车轮滚动及轨道频率匹配分析

    引起车辆振动的原因很多，有确定因素和不确定因素。线路结构和车辆本身结构特点都会引起车辆振动。随着列车运行速度的不断提高以及客车系统结构的轻量化，车体结构弹性振动对客车运行平稳性的影响则越来越突出。曾京等将车体看成两端自由的均质等截面欧拉梁，建立了铁道客车的垂向振动系统数学模型，得出车体弹性振动各模态共振速度由车体的自振频率和车辆定距决定的结论。池茂儒等人通过建立车辆系统动力学模型，计算不同速度级下的转向架蛇行运动模态和车体固有模态，得出车体固有模态与车辆运行速度无关，而转向架蛇行运动频率随速度增大而增大的结论。张丰利介绍了模态频率规划表的概念，总结出整车模态频率匹配的策略和流程。对部分系统进行了结构优化研究。

    文中对某动车在静态台架和线路条件下测试其振动加速度，根据模态理论识别动车车体的模态参数和工作变形ODS，同时分析了车轮滚动激励和轨道板激励与车辆固有频率匹配关系，对动车车体设计改进及车辆运行速度设计具有一定的指导意义。

模态分析

    车轮模态分析的实质，是一种坐标变换。其目的在于把原来在物理坐标系统中描述的响应向量，放到所谓“模态坐标系统”中来描述，这一坐标系统的每一个基向量恰是振动系统的一个特征向量

ODS理论

    ODS(Operation deflection shape)^]反映的是在特定工况下，对应于特定频率，以循环往复的方式，表现出各响应自由度之间相对位移(或加速度）的幅值关系，又称工作模态（Running Mode)

由于参考点的存在，确保了不同测量组的测量点信号间的相位关系，故测点可以分组测试。传导函数获得ODS与频响函数不同，传导函数峰值对应的频率点与结构的共振频率并不一定一致。

动车试验分析 动车静态模态分析

    对该动车进行静态台架激振器试验，测试其模态参数，即模态固有频率、模态振型等。将车体分为7个截面，分别是端部截面、空气弹簧处截面，以及中部3个截面。每个截面布置4个传感器，分别测试车体垂向和横向加速度。利用激振器对车体进行正弦扫频，激励频率范围0〜50 Hz。

    车体在低频段内(0〜2 Hz)，车体变形主要为车体刚体运动;在10. 74 Hz为车体弯曲变形，由车体1阶垂向弯曲引起;在24.47 Hz为车体某高阶变形，随着速度的变化，其频率不断变化。不同速度级下频率变化

通过上述分析可得到如下结论：

(1) 该动车组1阶垂向弯曲频率为10.74 Hz，满足 GB/T 3115-2005中在没有检测转向架点头和沉浮自振频率情况下，在整备状态下，车体1阶弯曲自振频率应不低于10Hz的规定。

(2) 该动车某高阶振动频率与理论计算车轮滚动频率十分接近，因车轮滚动激励所引起。

(3) 在速度250 km/h时，轨道板激励频率与车体1 阶垂弯频率接近（11 Hz)，车体1阶垂弯变形被轨道板激励频率激发，车体能量较大，垂弯振动较为剧烈，车体中部和转向架上方地板振动较大。轨道板激励导致车体强迫共振。仅从频率匹配方面考虑，该动车车型在速度250 km/h长期运行应谨慎。