匡成驍，曾 京，汪群生

(西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031)

車下懸吊系統(tǒng)長(zhǎng)期服役振動(dòng)特性及減振研究

匡成驍，曾 京，汪群生

(西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031)

為研究車下懸吊系統(tǒng)長(zhǎng)期服役振動(dòng)特性，分析一個(gè)鏇輪周期內(nèi)車體和設(shè)備的振動(dòng)特性，試驗(yàn)結(jié)果表明車體和設(shè)備的橫向振動(dòng)變化明顯。建立考慮車體彈性的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，研究分析懸吊參數(shù)對(duì)車體減振的影響。仿真結(jié)果表明車體橫向振動(dòng)在5萬(wàn)到10萬(wàn)公里內(nèi)變化顯著；車下設(shè)備橫向懸掛頻率與車體1階橫彎振動(dòng)頻率接近時(shí)，車體的減振效果最明顯；阻尼比只在懸掛頻率處于低頻區(qū)域時(shí)才起到較大的作用；設(shè)備質(zhì)量對(duì)車體振動(dòng)的影響主要體現(xiàn)在鏇輪周期的后期；合理選取懸掛參數(shù)可以有效降低長(zhǎng)期服役過程中的車體橫向振動(dòng)。

振動(dòng)與波；車下懸吊系統(tǒng)；彈性車體；懸掛參數(shù)；車體減振；長(zhǎng)期服役

2009年中國(guó)正式開通了武廣高速鐵路，并采用國(guó)產(chǎn)CRH動(dòng)車組，創(chuàng)造了350 km/h的當(dāng)時(shí)商業(yè)運(yùn)營(yíng)速度世界之最。距今已有7年的時(shí)間，在這段長(zhǎng)期服役運(yùn)營(yíng)時(shí)間內(nèi)，零部件出現(xiàn)了磨損，導(dǎo)致一系列的動(dòng)力學(xué)和強(qiáng)度疲勞問題。車下設(shè)備連接裝置螺栓疲勞斷裂等故障時(shí)有發(fā)生，甚至影響行車安全。質(zhì)量較大的車下設(shè)備如牽引變流器與車體相連往往會(huì)惡化車體振動(dòng)，嚴(yán)重影響動(dòng)車組乘坐舒適度。車下懸吊系統(tǒng)振動(dòng)特性及減振研究十分重要。而目前國(guó)內(nèi)外研究者對(duì)車體和車下設(shè)備耦合振動(dòng)以及車輪在磨耗周期內(nèi)的車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能演變規(guī)律做了大量的研究，但對(duì)車下懸吊系統(tǒng)長(zhǎng)期服役振動(dòng)特性及減振研究不多。

文獻(xiàn)[1]將車體作為均質(zhì)歐拉梁，進(jìn)行歐拉伯努利梁模型的數(shù)值分析，根據(jù)動(dòng)力吸振器原理對(duì)車體彈性振動(dòng)的抑制作用進(jìn)行分析，得到合理的彈性懸掛參數(shù)時(shí)能夠有效抑制車體的彈性振動(dòng)并提高車體的垂向彎曲頻率的結(jié)論。文獻(xiàn)[2]建立客車垂向振動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，采用均質(zhì)等截面歐拉梁模擬車體，并在車體與轉(zhuǎn)向架二系之間采用半主動(dòng)減振器，得到采用半主動(dòng)控制會(huì)使車體加速度和平穩(wěn)性指標(biāo)降低，但轉(zhuǎn)向架的振動(dòng)有所增加的結(jié)論。文獻(xiàn)[3]研究高速動(dòng)車組車下懸吊系統(tǒng)在車輪磨耗情況下的振動(dòng)特性演變規(guī)律。同樣建立考慮彈性車體和車下懸吊設(shè)備的高速動(dòng)車組剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，仿真分析一個(gè)鏇輪周期內(nèi)車體和車下懸吊設(shè)備振動(dòng)響應(yīng)，以及踏面磨耗對(duì)輪軌接觸關(guān)系和等效錐度的影響。文獻(xiàn)[4-5]建立車體和車下設(shè)備的垂向耦合振動(dòng)數(shù)學(xué)模型，并考慮動(dòng)力吸振原理。從垂向耦合振動(dòng)理論方面驗(yàn)證了動(dòng)力吸振原理用于車體彈性減振的可行性，并證明了彈性連接能顯著改善高速動(dòng)車組的乘坐穩(wěn)定性，且運(yùn)行速度越高效果越明顯。

中國(guó)高速動(dòng)車組一方面采用鋁合金車體實(shí)現(xiàn)車體輕量化，相對(duì)于鋼材車體減重達(dá)到30%，從而降低了輪軌作用力。但也導(dǎo)致了車體剛度不足的問題，車體存在彈性振動(dòng)，影響車輛運(yùn)行平穩(wěn)性。另一方面，CRH系列動(dòng)車組均采用動(dòng)力分散式。相對(duì)于動(dòng)力集中式車輛，動(dòng)力分散式能更平均分配軸重，能充分利用輪軌粘著，有利于牽引制動(dòng)，但導(dǎo)致車下設(shè)備質(zhì)量增加。

中國(guó)各大鐵路局對(duì)高速動(dòng)車組維保采用計(jì)劃修為主、狀態(tài)修相結(jié)合的檢修措施。即車輛運(yùn)行到一定運(yùn)營(yíng)里程和時(shí)間，根據(jù)規(guī)定進(jìn)行各級(jí)修，并對(duì)車輪進(jìn)行鏇輪處理。所以本文選定一個(gè)完整的鏇輪周期開展車下設(shè)備服役振動(dòng)特性及減振研究。

1 懸吊系統(tǒng)振動(dòng)特性線路實(shí)驗(yàn)分析

本文對(duì)京滬線上CRH某型動(dòng)車組進(jìn)行線路跟蹤實(shí)驗(yàn)，通過加速度傳感器測(cè)試其一個(gè)運(yùn)營(yíng)里程內(nèi)車體以及車下設(shè)備的振動(dòng)加速度值。某型車每運(yùn)營(yíng)里程達(dá)到20萬(wàn)公里時(shí)就鏇輪。所以選取一個(gè)鏇輪周期（0～20萬(wàn)公里）來對(duì)車下懸吊系統(tǒng)的長(zhǎng)期服役振動(dòng)特性進(jìn)行研究。將傳感器獲取車體振動(dòng)的數(shù)據(jù)進(jìn)行一定頻率范圍的帶通濾波，然后根據(jù)式(1)，求解振動(dòng)信號(hào)的有效值即均方根RMS值。x(t)為采集信號(hào)，T為采集時(shí)間。

加速度傳感器獲取到車下設(shè)備（輔助變流器）與車體連接處車體的振動(dòng)信號(hào)。圖1分別為鏇輪之后運(yùn)營(yíng)里程在0.1萬(wàn)公里、4.6萬(wàn)公里、11.3萬(wàn)公里、16.3萬(wàn)公里、20.5萬(wàn)公里處車體的橫向和垂向振動(dòng)。

圖1 不同運(yùn)營(yíng)里程下車體振動(dòng)

從圖1中看出：運(yùn)營(yíng)里程對(duì)車體的垂向振動(dòng)影響不大，而對(duì)車體橫向振動(dòng)的影響明顯，鏇輪周期后期的車體橫向振動(dòng)RMS為鏇輪初期的1.5～2倍左右。所以本文以研究車體及車下設(shè)備橫向振動(dòng)為主。

2 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

2.1 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

建立CRH系列某型高速動(dòng)車組模型。在Ansys中建立車體有限元模型，車體包括底架、車頂、側(cè)墻、端墻。在模型建立過程中采用板殼單元對(duì)車體三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，滿足網(wǎng)格的精準(zhǔn)度要求。然后，通過矩陣方式對(duì)車體自由度進(jìn)行縮減。Guyan縮減理論將自由度分為主、副自由度[14]。忽略副自由度帶來的較小影響。得到的近似有限元模型，極大減少軟件的計(jì)算時(shí)間。然后通過動(dòng)力學(xué)與有限元軟件的接口程序生成彈性體輸入文件，選取合適的標(biāo)志點(diǎn)及特征模態(tài)等信息，最后將此模型文件在Simpack中與2個(gè)構(gòu)架、8個(gè)軸箱、4個(gè)輪對(duì)和車下設(shè)備等剛性部件相裝配生成動(dòng)力學(xué)模型，即得到剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型。

圖2 剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

車下設(shè)備放置于車體中部位置。本文研究車輛及車下懸吊系統(tǒng)橫向振動(dòng)，所以得到表1中與車體橫向有關(guān)的彈性振動(dòng)模態(tài)和剛體運(yùn)動(dòng)形式及其頻率。

2.2 車體與車下設(shè)備振動(dòng)傳遞

橡膠彈簧能夠提供3個(gè)方向不同的剛度和減振阻尼，并且極易制造成各種形狀以滿足不同裝配需求，被廣泛運(yùn)用在國(guó)內(nèi)外鐵道車輛車下懸吊系統(tǒng)中。目前主要以兩種力學(xué)模型來模擬橡膠彈簧，即Kelvin-Voight模型和松弛型隔振器模型。因?yàn)樗沙谛透粽衿鞯牡刃偠仍趉至k+ks之間，能更好描述橡膠彈簧的高頻動(dòng)剛度特性[1]。

表1 車體橫向有關(guān)的振動(dòng)形式及頻率

參照文獻(xiàn)[12]，本文采用松弛型隔振器模型。圖3為松弛型隔振器消極隔振系統(tǒng)力學(xué)模型，輸出量為車體位移x，輸入量為車下設(shè)備的位移u。

圖3 松弛型隔振器模型

根據(jù)振動(dòng)力學(xué)原理，列出系統(tǒng)兩自由度運(yùn)動(dòng)微分方程

3 懸吊系統(tǒng)振動(dòng)仿真計(jì)算及參數(shù)優(yōu)化

本節(jié)計(jì)算在一個(gè)鏇輪周期內(nèi)車體和車下懸吊系統(tǒng)振動(dòng)加速度均方根RMS值，對(duì)比剛性懸掛和彈性懸掛方式，并找出彈性懸吊系統(tǒng)參數(shù)包括剛度、阻尼比和質(zhì)量等指標(biāo)的最優(yōu)范圍。在仿真過程中，采用實(shí)測(cè)武廣軌道激擾譜，采用的磨耗型車輪的車輪踏面數(shù)據(jù)由磨耗測(cè)試儀在不同運(yùn)營(yíng)里程條件下實(shí)測(cè)獲得。

3.1 懸吊系統(tǒng)懸掛方式

車下設(shè)備懸掛方式以剛性懸掛（CRH2）和彈性懸掛最為常見。當(dāng)車速為300 Km/h時(shí)，仿真對(duì)比剛性懸掛和彈性懸掛的車體橫向振動(dòng)功率譜密度圖（PSD圖）。從圖4可以看出：當(dāng)車下懸吊系統(tǒng)采用剛性懸掛方式時(shí)，車體的橫向振動(dòng)加速度幅值在15 Hz附近出現(xiàn)最大值；而采用彈性懸掛方式時(shí)車體橫向振動(dòng)幅值在15 Hz頻率附近峰值相對(duì)于剛性懸掛方式降低40%。所以，從車體減振的角度上考慮，車下懸吊系統(tǒng)選用彈性懸吊方式更為合適，車下設(shè)備充當(dāng)動(dòng)力吸振器。

圖4 車體橫向振動(dòng)PSD圖

3.2 懸吊系統(tǒng)懸掛頻率與阻尼比

圖5 不同運(yùn)營(yíng)里程對(duì)車體橫向振動(dòng)影響

圖6 設(shè)備到車體振動(dòng)傳遞率

從圖5得到：運(yùn)營(yíng)里程為0至5萬(wàn)公里時(shí)，車體橫向振動(dòng)增加相對(duì)緩慢，車體橫向振動(dòng)均方根值僅平均增加了0.001 38 m/s2；運(yùn)營(yíng)里程為5萬(wàn)公里至10萬(wàn)公里時(shí)，車體橫向振動(dòng)增加十分迅速；當(dāng)運(yùn)營(yíng)里程達(dá)到了20公里時(shí)，車體橫向振動(dòng)加速度均方根是運(yùn)營(yíng)里程為0公里時(shí)車體振動(dòng)均方根的1.4～2倍。不同運(yùn)營(yíng)里程下的車體橫向振動(dòng)RMS值規(guī)律都相同。即當(dāng)車下懸掛頻率較低時(shí)，適當(dāng)增加車下設(shè)備懸掛剛度會(huì)降低車體橫向振動(dòng)，當(dāng)車下懸掛頻率較大時(shí)，再增加懸掛剛度反而會(huì)增加車體橫向振動(dòng)。

綜上所述，在整個(gè)磨耗里程內(nèi)，車下懸吊系統(tǒng)最優(yōu)懸吊頻率值在13 Hz～17 Hz范圍內(nèi)，與車體1階橫彎頻率一致，此時(shí)的橫向懸掛剛度為4.38 MN/m～7.5 MN/m。由圖6可知，在此最優(yōu)懸吊頻率范圍內(nèi)，設(shè)備到車體振動(dòng)傳遞率小于1，此時(shí)的車下設(shè)備振動(dòng)較大，即振動(dòng)能量主要通過車下設(shè)備振動(dòng)耗散。說明此頻域段車下設(shè)備充當(dāng)了動(dòng)力減振器作用。與文獻(xiàn)[11]理論推導(dǎo)出的結(jié)論2相一致。

為了進(jìn)一步降低彈性車體的振動(dòng)，在獲得車下懸吊系統(tǒng)最優(yōu)懸掛剛度的基礎(chǔ)上，研究車下懸吊系統(tǒng)橡膠最優(yōu)阻尼比。不同運(yùn)營(yíng)里程內(nèi)車下懸掛阻尼比（，c為懸吊系統(tǒng)阻尼）對(duì)車體橫向振動(dòng)影響和不同懸掛頻率下阻尼比對(duì)車體橫向振動(dòng)影響規(guī)律見圖7和圖8。

圖7 不同車下懸掛阻尼比對(duì)車體橫向振動(dòng)影響

圖8 不同懸掛頻率工況下阻尼比對(duì)車體橫向振動(dòng)影響

由圖7可知，在相同阻尼比的情況下，運(yùn)營(yíng)里程對(duì)車體振動(dòng)的影響很大；當(dāng)運(yùn)營(yíng)里程達(dá)到20萬(wàn)公里時(shí)，車體振動(dòng)均方根值為新輪的1.5～2倍；當(dāng)車下懸掛系統(tǒng)的阻尼比較小時(shí)，增大阻尼可使車體橫向振動(dòng)加速度均方根值迅速減小。而當(dāng)阻尼比較大時(shí)，阻尼比的改變對(duì)其影響不大。通過仿真得出阻尼比在0.05～0.2范圍內(nèi)車體橫向振動(dòng)最小。

分析圖8得到，對(duì)于車下設(shè)備，在低于車體1階橫向彎曲頻率15 Hz的低頻區(qū)域，增加阻尼比會(huì)明顯減少車體橫向振動(dòng)。而高于15 Hz時(shí)，阻尼比變化對(duì)車體振動(dòng)的影響不明顯。尤其當(dāng)車下設(shè)備懸掛頻率為10 Hz時(shí)，阻尼的改變對(duì)車體橫向振動(dòng)最為明顯。因此，車下設(shè)備懸掛阻尼比只在懸掛頻率處于低頻區(qū)域時(shí)才起到較大作用，否則一味地提高阻尼比ξ沒有太大的效果。

3.3 不同運(yùn)行速度對(duì)車體振動(dòng)的影響

圖9分析了不同車速下車輛行駛在實(shí)測(cè)武廣軌道譜的車體橫向振動(dòng)加速度。分析發(fā)現(xiàn)在同一運(yùn)營(yíng)里程下，速度為150 km/h時(shí)車體橫向振動(dòng)比100 km/h時(shí)振動(dòng)還小。分別將50 km/h、100 km/h、150 km/h三個(gè)速度級(jí)下車體橫向振動(dòng)作傅里葉變換，得到車體橫向振動(dòng)幅頻圖，見圖10，得到100 km/h速度級(jí)下車體振動(dòng)分別在2 Hz和12 Hz～14 Hz出現(xiàn)兩個(gè)高峰，且峰值比150 km/h速度級(jí)都要大。因?yàn)檐圀w振動(dòng)峰值在2 Hz左右，此時(shí)與車體上心擺頻率一致；峰值在12 Hz～14 Hz左右，此時(shí)與車體的1階橫向彎曲頻率接近。所以在車速選擇時(shí)應(yīng)該考慮避開引起車輛上心擺和車體彈性振動(dòng)的速度。

圖9 不同速度級(jí)下車體橫向振動(dòng)

圖10 車體橫向振動(dòng)頻譜圖

對(duì)于圖10中的結(jié)果，文獻(xiàn)[12]通過實(shí)測(cè)和仿真計(jì)算車體中部垂向加速度功率譜密度，分別得到圖4所示的低頻剛性振動(dòng)和彈性振動(dòng)的功率譜密度。其中實(shí)測(cè)剛性振動(dòng)和彈性振動(dòng)結(jié)果為0.0165（m?s-2）2/Hz和0.012（m?s-2）2/Hz，仿真結(jié)果為 0.0137（m?s-2）2/Hz和0.011 7（m?s-2）2/Hz。文獻(xiàn)[4]和文獻(xiàn)[5]通過牽引動(dòng)力實(shí)驗(yàn)室的滾動(dòng)振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)分別施加垂向掃頻激擾和武廣線實(shí)測(cè)軌道譜激擾，發(fā)現(xiàn)車體的剛性振動(dòng)和彈性振動(dòng)幅值均在在同一個(gè)量級(jí)上，與本文通過施加線路隨機(jī)激擾進(jìn)行仿真計(jì)算得到剛性和彈性振動(dòng)幅值大小處于同一量級(jí)的結(jié)論是一致的。

3.4 車下設(shè)備質(zhì)量對(duì)車體振動(dòng)影響

車下懸掛設(shè)備占車體總質(zhì)量比例較大，總質(zhì)量能達(dá)到10 t以上，單個(gè)設(shè)備質(zhì)量從十幾千克到幾噸不等。牽引變壓器還自帶激擾源。表2所示為某型車車下設(shè)備質(zhì)量參數(shù)。

表2 某型車車下設(shè)備質(zhì)量參數(shù)

圖11表明：當(dāng)車下設(shè)備質(zhì)量較大時(shí)，不同的運(yùn)營(yíng)里程對(duì)車體橫向振動(dòng)影響較大。當(dāng)車下設(shè)備質(zhì)量較小時(shí)，不同運(yùn)營(yíng)里程對(duì)車體振動(dòng)影響較小。車下設(shè)備質(zhì)量大小在1 t至2 t范圍內(nèi)，車體橫向振動(dòng)對(duì)車下設(shè)備質(zhì)量變化比較敏感，增加車下設(shè)備質(zhì)量會(huì)迅速惡化車體橫向振動(dòng)。

圖11 不同車下設(shè)備質(zhì)量對(duì)車體橫向振動(dòng)影響

當(dāng)車下設(shè)備質(zhì)量超過2.5噸時(shí)，再增加車下設(shè)備質(zhì)量對(duì)車體橫向振動(dòng)影響不大。當(dāng)車輛在鏇輪周期初期（0～5萬(wàn)公里）時(shí)，車下設(shè)備質(zhì)量的變化對(duì)車體橫向振動(dòng)影響不大。而當(dāng)車輛運(yùn)行到了一個(gè)鏇輪周期的末期運(yùn)行里程為15萬(wàn)公里至20萬(wàn)公里時(shí)，車下設(shè)備質(zhì)量的改變對(duì)車體橫向振動(dòng)影響很大。經(jīng)綜合考慮，可以認(rèn)為車下設(shè)備質(zhì)量不宜超過2噸。

4 結(jié)語(yǔ)

以跟蹤采集某高速列車長(zhǎng)期服役車下懸吊系統(tǒng)振動(dòng)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，并結(jié)合剛?cè)狁詈夏Ｐ驮趯?shí)測(cè)武廣線上進(jìn)行仿真計(jì)算。將實(shí)測(cè)一個(gè)運(yùn)營(yíng)周期內(nèi)車輪磨耗數(shù)據(jù)導(dǎo)入剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型進(jìn)行分析，根據(jù)車體橫向振動(dòng)RMS指標(biāo)以及車體減振理論分析得到以下結(jié)論。

（1）車下設(shè)備采用彈性懸掛，能使車體橫向振動(dòng)幅值在15 Hz頻率附近的峰值相對(duì)于剛性懸掛有較大降低。即合適參數(shù)的彈性懸掛能夠大大降低車體彈性振動(dòng)，從車體減振角度考慮，車下懸吊系統(tǒng)選用彈性懸吊方式更為合適。

（2）由于運(yùn)營(yíng)里程從5萬(wàn)公里至10萬(wàn)公里階段輪對(duì)橫向位移在0～4 mm常規(guī)范圍內(nèi)，對(duì)應(yīng)的等效錐度增加較為迅速。由實(shí)測(cè)線路數(shù)據(jù)和剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析可得，此段運(yùn)營(yíng)里程內(nèi)車體橫向振動(dòng)增加十分迅速。當(dāng)運(yùn)營(yíng)里程達(dá)到了20萬(wàn)公里時(shí)，車體橫向振動(dòng)加速度均方根是新輪下的1.4～2倍。

（3）綜合考慮不同運(yùn)營(yíng)里程，在整個(gè)磨耗里程內(nèi)車下懸吊系統(tǒng)最優(yōu)懸吊頻率值在13 Hz～17 Hz范圍內(nèi)，此頻率與車體一階橫彎振動(dòng)頻率接近。

（4）選擇車下設(shè)備懸掛阻尼比時(shí)應(yīng)結(jié)合懸掛頻率進(jìn)行綜合考慮，只在懸掛頻率處于低頻區(qū)域時(shí)，增加車下設(shè)備懸掛阻尼比ξ才起到較大作用，經(jīng)綜合分析可知車下設(shè)備懸掛最優(yōu)阻尼比為0.1～0.15。

（5）當(dāng)高速列車的車輪處于磨耗里程初期，車下設(shè)備質(zhì)量的改變對(duì)車體橫向振動(dòng)影響不大。而車輛運(yùn)行到了一個(gè)鏇輪周期的末期時(shí)，車下設(shè)備質(zhì)量的改變對(duì)車體振動(dòng)影響很大。經(jīng)綜合考慮可認(rèn)為車下設(shè)備質(zhì)量不宜超過2 t。

[1]吳會(huì)超，鄔平波，曾京.車下設(shè)備對(duì)車體振動(dòng)的影響[J].交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào)，2012，05：50-56.

[2]曾京，羅仁.考慮車體彈性效應(yīng)的鐵道客車系統(tǒng)振動(dòng)分析[J].鐵道學(xué)報(bào)，2007，28(6)：19-25.

[3]汪群生，曾京，羅光兵.車輪磨耗下車下懸吊系統(tǒng)振動(dòng)特性研究[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2016(10)：113-118.

[4]石懷龍，羅仁，鄔平波，等.基于動(dòng)力吸振原理的動(dòng)車組車下設(shè)備懸掛參數(shù)設(shè)計(jì)[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2014，50(14)：155-161.

[5]石懷龍，鄔平波，羅仁.高速動(dòng)車組彈性車體和設(shè)備耦合振動(dòng)特性[J].西南交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2014，49(4)：693-699.

[6]LUO G B,ZENG J,WANG Q S.Identifying the relationship between suspension parameters of underframe equipment and carbody modal frequency[J].Journal of Modern Transportation,2014,22(4):206-213.

[7]吳會(huì)超，鄔平波.車下設(shè)備懸掛剛度對(duì)車輛平穩(wěn)性影響[J].噪聲與振動(dòng)控制，2012，32(4)：73-77+130.

[8]黃雪飛，于金朋，張麗博，等.車下設(shè)備與車體接口雙層隔振系統(tǒng)隔振參數(shù)研究[J].噪聲與振動(dòng)控制，2015，35(3)：67-72.

[9]羅光兵，曾京，羅仁.車下設(shè)備懸吊方式對(duì)車體振動(dòng)的影響[J].鐵道學(xué)報(bào)，2015(5)：9-14.

[10]池茂儒，張衛(wèi)華，曾京，等.鐵道車輛振動(dòng)響應(yīng)特性[J].交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào)，2007(5)：6-11.

[11]羅光兵，曾京，王海軍.高速客車車下設(shè)備最優(yōu)懸吊剛度研究[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，2015(7)：1089-1093.

[12]宮島，周勁松，孫文靜，等.高速列車彈性車體垂向振動(dòng)控制[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011(2)：159-164.

[13]宮島，周勁松，孫文靜，等.高速列車車下設(shè)備模態(tài)匹配研究[J].振動(dòng)與沖擊，2014(8)：180-185.

[14]GUYAN R J．Reduction of stiffness and mass matrices［J］.AIAAJournal,1965,3(2):380.

Study on Vibration Characteristics andAttenuation of Carbody’s Underneath Suspended Systems in Long-term Service

KUANG Cheng-xiao,ZENG Jing,WANG Qun-sheng
(State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China)

In order to study the vibration characteristics of carbody’s underneath suspended systems in long-term service,the vibration characteristics of a carbody and its equipment in a single re-profile cycle are analyzed.Results of the testing show that the lateral vibrations of the carbody and the underneath equipment vary obviously.Then,a rigid-flexible coupling dynamics model is established with the carbody’s elasticity considered.The influence of the suspension parameters on the vibration reduction of the carbody is analyzed.The simulation results show that the lateral vibration of the carbody varies significantly in the range of 50-100 thousand kilometers.When the lateral suspension frequency of the carbody’s underneath suspended system is close to the first-order lateral bending frequency,the effect of the carbody’s vibration reduction becomes most obvious.Only in the case that the suspension frequency is in the low frequency range,the damping ratio is of significant effect.The effect of the mass of the underneath equipment is mainly manifested in the later period of the re-profile cycle.The lateral vibration of the carbody in long-term service can be effectively reduced by properly selecting the suspension parameters of the carbody’s underneath suspended systems.

vibration and wave;carbody’s underneath suspended systems;elastic carbody;suspension parameter;carbody vibration reduction;long-term service

U211；U238

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.04.018

1006-1355(2017)04-0090-05+120

2017-01-13

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(U1334206、51475388)；中國(guó)鐵路總公司科技研究開發(fā)計(jì)劃資助項(xiàng)目(2016J001-B)；科技支撐計(jì)劃（2015BAG13B01-03）

匡成驍（1992－），男，四川省資陽(yáng)市人，碩士生，主要研究方向?yàn)檐囕v系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和高速客車減振降噪。

E-mail:381471996@qq.com

曾京（1964－），男，湖南省漣源市人，博士，教授，博士研究生導(dǎo)師。主要研究方向?yàn)檐囕v系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)。