高速列車受電弓區車內噪聲研究與控制*

郭建強，葛劍敏，張華麗

(1.同濟大學物理科學與工程學院 上海，200092)(2.中車青島四方機車車輛股份有限公司 青島，266111)

高速列車受電弓區車內噪聲研究與控制*

郭建強1,2，葛劍敏1，張華麗2

(1.同濟大學物理科學與工程學院 上海，200092)(2.中車青島四方機車車輛股份有限公司 青島，266111)

針對高速列車受電弓區噪聲相對較高的問題，提出受電弓減振安裝方案，并在模擬實車環境下驗證了其降噪效果和可靠性。首先，在某高速列車上進行了線路運行條件下受電弓區振動和噪聲測試，分析發現結構振動是該區域噪聲傳播的重要方式，設計了一種獨特的錐形橢圓結構減振座，用于受電弓彈性安裝；其次，搭建了模擬現車試驗臺，驗證減振座的降噪效果；最后，進行了總計252萬次的疲勞試驗以驗證減振座的可靠性。試驗結果表明，該減振座能夠有效減小受電弓振動對車體的激勵，從而降低該區域的噪聲，降噪效果約為4 dB(A)，其疲勞可靠性能夠滿足線路運行要求。

高速列車； 受電弓噪聲； 減振座； 模擬現車試驗臺

引 言

受電弓噪聲是高速列車的主要噪聲源之一，在350 km/h速度級下，其噪聲強度超過了輪軌噪聲，成為列車的最大噪聲源，對車輛運行輻射噪聲和客室內噪聲均有較大影響[1-3]。因此，受電弓噪聲控制成為高速動車研制過程中不可回避的重點課題，國內外很多學者對受電系統噪聲進行了研究。日本在受電弓弓體氣動噪聲控制方面的研究較為領先，主要體現在弓體結構簡化、流線型包覆、導流罩和弓頭氣流控制4個方面。文獻[4]介紹了FASTECH360試驗列車對兩種受電弓結構和多種導流罩結構進行的對比測試情況，提出的單臂受電弓至今仍為氣動噪聲最為優異的受電弓之一[4]。另外，日本在受電弓弓頭及其外形結構的流線型包覆上做了許多努力，風洞試驗結果顯示了這些努力的有效性[5]。在最新的研究資料中，日本對受電弓弓頭進行氣流控制優化，進一步降低了弓頭的氣動噪聲[6-7]。國內在受電弓導流罩氣動噪聲優化方面也做了一些仿真研究，指出合理的導流罩設計可以大幅度降低噪聲，不合理的設計會使導流罩本身也成為聲源[8]。這些研究主要是從受電弓本身進行氣動性能優化，重點關注車外輻射噪聲特性。

國內在高速列車線路運行試驗中，對受電弓區車體振動和噪聲傳遞規律進行了測試分析，并對隔聲處理措施的效果進行了試驗評價[9-11]，但隔聲措施通常需要增加較大的重量，對于結構彎曲振動產生的噪聲控制效果不理想。因此，筆者從測試和分析受電弓區車內噪聲與內飾板振動的關系入手，說明受電弓區噪聲傳播方式，從減振的角度開發一種能夠有效控制受電弓區噪聲的輕量化結構。

1 研究方法

1.1 總體思路

根據高速列車線路運行噪聲測試過程中發現的受電弓區車內噪聲相比客室其他區域偏高的問題，提出了如圖1所示的總體研究思路。首先，進行已有車輛的線路運行噪聲和振動測試，根據測試數據分析受電弓區噪聲的頻譜特性及其傳播途徑；然后，有針對性地制定控制措施，在試驗室條件下對控制措施的應用效果進行驗證和優化，以確定最終裝車方案。

圖1 總體研究思路Fig.1 The overall research approach

1.2 線路運行噪聲和振動測試方法

在車輛運行工況下，采用多通道數據采集儀，同時測試車體外表面聲壓、車體振動、內飾板振動和車內聲壓分布。車體外表面噪聲采用B&K的表面傳聲器進行測試，車體和內飾板的振動采用加速度傳感器測試，車內聲壓分布采用可移動式麥克風陣列進行測試，受電弓區安裝座的受力特性采用特殊設計的受力天平進行測試。這些數據用于后續噪聲傳遞特性分析及試驗驗證。

1.3 應用效果驗證方法

為了使試驗結果與實車應用效果更接近，根據實車尺寸結構搭建了專用的模擬現車試驗臺，如圖2所示。試驗臺車頂為實車結構(現車鋁合金車體)，縱向涵蓋整個受電裝置安裝范圍，并考慮車頂振動模態特性，長度定為5 m，四周墻壁為400 mm厚混凝土墻，車內空間接近現車尺寸。在車頂受電弓安裝座上進行激勵，測試采取減振安裝措施前后車體振級及車內標準點的聲壓級變化。

圖2 模擬現車試驗臺Fig.2 The real-car-simulating test bench

1.4 振級和聲壓級的歸一化處理

在模擬現車試驗臺上采用激振器進行激勵時，難以保證每次的激振力都完全一致。為避免激振力差異對結果的影響，對振動和噪聲以力為基準進行歸一化處理，獲得單位力振級和單位力聲壓級。

每個倍頻程下的單位力振級為

(1)

其中：aRMS,i為第i個倍頻程的實測振動加速度(m/s2)；a0為參考振動加速度值[12]，取值為10-6m/s2；fi為第i個倍頻程的實測力幅值(N)。

每個倍頻程下的單位力聲壓級為

(2)

其中：pe,i為第i個倍頻程的實測聲壓級(Pa)；p0為參考聲壓值，取值為2×10-5Pa；fi為第i個倍頻程的實測力幅值(N)。

2 受電弓噪聲與振動特性

2.1 受電弓區噪聲源分析

如圖3所示，根據產生原理的不同，受電弓區的噪聲振動源可分為4類:a.列車高速與氣流相互作用，在車體表面形成的氣動壓力；b.高速氣流與車體表面摩擦產生的聲學壓力；c.受電弓在高速氣流和弓網接觸力作用下產生的振動；d.受電系統與高速氣流相互作用產生高強度噪聲，對車體表面產生聲學壓力。其中:a和c屬于振動激勵；b和d屬于噪聲激勵。由于在受電弓區，這兩種激勵均很大，因此受電弓區噪聲控制從隔聲和減振兩方面同時開展。

圖3 受電弓區噪聲源示意圖Fig.3 Schematic diagram of the noise sources of pantograph area

2.2 噪聲特性

線路運行測試結果表明，在350 km/h速度級下受電弓區車外噪聲比非受電弓區高約6～8 dB(A)，噪聲頻譜呈現寬頻特性。

由于車體結構高頻隔聲性能優良，噪聲傳到車內后，1 600 Hz以上快速衰減，在該頻段受電弓區和非受電弓區噪聲差別不大，但在1 kHz以下頻段，受電弓區車內噪聲顯著高于非受電弓區，如圖4所示。可見，受電弓區車內噪聲控制應重點針對1 kHz以下頻帶采取措施。

圖4 350 km/h車內噪聲頻譜Fig.4 The internal noise spectrum at 350 km/h

2.3 振動特性

噪聲傳播與結構振動密切相關。350 km/h速度級下內飾板振動測試結果表明，受電弓區內飾頂板振級比普通車大10 dB以上，如圖5所示。為了便于與噪聲頻譜對比，圖5給出了1/3倍頻程下的振級頻譜?？梢钥闯?，受電弓區車體的中高頻振動很大，但由于內飾板采用了減振安裝結構，這些中高頻的振動得到有效控制。與非受電弓車相比，受電弓區內飾頂板振動較大的頻段在1 kHz以下，這與圖4的噪聲頻譜基本吻合，說明受電弓區內飾頂板振動輻射噪聲對車內噪聲有顯著貢獻。

圖5 350 km/h振級頻譜Fig.5 The vibration level at 350 km/h

2.4 受電弓安裝座受力特性

在受電弓底座和車頂安裝座之間安裝力傳感器，可以直接獲得線路運行狀態下車體受到的力激勵。在350 km/h速度下車體安裝座的受力如圖6所示。從3個方向力時域圖可以看出，垂向力(Fz)遠大于橫向力(Fx)和縱向力(Fy)，因此后續試驗中僅考慮了垂向力激勵的影響。

圖6 受電弓安裝座受力Fig.6 The forces acting on pantograph mounting

3 解決方案

從兩個方面采取措施對受電弓區車內噪聲控制：a.提高車體結構的隔聲性能；b.降低該區域車體結構的振動。由于該動車組受電弓區已采取了多種隔聲措施，再繼續進行隔聲處理往往需要增加較多重量，不符合高速列車輕量化設計要求，因此筆者主要從減振方面進行降噪結構設計，通過較小的重量代價達到降低車內噪聲的目的。

分析可知，受電弓振動通過弓體與車體之間的安裝結構進行傳遞，該動車受電弓與車體之間為剛性連接，如圖7(a)所示，弓體振動沒有經過衰減，直接傳遞到車體上。若在兩者之間增加減振結構，則可大大減小傳遞到車體上的振動激勵。綜合考慮安全性、氣動性能和可維護性三方面的因素，設計了一種獨特的錐形橢圓結構[13]，如圖7(b)所示。

圖7 受電弓安裝結構Fig.7 The mounting structure of pantograph

減振安裝結構采用橡膠做為主要減振元件，設計硬度為shore A 65°，內套和外套為鋁合金材料，材料的接合面與水平面成55°角，三部分通過硫化工藝成型。該結構具有以下優點[14]：a.55°的錐形夾角使得在減振材料破壞的極端惡劣情況下，受電弓也不至于脫落，保證了行車的安全性；b.橢圓形結構能夠有效降低氣動噪聲，使安裝結構具有優良的氣動性能；c.錐形結構是復合型減振器的特征，保證減振器在承受垂向和橫向載荷時的優良性能；d.減振座與車體剛性支撐座和受電弓之間均通過螺栓連接，便于拆卸和維護。

4 降噪效果驗證

4.1 減振效果

減振效果用振級衰減表征，減振前后的振級差如圖8所示。從試驗結果看出，減振安裝結構總體減振效果較為理想，在300 Hz以上頻段最為顯著。噪聲的衰減規律與振級類似，在160 Hz，350 Hz～630 Hz及1250 Hz以上頻段降效果顯著。減振安裝結構的應用有助于減小受電弓振動對車體的激勵，從而達到降低車內噪聲的目的。

圖8 減振結構應用效果Fig.8 The application effect of the absorber

4.2 對車內標準點的貢獻度分析

減振降噪結構應用的最終目的是降低車內標準點噪聲。根據ISO 3381《鐵路應用 聲學 軌道車輛內部的噪聲測量》規定，車內標準點為距客室地板表面1.2 m高度的測點。為了驗證車內標準點噪聲隨激振力的變化關系，采用不同幅值的力進行激勵，獲得的“力-聲壓級”曲線如圖9所示。車內標準點聲壓級與激振力的對數成線性關系，線性回歸得到的兩條直線近似平行，節距相差約為4 dB，即減振結構對標準點的總體貢獻度約為4 dB。

圖9 標準點聲壓級與激振力的關系Fig.9 The relationship of the sound pressure level at the standard point and the exciting force

5 疲勞強度驗證

疲勞試驗按照TB/T 2843-2007 《機車車輛用橡膠彈性元件通用技術條件》附錄E和TB/T 2841-2010 《鐵道車輛空氣彈簧》的相關方法進行。試驗載荷來源于線路實測數據，分別為明線載荷和隧道載荷。其中，隧道載荷動態幅值為明線載荷的2.5倍。根據最大主應力仿真計算結果，y方向的作用力貢獻不大，所以試驗時只加載x和z兩個方向的載荷。試驗過程中明線載荷與隧道載荷交替進行，明線200萬次，隧道52萬次，各分4個階段進行試驗，每個階段結束后測試動靜剛度值并計算剛度變化率。

試驗后減振安裝座的動靜剛度變化率如表1所示。TB/T 2843-2007對疲勞試驗后靜態性能的變化范圍要求為正常標準在±20%、加嚴標準為±15%。根據表1的數據，減振安裝座靜剛度變化最大為8.3%，滿足加嚴標準的要求。

6 結束語

某高速列車的線路測試數據表明，受電弓區車內噪聲高于其他區域，而結構振動是該區域噪聲傳播的重要方式。在原有隔聲結構基礎上，筆者設計了一種受電弓減振安裝座，通過減小受電弓振動對車體的激勵，降低車內噪聲。模擬現車試驗臺的測試結果表明，相對于剛性安裝結構，該減振座具有良好的減振性能，有助于降低受電弓對車體的振動激勵，使車內標準點噪聲降低約4 dB。高速列車受電弓安裝對安全性要求較高，筆者設計的減振安裝座不僅從結構上保證了安全性，而且經過疲勞試驗驗證，能夠滿足線路運行條件對可靠性的要求。

表1 疲勞試驗后減振安裝座動靜剛度變化率Tab.1 The rate of stiffness change after fatigue test

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.04.004

* 國家重點基礎研究發展計劃(“九七三”計劃)資助項目(2011CB711105)

2015-04-27；

2015-09-06

U270.1+6； TH140

郭建強，男，1980年6月生，博士。主要研究方向為高速列車振動噪聲控制。曾發表《The mechanism of the noise transmission in the carbody of high-speed trains》(《Applied Mechanics and Materials》2015,Vol.724)等論文。 E-mail:hfutguo@163.com