引起車輛振動的原因很多，有確定因素和不確定因素。線路結(jié)構(gòu)和車輛本身結(jié)構(gòu)特點都會引起車輛振動。隨著列車運行速度的不斷提高以及客車系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的輕量化，車體結(jié)構(gòu)彈性振動對客車運行平穩(wěn)性的影響則越來越突出。曾京等將車體看成兩端自由的均質(zhì)等截面歐拉梁，建立了鐵道客車的垂向振動系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，得出車體彈性振動各模態(tài)共振速度由車體的自振頻率和車輛定距決定的結(jié)論。池茂儒等人通過建立車輛系統(tǒng)動力學(xué)模型，計算不同速度級下的轉(zhuǎn)向架蛇行運動模態(tài)和車體固有模態(tài)，得出車體固有模態(tài)與車輛運行速度無關(guān)，而轉(zhuǎn)向架蛇行運動頻率隨速度增大而增大的結(jié)論。張豐利介紹了模態(tài)頻率規(guī)劃表的概念，總結(jié)出整車模態(tài)頻率匹配的策略和流程。對部分系統(tǒng)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究。

文中對某動車在靜態(tài)臺架和線路條件下測試其振動加速度，根據(jù)模態(tài)理論識別動車車體的模態(tài)參數(shù)和工作變形ODS，同時分析了車輪滾動激勵和軌道輪板激勵與車輛固有頻率匹配關(guān)系，對動車車體設(shè)計改進(jìn)及車輛運行速度設(shè)計具有一定的指導(dǎo)意義。

模態(tài)分析

模態(tài)分析的實質(zhì)，是一種坐標(biāo)變換。其目的在于把原來在物理坐標(biāo)系統(tǒng)中描述的響應(yīng)向量，放到所謂“模態(tài)坐標(biāo)系統(tǒng)”中來描述，這一坐標(biāo)系統(tǒng)的每一個基向量 恰是振動系統(tǒng)的一個特征向量ODS理論

ODS(Operation deflection shape)^]反映的是在特定工況下，對應(yīng)于特定頻率，以循環(huán)往復(fù)的方式，表現(xiàn)出各響應(yīng)自由度之間相對位移(或加速度）的幅值關(guān)系，又稱工作模態(tài)（Running Mode

由于參考點的存在，確保了不同測量組的測量點信號間的相位關(guān)系，故測點可以分組測試。傳導(dǎo)函數(shù)獲得ODS與頻響函數(shù)不同，傳導(dǎo)函數(shù)峰值對應(yīng)的頻率點與結(jié)構(gòu)的共振頻率并不一定一致。

動車試驗分析 動車靜態(tài)模態(tài)分析

對該動車進(jìn)行靜態(tài)臺架激振器試驗，測試其模態(tài)參數(shù)，即模態(tài)固有頻率、模態(tài)振型等。將車體分為7個截面，分別是端部截面、空氣彈簧處截面，以及中部3個截面。每個截面布置4個傳感器，分別測試車體垂向和橫向加速度。利用激振器對車體進(jìn)行正弦掃頻，激勵頻率范圍0?50 Hz。

車體在低頻段內(nèi)(0?2 Hz)，車體變形主要為車體剛體運動;在10.74 Hz為車體彎曲變形，由車體1階垂向彎曲引起;在24.47 Hz為車體某高階變形，隨著速度的變化，其頻率不斷變化。不同速度級下頻率變化

通過上述分析可得到如下結(jié)論：

(1) 該動車組1階垂向彎曲頻率為10.74 Hz，滿足 GB/T 3115-2005中在沒有檢測轉(zhuǎn)向架點頭和沉浮自振頻率情況下，在整備狀態(tài)下，車體1階彎曲自振頻率應(yīng)不低于10HZ的規(guī)定。

(2) 該動車某高階振動頻率與理論計算車輪滾動頻率十分接近，因車輪滾動激勵所引起。

(3) 在速度250 km/h時，軌道輪板激勵頻率與車體1 階垂彎頻率接近（11 Hz)，車體1階垂彎變形被軌道板激勵頻率激發(fā)，車體能量較大，垂彎振動較為劇烈，車體中部和轉(zhuǎn)向架上方地板振動較大。軌道板激勵導(dǎo)致車體強迫共振。僅從頻率匹配方面考慮，該動車車型在速 度250 km/h長期運行應(yīng)謹(jǐn)慎。