基于OTPA 方法某地铁车辆制动噪声测试研究

2023-12-09曹云丽宛鹏翔周盛林

机电产品开发与创新 2023年6期

袁场，曹云丽*，宛鹏翔，周盛林

（1.南京中车浦镇海泰制动设备有限公司，江苏南京 210031； 2.米勒贝姆振动与声学系统（北京）有限公司，北京 100000）

0 引言

城市轨道交通车辆的车内噪声是一种综合噪声，其主要来源有轮轨噪声、设备噪声、气动噪声以及电磁噪声等。为降低车内噪声，提高乘客舒适度，需结合声/振源、传播路径以及受者，建立综合噪声声源、传递路径解析以及噪声影响评估手段。

目前，最为经典的能够有效辨识主要激励源和振动噪声传递特性的解析方法为传递路径分析（TPA，Transfer Path Analysis）[1-2]。TPA 方法主要涉及三个关键的问题：频响函数的获取、工作载荷的识别与TPA 结果的评价，其中各路径工作载荷激励大小获取较为复杂。在实际工程应用中，获取路径点激励力最有效且应用最广泛的方法是间接测量法，根据原理不同可分为复刚度法（Complex Stiffness Method CSM）与逆矩阵法（Matrix Inversion Method MIM）[3]。复刚度法测量时基于结构预载荷、边界条件以及环境参数等因素，并考虑温度、结构非线性等因素影响，因此在实际使用中复刚度法参数的获取比较困难。逆矩阵法是TPA 方法中路径工作载荷识别应用最广泛的一种方法，其通过获取路径点工作载荷实现，故其具有更强的适应性。逆矩阵法在使用过程中，除需要获取无振动激励设备状态下的频响曲线，还需要增加传递函数指示测点，且要求指示测点数量不少于传递路径个数，因此测试过程复杂且工作量大，这一缺陷一定程度上制约了逆矩阵法的推广应用[4]。因此，若能实现设备运行状态下激励源的识别，则能极大提高试验测试的工作效率，工况传递路径法（OTPA：Operational Transfer Path Analysis）[5-7]的提出与应用有效的实现了这一目标。

OTPA 方法利用设备运行工况下的振动噪声数据建立分析模型，解决了传统传递路径分析方法的缺陷。结合奇异值分解矩阵处理技术[8]，有效解决数据中的干扰噪声和相关性，消除了多声源通道信号之间的相互串扰，提高数据的有效性，实现各路径振动噪声的解耦，实现了噪声、振动源的快速定位、占比分析。

本文就某地铁车辆用夹钳制动单元-铝合金制动盘制动噪声，测试应用工况传递路径方法（OTPA），有效解决地铁车辆客室内制动噪声测试存在的多声源通道信号之间的串扰问题，建立制动噪声测试评估能力，实现夹钳制动单元-铝合金制动盘制动噪声特性测试与分析。

1 OTPA 分析理论基础

传统TPA 分析方法基于线性、时不变及互易性假设建立动力学系统模型，将所有激励源Fi看作线性系统的输入，乘以传递函数Hi，再根据叠加原理可得系统相应R：

与之相比OTPA 动力学模型需要在每个传递路径处选取1 个参考点（如图1），假设参考点处响应为ai，目标响应点响应同样为R，那么：

联合式（1）和式（2），可得：

令

基于时不变系统T 应为定常矩阵，有：

通过多转速工况实验获得不同激励载荷组下的响应，

令：

有效测试工况数n 大于或等于m 时，式（6）求逆或伪逆可得到式（9），从而获得唯一解传递率矩阵T。此外，按照以上公式计算所得传递率函数是相互耦合的，同时含有部分测试噪声等干扰信号，从而无法准确计算各部件或激励源的贡献率。因此需要首先针对式（7）中求逆矩阵做奇异值分解（SVD）[8]，在进行奇异值分解的同时也实现了主分量的分析（PCA，Principle components analysis），从而实现函数的解耦和干扰噪声的消除。

针对X 矩阵奇异值分解（SVD）后得到：

式中：U 是m×n 的正交矩阵，S 是m×m 的对角矩阵（对角线均为特征值），V 是m×m 的正交矩阵，则：

在OTPA 模型应用时，需要注意保证有效计算工况数目大于等于传递路径数，从不同的角度计算统计可以分析不同的贡献量，如结构声、空气声贡献，不同噪声源部件贡献等。

2 基于OTPA 制动噪声分析

2.1 OTPA 模型建立

地铁列车噪声来源比较复杂，主要噪声源包括轮轨系统、车辆动力系统、液压系统、制动系统、转向系统、行驶风噪等，通过结构、空气不同形式路径传输到车内，叠加成车内响应点噪声。建立OTPA 分析模型可根据实际情况做适当简化，考虑列车进站噪声主要来自于电机、减速器、轮轨、转向架、制动装置。因此建立OTPA 分析模型如图2 所示，测试方案如表1，现场测点如图3 所示。车内测点布置参考《GBZ/T 189.8—2007 工作场所物理因素测量第8 部分：噪声》，传声器固定在三脚架上，距离地面1.2m。

图2 OTPA 分析模型

图3 测点示意图

某列车运营常规制动方式为电空混合制动，即首先启动电制动，转速降至一定阶段后启动夹钳制动单元-铝合金制动盘进行制动。本文制动噪声测试采用米勒贝母公司的BBM MKII 高精度数据采集仪及PAK 振动噪声分析软件进行试验采集，具体试验布点方案及示意图如表1 与图3 所示。

2.2 OTPA 模型检验

依据OTPA 分析和奇异值分解理论，基于商业集成的BBM PAK 振动噪声系统对测试数据进行处理，计算得到解耦的传递率函数，代入参考点运行工况计算车内监测点噪声信号并与原始车内测试信号对比验证模型可用性。第四站制动过程行驶及制动噪声测试数据为例，测试值和计算值对比分析结果如图4 所示。

图4 制动噪声计算值与实测值对比

通过对比分析OTPA 计算值与实测值可知，信号频域和时域吻合度都比较好，尤其是频域能量集中部分近似重合，本文建立的OTPA 分析模型能够有效解析地铁车辆客室内制动噪声测试存在的多声源通道信号之间的串扰，实现夹钳制动单元-铝合金制动盘制动噪声测试。

3 制动噪声分析

为分析夹钳制动单元-铝合金制动盘制动噪声能量分布，对制动噪声进行1/3 倍频程分析，以第四站制动过程测试数据进行分析，分析结果如图5 所示。

图5 制动噪声1/3 倍频程分析

通过分析可知，制动过程噪声总值为59.4dB（A），其中3150Hz 频段噪声值为56dB（A），能量较突出（占比46%），因此对该噪声频率分布现象做OTPA 分析，确定噪声源与路径。针对3150Hz 噪声能量进一步的利用OTPA 方法进行声源及传递路径分析。根据整体噪声贡献分析可知，行驶过程中结构声和空气声都有，其中结构声占主导，刹车制动时结构声占绝对主导。通过对结构噪声进行分析可知，行驶过程中结构声全部由轮轨噪声导致，而制动时噪声是由夹钳制动单元-铝合金制动盘摩擦制动导致结构声，具体分析结果如图6 所示。