值均最大，而采用2种凹腔结构优化方案后车门表面的压力特性显著改善，引起车门流致振动的主要因素消除，车门流致振动现象必将消失。2.3.2扶手形状优化对于既有高速列车，通过改变凹腔结构消除司机室车门的成本和施工难度较大，更换扶手或者移动扶手位置更容易施工且成本更低，因此，下文将分析扶手安装位置和不同横截面形状对司机室车门流致振动的影响。不考虑椭圆方案和方柱方案对扶手握感的影响，扶手位置和形状优化方案见表3。相比于原方案，3种方案均向凹腔内部平移30 mm，该平移量是在不改变扶手形状的前提下，满足扶手功能的最大内移量。图18给出了3种扶手优化方案SP2测点压力的时域和频谱曲线。由图 18可以看出：3种方案下SP2 压力的平均值差别不大，原方案下扶手内移30 mm后，SP2测点仍然存在周期性压力波动，主频约为85 Hz，椭圆方案和方柱方案没有明显的主频，相比于原方案，扶手内移方案下SP2测点压力波动幅值明显减小，可见，扶手内移后司机室车门区域的流场特性没有发生根本改变，但扶手诱导的展向涡强度显著减弱，当这种漩涡强度降至某个临界值时，车门的流致振动现象将消失；将圆形扶手改为椭圆形或者方柱后，凹腔区域诱导的漩涡对车门的影响基本消失，没有周期性脱落的漩涡，车门车门区域漩涡（a）原方案（b）移除扶手（c）扶手改为盖板图16不同凹腔结构司机室车门区域漩涡分布0.20.30.40.50.60.70.80.91.0750700650600550500450400350压力/Pa时间/s 原方案 移除扶手 扶手改为盖板图17不同凹腔结构的SP2测点压力时域曲线表3不同扶手位置和形状优化方案方案名称扶手内移方案扶手椭圆方案扶手方柱方案扶手内移尺寸/mm303030扶手截面尺寸外径25 mm圆管长轴半径15 mm，短轴半径10 mm边长25 mm正方形，倒角半径3 mm165第 44 卷 中国铁道科学表面压力也没有主频，车门流致振动现象消失。因此，通过优化扶手横截面形状或者改变扶手位置，能够减弱甚至消除司机室车门的流致振动现象。2.3.3实车试验验证为验证数值计算结果和凹腔结构优化的准确性，通过线路试验进行了封堵凹腔结构（与扶手改为盖板的方案类似）和扶手内移30 mm这2种优化方案的实车测试。2种实车试验验证方案如图19所示，对于第1种方案，为便于试验，将泡沫填充至凹腔内部，然后用胶带封堵，保证胶带外表面和车体外表面形状一致；对于第2种方案，重新加工1套扶手安装结构，保证扶手整体向凹腔内移动30 mm，与数值计算的扶手内移方案一致。对2种方案司机室车门的振动进行了实车线路试验测试，振动加速度测点位置见图 7（a）的 Z1。试验结果如图20所示。由图20可以看出：采用2种优化方案后，车门200 Hz以上的振动加速度显著减小，200 Hz以下的振动加速度基本不变，整个频率区间内没有明显的主频，试验过程中也没有发现车门出现流致振动现象，表明凹腔结构的优化能够改善车门区域的流致振动现象。试验结果与数值计算的预期一致，进一步验证了改进方案的有效性和数值计算的准确性。3 结论（1）司机室车门上游凹腔结构诱导的展向涡导致车门表面出现高频的脉动压力，压力波动频率约为83 Hz，随着列车运行速度的提高，压力波动频率基本不变，压力波动幅值逐步增大，当超过车门承受的限值后，将出现流致振动现象。（2）气动拉力和气动侧向力是诱发司机室车门流致振动的主要气动载荷，对于工程设计，车门宜设置于车体横截面不变区域，尽量减少迎风面积。（3）通过优化凹腔结构和扶手的形状能够改善0.30.40.50.60.70.80.91.0630620610600590580570 压力/Pa时间/s 内移30 mm方案 椭圆方案 方柱方案（a）时域曲线50100150200250300024681012振幅/Pa频率/Hz 内移30 mm方案 椭圆方案 方柱方案（b）频谱曲线图18不同方案SP2测点压力时域曲线和频谱曲线（a）封堵凹腔结构（b）扶手内移30 mm图19实车试验验证方案0100 200 300 400 500 600 700100104103102101原方案封堵凹腔结构频率/Hz振动加速度均方根/g800 9001 000（a）封堵凹腔方案与原方案对比原方案 100104103102振动加速度均方根/g0250500750 1 000 1 250 1 500 1 750频率/Hz2 000扶手内移30 mm（b）扶手内移30 mm方案与原方案对比图20司机室车门内表面Z1振动测点试验数据166第 5 期高速列车车门凹腔结构的流致振动特性或消除司机室车门的流致振动现象。移动扶手位置能够减弱凹腔结构引起的流致振动现象；如果要消除流致振动现象，建议将扶手改为盖板结构，或者将扶手截面形状改为非圆形截面。参考文献1 SCHETZ J A.Aerodynamics of High-Speed Trains J.Annual Review of Fluid Mechanics，2001，33：371-414.2 BAKER C.The Flow around High Speed Trains J.Journal of Wind Engineering and Industrial Aerodynamics，2010，98（6/7）：277-298.3 YANG G W，GUO D L，YAO S B，et al.Aerodynamic Design for China New High-Speed Trains J.Science China 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