基于溝槽橡膠復合結構的高速列車受電弓隔振降噪研究

曾昭陽，范紅偉，焦映厚，李 飛

(哈爾濱工業大學機電工程學院，哈爾濱 150001)

伴隨世界經濟的不斷發展，交通的重要性進一步得到凸顯，而高鐵屬于近些年來發展較快的一種交通工具。當下，中國是全球范圍內高鐵路線最長、在建工程量最大、發展效率最高的國家。根據官方部門給出的統計資料，截至2015年年底，中國高鐵的運營路程超過了1.8萬km，在建階段的總體路線已經達到1萬km以上，到2020年，中國的客運專線總里程可望超過2萬km。最近的一些研究中觀察到，伴隨著列車速度的持續提升，其車輛內部噪聲不斷加大的問題也更加嚴重[1]。高強度的噪聲嚴重影響乘客的乘坐舒適度，讓人產生壓力感、疲勞感。造成車內噪聲的因素多種多樣，比如輪軌激勵造成車廂晃動，從而形成輻射噪聲。另外高速運行狀態下也可能形成空氣動力噪聲[2-4]。中國的高鐵都是通過電力進行牽引，電力提供的主體設備即為布置在車廂上方的受電弓。研究表明，受電弓已成為高速列車的主要噪聲源之一[5]。受電弓的噪聲產生原因主要包括氣動噪聲和受電弓振動產生的噪聲。目前，針對受電弓降噪研究主要集中在通過優化受電弓的氣動外形以降低其氣動噪聲[6-8]。受電弓在列車運行過程中，在電網彈性不均勻、電纜不平順、電網波動及氣動作用下，會產生不同頻率及幅值的振動[9-11]。某高速列車線路運行條件下受電弓區的振動和噪聲測試顯示，結構振動是該區域噪聲傳播的重要方式[12]。因此，采用振動隔離技術阻斷噪聲的傳播是降低高速列車受電弓振動噪聲的有效措施[13]。

目前，為了減緩振動和降低噪聲，橡膠彈性減隔振元件已在中國高速列車上廣泛應用，如列車的一系懸掛、二系懸掛等，都運用了專業的彈性元件，從而盡可能實現減振的效果。所運用的橡膠元件和一般的金屬彈簧進行比較，其優勢眾多，比如有助于控制外層摩擦、降低整體的質量、控制噪聲、改善舒適性等[14]。因此，針對高速列車的受電弓噪聲，利用橡膠復合隔振結構以阻斷受電弓振動能量的傳遞，進而降低受電弓振動引發的車廂內部噪聲。首先給出弓網耦合系統對車廂激勵的頻幅特性，然后研究溝槽橡膠復合隔振結構的動力學響應特點，最后研究溝槽橡膠復合隔振結構的降噪效果。

1 高速列車受電弓激勵分析

受電弓即為布置在牽引機車上，經過和接觸網保持連接從而得到電能的一類專業性設備。在多年的改進和突破后，現在已經發展為四大種類，比如雙臂式、垂直式等，當下中國實際場合中運用最廣泛的為單臂受電弓，如圖1所示。

圖1 高速列車單臂受電弓結構Fig.1 Single-arm pantograph structure of high-speed train

在進行弓網動力學研究時，通常按照動能的等效原理，對受電弓進行簡化分析。將其視為具備一定質量的相應模型[15-17]。按照集總質量的狀態，此時能夠將相應的模型劃分成一元、二元等多種形式的模型[18-19]。在進行弓網動力學研究時將受電弓簡化為幾個二元集中質量模型，如圖 2所示。

高速列車取電接觸網通常通過定位部件、支持部件等形成。針對接觸網，忽略其橫向運動，并采用歐拉梁對電纜進行建模，采用彈簧單元對懸吊進行簡化。最終，分別基于兩自由度受電弓模型以及簡化后的接觸網模型，相應地創建了弓網耦合體系的研究模型，如圖3所示。其中：SA和SB各自對應承力索與接觸線的張力；kDi對應第i根吊弦的剛度；ρA與ρB各自對應承力索、接觸線的線密度；mDi對應第i根吊弦全部質量的1/2；EIA與EIB對應二者不同的彈性模量；mTAi對應第i根支撐結構的質量；mTBi對應第i個限位裝置的質量；kTAi對應第i根桿的剛度數值；L對應的是錨段的整體長度；p、w各自對應一定區域中吊弦、桿的全部數目。網模型和弓模型通過接觸力進行耦合。

圖2 受電弓二元集中質量簡化模型Fig.2 Simplified model of pantograph bivariate lumped mass

圖3 弓網耦合系統模型Fig.3 Pantograph-catenary coupling system model

接觸線和承力索的位移可以表示為

(1)

(2)

式中：Am對應相關線路的第m項數值；Bm對應連接線路的第m項數值；x代表X軸向坐標；L對應一個區間的整體長度。采用拉格朗日方法推導弓網耦合系統的運動方程，即

(3)

式(3)中：y1為受電弓弓頭位移；y2為框架位移，吊弦剛度表示接觸線與吊弦連接處的力。弓網耦合系統基本參數如表1所示。

采用Newmark法對運動方程(3)進行求解，最終得到了列車在360 km/h速率下的弓網接觸力時域曲線，如圖4所示。

在一個區間中，連接壓力在一定坐標中與吊弦等位置形成明顯的變化。在支柱部位上，連接壓力實現了峰值，這考慮跟定位器以及吊弦位置的質量高度集中相關，在這種情況下會使得慣性力不斷變大。

根據弓網接觸力時域曲線，最終得到受電弓對車廂產生的激勵力頻域特性曲線，如圖5所示。

圖4 360 km/h速率下弓網接觸力時域曲線Fig.4 Time-domain curve of pantograph-catenary contact force at 360 km/h rate

圖5 360 km/h速率下受電弓對車頂激勵的幅頻特性曲線Fig.5 Amplitude-frequency characteristic curve of pantograph excitation to roof at 360 km/h rate

2 溝槽橡膠復合隔振結構

對于受電弓形成的振動，通過復合隔振結構降低受電弓傳遞到車廂結構的能量。復合隔振結構重點通過5層結構形成，從上部到下部，最上層是橡膠溝槽，最下層為橡膠溝，上溝槽的拓展方位和下溝槽的延伸方向互相垂直。結構隔離層的材料為木屑。溝槽橡膠復合隔振結構的組成如圖 6所示。

圖6 溝槽橡膠復合隔振結構組成Fig.6 Composition of groove rubber composite vibration isolation structure

采用有限元軟件ANSYS預測溝槽橡膠復合隔振結構的動力學隔振效果。在創建相應的研究模型時，先需要創建相符合的不同位置的金屬基座，在上部位置中施加了30～2 000 Hz的作用力，具體的方位與大平面的區位保持一致。邊界條件為上下基座短邊固定。材料屬性如表2所示，具體的有限元二維模型如圖7所示。

表1 弓網耦合系統基本參數Table 1 Basic parameters of pantograph-catenary coupling system

通過隔振結構下基座位置的加速度級為分析隔振性能的關鍵指標。在下部位置的相同平面中設定了較多的點，同時對不同的點完成加速度級的能量平均，從而形成了相應的等效加速度級。此時運用到的分析公式為

(4)

(5)

式中：以a0為基準加速度，10-6m/s2。在下基座選取4個點作為加速度輸出點以計算等效振動加速度。

表2 材料屬性Table 2 Material properties

圖7 復合隔振結構有限元模型Fig.7 Finite element model of composite vibration isolation structure

為進一步測試復合隔振結構與其他類似隔振結構相比存在一定的優勢，將溝槽橡膠復合隔振結構與純橡膠材料及無溝槽隔振結構的隔振效果進行對比。溝槽橡膠復合隔振結構尺寸參數如表3所示。

純橡膠形式與隔振結構，在規格上與溝槽方案基本保持一致。另外不同座的邊界因素也維持吻合，輸出位置保持的位置是相同的。無溝槽橡膠隔振結構中間也帶有隔離層。溝槽復合隔振結構及無溝槽隔振結構與純橡膠隔振結構對比如圖8、圖9所示，在30～1 300 Hz的頻率區間中，帶溝槽結構的實際隔振效果顯然超過純橡膠材料及無溝槽隔振結構的隔振效果，在忽略高頻振動的情況下，帶溝槽結構體現出相應的優勢。由于受電弓對車廂的沖擊在低頻范圍相對較大(圖5)，因此針對受電弓沖擊，帶溝槽的復合橡膠隔振結構具有更好的隔振效果。

表3 溝槽橡膠復合隔振結構尺寸Table 3 Dimensions of rubber composite vibration isolation structure with grooves

圖8 溝槽橡膠復合隔振結構與純橡膠結構隔振對比Fig.8 Comparison of vibration isolation between grooved rubber composite isolation structure and pure rubber structure

圖9 溝槽橡膠復合隔振與無溝槽隔振結構的隔振對比Fig.9 Vibration isolation contrast of grooved rubber composite vibration isolation structure and grooveless vibration isolation structure

3 基于溝槽橡膠復合隔振結構的車廂內部降噪分析

為驗證溝槽橡膠復合隔振結構的隔振降噪效果，將該隔振結構應用于受電弓和車廂的連接位置，和無隔振的車廂振動情況進行對比，借助聲學模擬軟件 Virtual. Lab 分析車廂中存在隔振和無隔振，兩種不同情形下的具體聲場狀態[20]，研究是否具有隔振結構后所具備的實際降噪效果。

3.1 車廂振動響應分析

建模時，車體主要部分結構的截面如圖 10所示。主要采用四節點等參殼單元來建立車廂結構的有限元模型。殼單元厚度為3 mm，并根據圖 10在對應位置加筋以增加車體剛度。

在進行聲腔模型的建模時，在車廂結構有限元模型的前提下，借助車廂結構的內表層，從而創建內部環境的聲腔模型。其具體運用的是六面體網格的形式，同時設定FLUID30三維流體的單元特征。在運算過程中，設定聲音在空氣中的傳播速度為 340 m/s，空氣的密度為1.29 kg/m3。

在添加了隔振方案后，外部激勵作用的幅頻保持固定，此時的外部位置設定即為受電弓的垂直方位，具體如圖11所示，此時全部車廂結構的振動作用分析對比如圖12所示。在加載了隔振結構之后，車廂結構的振動響應幾乎在全頻段內明顯降低。

圖10 車廂幾何模型及各部分結構Fig.10 Geometric model of carriage and structure of each part

圖11 受電弓安裝點激勵加載示意Fig.11 Illustration of pantograph installation point excitation loading

圖12 典型點的振動加速度對比Fig.12 Vibration acceleration comparison at typical points

3.2 加載隔振結構的車廂內部降噪分析

將計算完成的車廂外層加速度設定成條件因素，從而輸入專業分析軟件中，利用邊界元法完成分析和推理過程。此次研究中，對車廂整體一共選擇6個測試的位置。下部位置點視為原點，此時車廂的全部長度設定成x軸，寬對應為y軸，高對應為z軸，那么此時選定的6個檢測位置，舉例說明A(0，0，1.2)，F(-8，0，1.6)，具體的點的位置如圖 13所示。

圖13 車廂內部測量點位置分布Fig.13 Distribution of measuring points in carriage

裝有隔振結構及無隔振結構情況下，車廂6個測點的聲壓曲線對比如圖14所示，這里的藍色線條對應為無隔振狀態下的聲壓級，紅色虛線對應為添加了隔振后的聲壓級。在發揮了隔振結構的效果后，內部環境中全部頻段區間中的降噪效果都實現了大幅度的下降。聲壓級基本能夠減少到 20 dB 左右。不同頻率狀態下，其聲壓級減小的幅度存在不同，這考慮跟隔振結構在不同頻率下實現的隔振效果具有差異相關。因為隔振結構對車廂門內部環境中的動態特征同樣具有相應的作用，因此在聲壓的分布特征上同樣帶來了改變效果，聲壓的浮動變化呈現為不穩定性，在分布趨勢的變化上形成了兩個低谷。綜合來看，溝槽橡膠復合隔振結構能夠有效降低受電弓引起的噪聲。

4 結論

以列車車廂為研究對象，研究溝槽橡膠隔振結構對車廂噪聲的降噪效果。對弓網耦合系統進行了分析研究，相應地推測了弓網耦合體系的微分方程組，同時結合Newmark 數值積分方式，運算得到了受電弓對上部位置激勵作用形成的幅頻特征。根據運算結果觀察到，受電弓對車廂的激勵幅值隨著頻率的增加逐漸降低，低頻激勵力幅值接近200 N，高頻激勵力幅值在100 N以上。

借助有限元方法研究了復合隔振結構的頻譜規律，同時和純橡膠模式、無溝槽隔振模式等具備的隔振效果進行具體的比較研究，從而論證了復合結構在頻段較低的區間中，體現出更低的加速度響應。以本文所預測的受電弓激勵力為輸入，利用有限元方法分析了車廂在安裝及不安裝溝槽橡膠復合隔振結構情況下的動力學響應。分析表明，溝槽橡膠復合隔振結構在全分析頻段內能夠有效降低車廂結構的振動量級。利用直接邊界元法進行了車廂內部聲場分析，結果顯示溝槽橡膠復合隔振結構能夠將車廂內的噪聲平均降低約20 dB，具有明顯的降噪效果。

圖14 聲壓級對比Fig.14 Sound pressure level comparison chart