350km/h工況下受電弓拖車噪聲傳遞路徑及 貢獻量分析

中圖分類號：U266.2 文獻標識碼：A DOl：10.13282/j.cnki.wccst.2025.03.056

文章編號：1673-4874（2025）03-0198-05

0 引言

動車組的提速發展會伴隨著車內外噪聲加大，高噪聲環境對人體健康會產生負面影響，如聽力受損、精神緊張等。動車組結構復雜，服役時產生的結構聲和空氣聲種類較多且影響不一，目前國內已掌握初步的動車組車內外噪聲特性，并研制出部分降噪手段，但在高速條件下引起的輪軌激勵區域、受電弓區域、轉向架等重要區域產生的結構和空氣噪聲仍然過大，降噪效果欠佳，掌握目標點（客室端部或中部1.6m高）噪聲源貢獻量有助于為噪聲控制提供一些依據[1-5]。

OTPA分析方法應用于動車組方面較晚，近年國內研究人員也逐步采用OTPA分析方法進行聲源對自標點貢獻的量化分析，但是對于計算結果驗證方面的研究還較少。基于以上兩點，本文以國內某型號標準動車組的受電弓拖車作為研究對象，對該車廂的噪聲傳遞路徑及噪聲貢獻量開展研究工作，為相關行業提供數據支撐[6-7]。

1基礎知識

1.1 OTPA理論基礎

近幾年國內科研組人員陸續采用OTPA方法對動車組的噪聲傳遞路徑及噪聲貢獻量方面進行分析，該方法需要以動車組的結構聲和空氣聲作為激勵，以客室座椅作為響應點。本文數據處理分為兩步：第一步是求解傳遞函數；第二步是TPS（TransferPathSynthesis），將實測的原始數據加傳遞函數擬合出各噪聲源的貢獻量。分析流程如圖1所示。

圖1反映的步驟如下：

（1）采集原始數據，這需要選取合適的激勵源與響應點。

（2）獲取傳遞函數，公式如下：

式中： H_ak?H_βn 一振動激勵和聲激勵到響應點的傳遞函數； 一一振源、聲源（在動車組傳遞路徑研究中振源大都為輪軌激勵的振動、受電弓振動、設備振動等，聲源大都為輪軌噪聲、車表面噪聲、設備噪聲等）；P_n 1 第 n 個測試步響應點的響應；k，m 1 振動激勵的數目、聲激勵的數目；n 1 測試步數。

針對激勵源信號量級不一致，對各個信號需進行歸一化處理。另外，動車組噪聲源復雜并不為單一，會相互耦合串擾，需對其進行修正，公式為：

[H]=[A]^-1[P]

通過奇異值分解來對式中矩陣A進行求逆。需要說明的是，要同時捕捉激勵源和響應點的信號。

根據奇異值奇，參考點響應矩陣A表達式為：

A∈R^m×n 為參考點響應矩陣； U∈R^m×m 為單位正交矩陣； S∈R^m×n 為奇異值對角陣； S=[diag（σ₁，σ₂，…，σ_a）0]，0 代表為零矩陣， a=min（m，n） ，并滿足 σ₁≥_σ2≥…≥σ_a≥0

對角矩陣[S]是減少耦合干擾的主要元素，一般將輸入信號中微小值作為干擾信號源并忽略，微小值處理后的矩陣 [S_r] ：

新構造的主分量矩陣為：

響應點處的聲壓信號 [P] 由式（6）表示：

[P]=[T_r][C]

[C] 是 T_r] 的系數矩陣：

獲得傳遞函數矩陣：

[H]=[V_r][C]=[V_r][S_r]^-1[U_r][P]

（3）該環節是TPS計算，將實測的動車組噪聲原始數據加傳遞函數擬合出各噪聲源的貢獻量，如圖2所示。

徑，主要傳遞的噪聲路徑是部件產生的結構聲和空氣聲，將噪聲分化為結構聲和空氣聲的自的是為了后續提供針對性更強的降噪方法，如空氣聲可采用增加吸聲、隔聲等手段降噪。在本次試驗中，由于標準動車組在高速運行條件下，動車、拖車、受電引車、不同車主控，在車廂一、二端部得到的噪聲大小都有所不同，本試驗選取噪聲較嚴重的受電弓拖車作為研究對象，標準點選取受電弓拖車端部（1.6m高，受電弓端），工況條件為1車主控、時速 350km/h

本次試驗的激勵源包過空氣聲和結構聲區域。標準點處的空氣聲主要包括輪軌噪聲、車體表面噪聲、設備艙噪聲、受電弓噪聲和轉向架區域噪聲；結構聲主要來自轉向架區域受電弓區域、設備艙區域。受電弓的結構聲主要是受電弓座傳遞至車內目標點；轉向架的結構聲一般是車下連接處振動產生（抗側滾扭桿、空氣彈簧等）；設備艙的結構聲主要是變壓器振動通過吊桿傳至車內目標點。基于這些激勵源構建出了OTPA模型[8-11]，如圖3所示。

將試驗獲得的動車組車內外各噪聲源數據作為激勵源輸入，受電弓車客室端部目標點作為響應輸出，通過傳遞函數矩陣可以分析出各噪聲源貢獻量大小。

2標準動車組噪聲試驗

試驗選定的是我國某型號標準動車組，其最大運營時速可達到 350km/h 在此工況下各噪聲源增幅很大，目前國內已掌握初步的動車組車內外噪聲特性，并研制一定的對應手段，但在高速條件下引起的輪軌激勵區域、受電弓區域、轉向架等區域產生的結構和空氣噪聲仍然偏大。這些噪聲的傳遞路徑主要有空氣、振動、輻射三種，如圖4所示。

1.2標準動車組OTPA模型

客室內噪聲由于出廠動車組氣密性很好，可排除掉車外噪聲通過車門等縫隙直接傳遞到目標點這一條路

由于標準動車組氣密性良好，故通過縫隙直接傳遞的空氣聲路徑剔除，客室內的主要噪聲來自于各板件振動傳遞，車外噪聲源輻射引起的聲震耦合振動傳遞到客室內，固有的車外設備在動車組運行時產生的固體振動傳遞到客室內。部分傳感器布置如圖5所示。

客室噪聲尤其受電弓下的端部區域噪聲影響比較大，由于車廂左右對稱，實際測量只需要在受電弓車廂的端部（受電弓端方）半邊區域布置9個測點即可，涵蓋側墻（測點7、8）、車內底板（測點4、9）、頂板（測點1）、斷面中央（測點3、6）、斷面中上（測點2、5）這些區域振動輻射的聲壓，能較詳細地反映出該斷面的噪聲分布狀態。具體測點位置如圖6所示。

某型號標準動車組的受電弓拖車客室二位端部（受電弓端）設置斷面，測試分析客室內受電弓下方斷面的噪聲分布情況。該型動車組350km/h恒速下受電弓車內噪聲斷面測點噪聲值如表1所示。

350km/h 速度級下受電弓拖車客室端部斷面測點頻譜圖如圖7所示。

3時速 350km/h 受電弓拖車噪聲特性及貢獻量分析

3.1時速 350km/h 噪聲特性

3.1.1帶受電弓拖車車內噪聲分析由于受電弓車聲源復雜，客室內噪聲偏大，因此在通過表1和圖7分析可得如下結論：

受電弓拖車客室二端（受電弓端）布置的9個斷面采集點，其所能反映的噪聲頻譜涵蓋31. 5～8000Hz ，主要的噪聲源成分頻率分布在 50～315Hz ，屬于低頻噪聲，最大噪聲來自底板測點9，為71dB（A），最小噪聲來自斷面中央測點3，為67dB（A），聲壓級相差4dB（A），其余測點包含側墻（7、8測點）、車頂（1測點）底板（9測點）斷面中央（3、6測點）等的聲壓級也在 2～3 dB（A），造成這種差異化的原因也是50～315Hz內的噪聲引起的。

3.1.2帶受電弓拖車車外噪聲分析

為分析受電弓拖車車外噪聲特性，分別在輪軌、受電弓和車體表面布置對應的傳聲器和振動加速器，采集數據并處理獲得1/3倍頻程圖。

二位端（受電弓端）表面聲、受電弓區域和轉向架區域噪聲的1/3倍頻程圖如圖8所示。由圖8可知，車體表面噪聲頻帶主要出現在 800～2000Hz ，在1000Hz時噪聲出現峰值，峰值為121.2dB（A），總聲壓級為129.6dB（A）；在受電弓區域，噪聲主要集中在中高頻段，2500Hz時出現噪聲峰值，為126.3dB（A），總聲壓級為135.1dB（A）；在轉向架區域，噪聲主要集中在中高頻段，1250Hz時出現峰值，為111.3dB（A），總聲壓級為120.3 dB（A）。

3.2OTPA模型有效性驗證

為了驗證OTPA模型有效性，需對OTPA擬合的結果和實測的結果進行對比，由于測試的數據含有聲壓和振動加速度兩種量綱，為了保證主成分分析的正確性，需對采集的參數進行歸一化數據處理，處理后的數據再傳入OTPA的輸入系統，求解出傳遞關系函數。需要說明的是，做PCA（主成分分析）時，要排除一些奇異值小的分量，降低干擾。

350km/h工況下的OTPA擬合值（黑色線）和標準點實測值的噪聲頻譜圖如圖9所示。由圖9可知，擬合值和實測值的吻合性相當高，兩者的走線趨勢和峰值基本都能做到變化一致。在分析的頻段中，目標點的實測噪聲值為70.4dB（A），OTPA擬合下的標準點總聲壓級為69.4dB（A），擬合值只比實測值高1dB（A），可見OTPA分析模型是適用于標準動車組噪聲傳遞關系分析的，可以反映車內外噪聲激勵源和車內目標響應點的傳遞函數關系。

為排除偶然性，對OTPA擬合值的合理性進行進一步的驗證，采集了200km/h和300km/h工況下的數據并對其進行擬合分析。

200km/h、300km/h這兩個恒速工況下車內二位端標準點噪聲實測值和擬合值的頻譜曲線對比如圖10所示。由圖10可知，在這兩個不同速度工況下，兩者的擬合值和實測值的吻合性都非常高，兩工況下的走線趨勢和峰值基本都能做到變化一致，200km/h工況下，在分析的頻段中，目標點的實測噪聲值為61.6dB（A），OTPA擬合下的標準點總聲壓級為60.7dB（A），擬合值只比實測值低0.9dB（A）；300km/h工況下，在分析的頻段中，目標點的實測噪聲值為67.2dB（A），OTPA擬合下的標準點總聲壓級為66.6dB（A），擬合值只比實測值低0.6dB（A）。兩工況下，擬合值和實測值差距都沒超過1dB（A，可見OTPA分析模型是適用于標準動車組噪聲傳遞關系分析的，可以反映出車內外噪聲激勵源和車內目標響應點的傳遞函數關系。

3.3 目標點貢獻量分析

由前文分析可知，OTPA分析法在標準動車組客室噪聲分析是適合的，可用此方法求解噪聲貢獻量。采用OTPA分析法對上述空氣聲和結構聲涵蓋的激勵源信號進行分量求和統計，可計算出目標點端部（受電弓端）的結構聲為67.6dB（A），空氣聲為68.5dB（A），目標擬合值為69.9dB（A），結構聲與目標點相差2.3dB（A），空氣聲與目標點相差1.4dB（A），誤差總體不大，考慮為相關串擾及奇異值分解過濾導致。

在350km/h速度級下不同傳遞路徑在整個分析頻段的貢獻量如表2所示。由表2可知，貢獻量最大的是車體表面噪聲66.2dB（A），屬空氣噪聲，第二是受電弓噪聲65.8dB（A），屬空氣噪聲，第三是受電弓振動65.1dB（A），屬結構聲，中心銷振動64.2dB（A）排第四，屬結構聲，空氣彈簧振動排五61.8dB（A），屬結構聲，其余路徑噪聲相對較低。

4結語

本文針對高速條件下引起的輪軌激勵區域、受電弓區域、轉向架等強噪區域產生的結構和空氣噪聲仍然偏大的問題，以國內某型標準動車組350km/h恒速為例，采用OTPA方法分析出噪聲貢獻量，為降噪提供數據參考支撐。結果表明：車內噪聲源主要集中在50～315Hz，屬于低頻噪聲，車內最大噪聲來自底板振動；車內標準點客室端部（受電弓端）最大空氣噪聲來自車體表面和受電弓，主要結構聲來自于受電弓、中心銷振動，后續降噪時可主要從這些激勵源進行改進或控制。 ⑦

參考文獻

[1]蔣佳妙，孫文靜，周勁松.地鐵車內空氣聲傳遞路徑分析及板件隔聲性能優化[J].噪聲與振動控制，2023，43（3）：153-160

[2]李志強，劉蘭華，邢星，等.高速鐵路隧道與明線段噪聲影響對比分析[J].鐵路節能環保與安全衛生，2023，13（2）：12-15.

[3]彭麗明，黃夢海.某內燃動車組噪聲控制設計及衛生間噪聲超標問題分析[J].技術與市場，2023，30（4）：79-82

[4]鄒志超，陳建龍.CRH380B型高速動車組客室噪聲分析[J].鐵道機車與動車，2021（8）：1-5，20.

[5]步青松.高速鐵路輪軌滾動噪聲預測計算模型研究[J].鐵道建筑，2020，60（8）：156-160.

[6聶嘉興.基于OTPA方法的地鐵車內噪聲與振動傳遞路徑貢獻分析[D].成都：西南交通大學，2020.

[7]高登科，馬凱，王懷東.高速動車組客室內噪聲聲源特性及其隨車輛運行里程的演變規律[J].城市軌道交通研究，2020，23（2）：22-25.

[8]朱自未.基于OTPA方法的高速列車噪聲車體傳遞路徑分析[D].西南交通大學，2018

[9]辜小安，伍向陽，劉蘭華.軌道交通動車組噪聲源強取值研析[J].環境影響評價，2017，39（5）：39-42，47

[10張駿 .250km/h 動車組車內聲源特性及其貢獻量分析[D」.成都：西南交通大學，2017.

[11鄒侃平，伍川輝.基于DSP的動車組車內噪聲主動控制系統設計[J].鐵道科學與工程學報，2016，13（11）：2256-2261.