1、機車車輛車體顫振機理分析及解決方案1 引言 車輛運行時，受線路和各種激勵的作用，將引起車體整車或車體局部在某方向的振動。如果這種振動超過了某一限度，將嚴重影響乘客的舒適性。引起車體振動的因素是多方面的，如線路激擾、輪對蛇行運動、轉向架振動、車體彈性振動等。正是由于可能產生振動因素的復雜性，使得從振動模態診斷、原因分析排除至問題的解決變得非常困難，簡單的數學模型、解析方法、經驗判斷或線路試驗已不能滿足需要。 隨著車輛運行速度的不斷提高和車體輕量化的逐步實施，部分機車車輛車體在運行過程中出現了嚴重的顫振現象。車輛運行過程中的振動是難免的，但出現車體顫振是不允許的。顫振對客車運輸帶來的不良影響主要表

2、現為：(1)嚴重影響旅客乘車的舒適性；(2)會導致車輛零部件松動或過早產生疲勞損壞，進而對客車的安全造成隱患。在車輛設計時采取措施從根本上避免車體顫振已成為鐵路機車車輛動態設計亟待解決的問題。2 顫振現象描述機車車輛車體的顫振通常發生在車輛運行中速(130kmh左右)時，車體內出現較明顯的上下和左右抖動現象。由于這種振動現象發生在車輛常用的速度范圍內，車體結構的振動壓迫車內空氣而產生結構噪聲，同時車體內裝件振動振幅及相位的差異又產生各種摩擦高頻噪音，嚴重影響旅客乘坐舒適性，引起了旅客不滿。車輛在運行中發生的顫振是一種非常有害的高頻振動，該振動對車體內設備可產生較大的破壞作用，惡化了機車車輛的運

3、行平穩性，危害旅客的身心健康。 圖1為某客車運行時測得的車輛地板中心的振動加速度頻譜(PSD)，從圖中可得出車體中部的振動加速度與乘坐舒適度的關系。如圖所示，在振動頻率為84Hz左右的峰值時，車體彎曲振動最大。要改善乘坐舒適性，降低該值是非常必要的。 圖1中乘坐舒適度值通過濾波疊代算出。數值較大的部分正是人體容易感受到的頻率范圍。而車體彎曲振動的最大值也在疊代值大的范圍內，由此也可以看出，減小車體彎曲振動對改善乘坐舒適性的重要性。從車體結構型式看，車身較長，車體整體剛度不足，固有頻率降低，車輛運行中容易產生共振，引起較大噪聲。3 顫振機理分析 由于發生顫振時是部分車體發生顫振，初步判斷是發生了

4、共振。必須找出共振頻率，從而在設計上進行改進，避免顫振的發生。為全面徹底地分析車體顫振現象，首先應將可能引起車體顫振的各種因素逐一列出，尋找主要原因。造成車體顫振的可能原因包括線路、運行速度、車體彈性、車體局部彈性振動、轉向架及車體垂向彎曲彈性振動等因素。下面就每個因素進行分析。31 線路因素 各種車輛在同一線路上運行，在同樣的運行速度和同一列車中，有的車輛未出現車體顫振現象，由此可以排除線路的原因。 但有些情況下車體出現劇烈抖動與線路有關，如一列車經過某鐵路橋時，車內的乘客明顯感覺到車體在劇烈的抖動。據測試同一車輛在不同區段(長春一沈陽、秦沈專線、秦皇島一北京)的車體顫振情況在秦沈專線明顯好

5、于其他兩段線路。32 車體彈性模態 隨著車輛運行速度的提高，由線路不平順引起的隨機激擾的頻域加寬，導致車輛垂直和橫向振動加速度增大，并通過轉向架作用于車體，以較高頻率激勵出車體的彈性振動。為了確保優良的乘坐舒適性，車體鋼結構也必須具有良好的動態特性，要求車體一階垂向彎曲模態頻率不低于10Hz。對車體鋼結構來講，只有當側墻和車頂的剛度較大至與底架相當時，車體一階振型表現為“梁”的特性，為一階彎曲振型。而實際的車體振型并不表現為梁的振動特性，而是同時伴有其他振型和局部的振型。車體為一個空間結構，振型特征已沒有梁的概念，可分為底架、側墻和車頂三大部分。 某些車體模態計算和試驗中頻率最低的振型其實不是

6、一階垂向彎曲，而是Jelly振型頻率最低。Jelly振型表現為車頂和底架反方向橫向彎曲，如圖2所示。在模態試驗時發現這種振型穩定，在各種工況下振動均非常明顯，振動能量也較大，各工況的振動頻率非常接近。25T型車車體Jelly模態頻率為8225Hz，車輛整備后該值有所降低，在5Hz左右。這種振型頻率較低，容易與轉向架運動產生共振。由于其振動能量較大，對車體結構振動影響較大，對車輛的運行造成非常不利的影響。該振型頻率偏低的原因是某些車體橫斷面抗菱形變形剛度偏低，車頂、底架與側墻聯結薄弱，車頂相對側墻質量較大。 客車車體抗菱形變形剛度可定義為車體中部由側墻、底架和車頂組成的閉口箱形結構抗菱形變形的剛

7、度。車體抗菱形變形剛度大，則Jelly振型頻率高；反之，車體抗菱形變形剛度小，則Jelly振型頻率低。 由于車體Jelly振型頻率較低，與轉向架固有頻率相近，容易被激發。當Jelly模態被來自轉向架的振動激發后，對中間隔斷較多的軟臥車會產生不利影響。從橫斷面上看車體產生菱形變形，如果軟臥車的抗菱形變形剛度不足，即車體扭轉剛度不足，會導致車窗窗框、軟臥包廂鋼結構和木結構的變形，各種結構相互運動(微動)產生撞擊或摩擦發出聲響，使得墻板、門、床鋪等產生低頻顫振和噪聲。相比之下，硬座車客室內無隔斷，即使Jelly剛度較小，也不會引起顫振。33 車體局部彈性振動因素車體局部彈性振動會造成局部振動加劇，這

8、也可能造成振動加速度值較大以至于出現超標的現象。為分析是否是該因素引起車輛振動加速度增大，在線路動力學試驗時在不同部位布置了加速度測點，不同速度下各測點的振動加速度的變化情況如圖3所示。從圖3可以看出，隨著運行速度的增加，地板和間壁的加速度值略有增加，而側墻的振動加速度值變化明顯，說明隨著速度增加，車輛的側墻局部橫向振動急劇增加，顫振是由車體局部彈性振動引起的。速度在130140kmh區段車輛共振現象達到峰值，車內地板、間壁板、頂板、臥鋪及各種掛件、門均發出“噠”的響聲，地板上振顫感覺非常明顯，橫間壁顫動，特別是臥鋪的振顫使人非常難受。 相同列車的硬臥車也存在共振現象，但明顯好于軟臥車，這與包

9、間不封閉及硬臥三層鋪的剛度有很大關系。 34 轉向架因素： 某次列車運行初期，總體情況較為平穩，但走行30萬km后，車體和轉向架的顫振問題開始顯露出來，且隨著走行公里數的增加，顫振問題逐漸增多，特別是轉向架垂向振動尤為突出，車輛運行品質下降，頻繁發生轉向架故障。通過更換輪對后對車輛振動變化情況的跟蹤，確定了25T型客車轉向架初始振動的源頭來自于輪對。對輪對偏心度以及動平衡等問題采取了更換輪對的措施，更換后通過監測系統跟蹤，發現車輛振動情況大幅度降低，沒有發現其他異常情況。確定是輪對原因后，對振動較為嚴重的車輛采取了及時更換輪對的措施，使25T型客車振動問題得到了有效控制。 上述超過段修標準限度

10、要求的輪對，在25T型客車實際運行中引發振動，并在短時間內惡化車輛運行品質，造成了車輛配件損壞。可見，有些車體的顫振是由于車輪的高頻激勵引起的，解決的方法是嚴格按標準控制輪對的動平衡。35 運行速度 旅客列車車體顫振一般發生在110130kmh速度區段，車輛速度高或低均無顫振現象發生，這表明車體顫振是由轉向架振動引起的共振。當車輛在110130kmh運行時，轉向架的蛇行運動頻率與車體局部頻率相同或相近，引起共振。無搖動臺轉向架尤其是無搖枕轉向架的車輛表現尤其明顯。25T型客車在速度為130140 kmh區段車輛共振現象達到峰值，速度達到160kmh以上共振現象基本消除，車輛運行趨于穩定。不同的

11、車輛共振的速度區段不同，無搖動臺車輛的共振速度區段在130kmh左右，應將常用速度和車輛的共振速度區段分開，避免車體顫振。 車輛運行速度對車體顫振的影響可以理解為與車輛運行速度有關的激擾在某速度段較大，如輪對、轉向架的蛇行運動頻率與車體或車體局部的某階頻率相近，引起共振。現車監測表明，車輛運行速度是主要影響因素，通過巡視監聽以及監測系統預報振動異常時間，Z1516次25T型客車振動異常發生時間多在凌晨1：30-4：15期間，此時間段列車運行在秦沈客運專線上，區間平均運行速度在150kmh左右。4 解決方案車體顫振問題非常復雜，單從車體、轉向架等單方面研究只能從局部自身說明一些原因，局部子系統問

12、題的解決并不能從根本上徹底消除顫振，局部的性能優化并不能代表系統的性能優化。系統特性是各部件相互作用、耦合后綜合性能的體現，因此，必須從系統、全局出發，從可能引起振動的各方面人手，對主要影響因素進行綜合研究，通過分析計算，找出主導因數，再經過試驗、測試等進行驗證，最終確定合理的改進方案和必要的整改措施。只有通過合理的系統性的解決方案，才能從根本上解決車體顫振問題。 針對以上可能的原因，提出以下車體顫振系統解決方案的要點： (1)建立車體拓撲優化模型，對車體結構進行拓撲優化。通過動力學計算、模態分析和試驗相結合，系統全面地研究車體振動影響因素，為車體改進提供參考和依據。 (2)由于車體是在較寬頻

13、帶上有很多共振點的彈性結構體，設計時很難同時滿足懸掛及低振動噪聲要求。協調方法是提高車體著力點的機械阻抗，即提高著力點附近的剛性，使車體振動減小。 (3)在車體各構件中，板件振動對車體的噪聲有重要的影響。這是由于板件的聲輻射效率較高，在承受振源傳人的振動能量時，極易成為結構上的主要發生部位。為減弱板件振動，可在其上設置加強筋以提高其剛度，或加裝阻尼帶或粘貼減振材料，使振動衰減。 (4)加強車體底架、側墻和車頂的連接，提高車體抗橫向菱形變形剛度，即提高Jelly模態頻率。對客車車體而言，要針對不同類型的車制定車體的抗菱形變形剛度限度值。 (5)對軟臥車而言，應將包廂隔斷的鋼結構部分與車體側墻、底架和車頂的聯結做優化設計，避免在車體模態振動時引起摩擦顫振。5 結語 (1)車體顫振主要是由共振引起的，其結果造成部分車體振動劇烈。主要原因是車體整體和局部剛度低，