引起車輛振動的原因很多，有確定因素和不確定因素。線路結構和車輛本身結構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)結構的輕量化，車體結構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等截面歐拉梁，建立了鐵道客車的垂向振動系統(tǒng)數(shù)學模型，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論。池茂儒等人通過建立車輛系統(tǒng)動力學模型，計算不同速度級下的轉向架蛇行運動模態(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，而轉向架蛇行運動頻率隨速度增大而增大的結論。張豐利介紹了模態(tài)頻率規(guī)劃表的概念，總結出整車模態(tài)頻率匹配的策略和流程。對部分系統(tǒng)進行了結構優(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板激勵與車輛固有頻率匹配關系，對動車車體設計改進及車輛運行速度設計具有一定的指導意義。
模態(tài)分析
模態(tài)分析的實質，是一種坐標變換。其目的在于把原來在物理坐標系統(tǒng)中描述的響應向量，放到所謂“模態(tài)坐標系統(tǒng)”中來描述，這一坐標系統(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，對應于特定頻率，以循環(huán)往復的方式，表現(xiàn)出各響應自由度之間相對位移(或加速度）的幅值關系，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系，故測點可以分組測試。傳導函數(shù)獲得ODS與頻響函數(shù)不同，傳導函數(shù)峰值對應的頻率點與結構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行正弦掃頻，激勵頻率范圍0?50 Hz。
車體在低頻段內(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，軌道板激勵頻率與車體階垂彎頻率接近（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，車體中部和轉向架上方地板振動較大。軌道板激勵導致車體強迫共振。僅從頻率匹配方面考慮，該動車車型在速度250 km/h長期運行應謹慎。
