高速動(dòng)車組時(shí)頻域響應(yīng)特征及振動(dòng)傳遞特性研究

徐 寧，任尊松，薛 蕊

(北京交通大學(xué)機(jī)械與電子控制工程學(xué)院，北京 100044)

我國(guó)高速列車設(shè)計(jì)速度已經(jīng)達(dá)到350 km/h，綜合考慮安全性和經(jīng)濟(jì)性等諸多因素，運(yùn)營(yíng)速度也保持在300 km/h上下。速度的大幅提升，軌道不平順、輪對(duì)自身不圓順、道岔、低接頭等各種外部激擾致使車輛產(chǎn)生更為強(qiáng)烈的振動(dòng)，具體表現(xiàn)為車輛-軌道系統(tǒng)輪軌相互作用加劇、構(gòu)架激振失穩(wěn)、蛇行、車體平穩(wěn)性下降等，影響車輛運(yùn)行安全性和乘坐舒適性。另外，由于高速動(dòng)車組系統(tǒng)某些關(guān)鍵部件的主振頻率涵蓋了其低階彈性振動(dòng)頻率，可能產(chǎn)生結(jié)構(gòu)振動(dòng)問題。因此，需要對(duì)輪對(duì)、構(gòu)架以及車體在運(yùn)動(dòng)過程中是否發(fā)生彈性振動(dòng)及其振動(dòng)幅度展開分析[1]。此外，各種輪軌界面間不平順激勵(lì)，會(huì)經(jīng)過軸箱懸掛系統(tǒng)和制動(dòng)、牽引系統(tǒng)傳遞至構(gòu)架，進(jìn)而由二系懸掛系統(tǒng)上傳至車體。在傳遞過程中，振動(dòng)能量大小以及不同傳遞路徑傳遞率的變化形式，需要進(jìn)行深入研究。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外研究人員逐漸開展了對(duì)車輛頻域傳遞特性的研究。文獻(xiàn)[2-3]研究了簡(jiǎn)單車輛系統(tǒng)垂向和橫向模型的振動(dòng)傳遞和頻率特性。文獻(xiàn)[4-5]對(duì)車輛-軌道耦合系統(tǒng)隨機(jī)振動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值求解分析，得到隨機(jī)振動(dòng)的基本規(guī)律和響應(yīng)頻譜。文獻(xiàn)[6]基于Timoshenko梁模型對(duì)車輛-軌道耦合系統(tǒng)垂向隨機(jī)振動(dòng)分析，計(jì)算了鋼軌位移點(diǎn)導(dǎo)納與傳遞導(dǎo)納。文獻(xiàn)[7]對(duì)車輛-軌道系統(tǒng)建模，研究了低頻振動(dòng)規(guī)律。文獻(xiàn)[8]研究了車輛-軌道系統(tǒng)50～500 Hz中頻范圍內(nèi)的振動(dòng)特性。文獻(xiàn)[9]在建立彈性車輪模型基礎(chǔ)上，研究了輪軌系統(tǒng)高頻振動(dòng)和乘坐舒適性。這些研究大多是以車輛-軌道系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型為基礎(chǔ)，以輪軌間不同形式的激勵(lì)為輸入，分析不同頻率范圍的振動(dòng)產(chǎn)生的主要原因和響應(yīng)量值范圍，對(duì)列車系統(tǒng)振動(dòng)及傳遞規(guī)律試驗(yàn)研究卻比較少見。文獻(xiàn)[10-11]著重從試驗(yàn)測(cè)試方面分析了由列車引起的周圍基礎(chǔ)振動(dòng)問題，并給出響應(yīng)的主振頻率。文獻(xiàn)[12]以測(cè)試數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，通過對(duì)比多種時(shí)頻分析方法的優(yōu)缺點(diǎn)，總結(jié)出了較好的時(shí)頻分析方法。文獻(xiàn)[13]提出了車輛加速度響應(yīng)分析的速度-頻域分析方法。這些測(cè)試研究為理論研究和數(shù)值仿真提供了數(shù)據(jù)支撐，并在一定程度上反映出線路基礎(chǔ)及列車的振動(dòng)特性，但仍不能較為完整、全面地反映其振動(dòng)特點(diǎn)和傳遞規(guī)律。

鑒于此，本文基于高速動(dòng)車組軸箱、構(gòu)架及車體等關(guān)鍵部位振動(dòng)加速度測(cè)試信號(hào)，較為詳細(xì)地研究了車輛部件振動(dòng)加速度的統(tǒng)計(jì)特征、加速度幅值-頻次關(guān)系等時(shí)域特性，運(yùn)行速度與主振頻率關(guān)系，典型沖擊激勵(lì)下軸箱加速度時(shí)頻響應(yīng)特性。并分析了加速、勻速和減速等不同工況下主要部件間振動(dòng)幅頻傳遞特征。期望從諸多時(shí)頻域特性中，更加完整真實(shí)地揭示高速列車在運(yùn)用過程中的振動(dòng)特點(diǎn)，為高速動(dòng)車組合理運(yùn)用和設(shè)計(jì)以及仿真和理論研究提供一些有價(jià)值的參考。

1 加速度測(cè)點(diǎn)位置、采樣頻率及量程

為獲得不同工況下的振動(dòng)特征和較為全面地了解車輛部件間的傳遞特性，以某型動(dòng)車組列車其中一節(jié)動(dòng)車為研究對(duì)象，并于輪對(duì)與構(gòu)架及構(gòu)架與車體間的多條傳遞路徑上充分布置加速度傳感器。同時(shí)，為保證測(cè)試信號(hào)精度并盡可能涵蓋高速列車系統(tǒng)主振頻率，合理地選擇了各測(cè)點(diǎn)的采樣頻率及加速度計(jì)量程，見表1。圖1為部分加速度測(cè)點(diǎn)位置。

表1 各測(cè)點(diǎn)布置位置、采樣頻率及加速度計(jì)量程

圖1 部分加速度測(cè)點(diǎn)的位置

2 測(cè)點(diǎn)加速度的時(shí)域特征及統(tǒng)計(jì)特點(diǎn)

2.1 測(cè)點(diǎn)垂、橫向加速度歷程及數(shù)值范圍

2016年1月27日至31日間進(jìn)行車輛測(cè)試，測(cè)試線路為武廣客運(yùn)專線，選取廣州南到長(zhǎng)沙南一個(gè)往返的測(cè)試數(shù)據(jù)，車輛在正線上的最高穩(wěn)定運(yùn)行速度為295 km/h。

對(duì)測(cè)試信號(hào)經(jīng)過去零漂、消除工頻干擾以及去除信號(hào)噪聲毛刺等流程后，獲得車輛各部件的加速度時(shí)間-歷程，如圖2～圖5所示。

圖2 車體左側(cè)空簧座加速度-時(shí)間歷程

(a)廣州—長(zhǎng)沙垂向

(b)廣州—長(zhǎng)沙橫向圖3 構(gòu)架空簧座加速度-時(shí)間歷程

圖4 構(gòu)架鋼簧帽筒加速度-時(shí)間歷程

(a)廣州—長(zhǎng)沙垂向

(b)廣州—長(zhǎng)沙橫向圖5 一軸一位軸箱加速度-時(shí)間歷程

圖3和圖5中橫向和垂向加速度的數(shù)值范圍較為接近，采用上、下兩個(gè)子圖進(jìn)行表示。

由圖2～圖5可見，車體空簧座垂向加速度的主要范圍在±0.3g之間，橫向加速度主要范圍在±0.15g之間。構(gòu)架空簧座垂度的主要范圍在±5g之間，橫向加速度在±3.2g之間；構(gòu)架彈簧帽筒處垂向加速度主要范圍在±10g之間，橫向加速度的主要范圍在±4.5g之間。軸箱垂向加速度的變化范圍在±18g之間，橫向加速度的變化范圍在±13g之間。其中，車體和構(gòu)架鋼簧帽筒的垂向和橫向加速度在數(shù)值范圍上相差接近2倍，而構(gòu)架空簧座和軸箱的垂向和橫向加速度的數(shù)值范圍更為接近，約為1.3～1.6倍。

2.2 測(cè)點(diǎn)加速度-時(shí)間歷程的統(tǒng)計(jì)特征

為比較振動(dòng)響應(yīng)在時(shí)域上的衰減特點(diǎn)，表2給出了一系和二系連接位置處加速度的極值和均方根等統(tǒng)計(jì)特征。表2中“上”和“下”分別代表上行和下行方向的數(shù)據(jù)結(jié)果。

表2 一、二系連接位置處各加速度測(cè)點(diǎn)時(shí)間-歷程統(tǒng)計(jì)特征

從整體上看，對(duì)于能夠反映振動(dòng)能量大小的峰值和均方根值等特征參數(shù)，二系連接處均小于一系連接處，懸掛上部均明顯小于懸掛下部，這說明各系懸掛有較為明顯的緩沖和衰減作用。構(gòu)架空簧座和鋼簧帽筒的加速度量值存在較大差距，尤以垂向更為明顯，這可能與構(gòu)架的點(diǎn)頭運(yùn)動(dòng)和彈性振動(dòng)有較大關(guān)系。從峰值上看，二系連接處測(cè)點(diǎn)垂向和橫向加速度最大值與最小值的絕對(duì)值幾乎相等，而一系連接部測(cè)點(diǎn)峰、谷絕對(duì)值大小差異相對(duì)較大。從均方根值上看，各系連接處，垂向測(cè)點(diǎn)均大于橫向測(cè)點(diǎn)，二系連接處測(cè)點(diǎn)的均方根均處于0.11g以下，且上、下行之間相差較小，一系連接處測(cè)點(diǎn)的均方根幾乎小于2g且上、下行之間相差較大，這種差異在軸箱垂向加速度上最為突出。

由圖6～圖9可見，上、下行的幅值-頻次曲線差別較小，其中車體幅值-頻次曲線重疊度最高。除了出現(xiàn)次數(shù)小于30的較大加速度幅值以外，各部件加速度幅值與出現(xiàn)次數(shù)在單對(duì)數(shù)坐標(biāo)系下均呈現(xiàn)比較明顯的函數(shù)關(guān)系。出現(xiàn)次數(shù)較少且量值較大的加速度幅值很可能是由道岔、鋼軌接頭等不良線路條件下引起的響應(yīng)。幅值相對(duì)較小且出現(xiàn)次數(shù)較多的加速度幅值可能與軌道不平順及輪對(duì)不圓順?biāo)鸬恼駝?dòng)響應(yīng)相對(duì)應(yīng)，呈現(xiàn)出較強(qiáng)的統(tǒng)計(jì)規(guī)律性。通過采取多項(xiàng)式曲線擬合的方式，得到了各部件間幅值-頻次的函數(shù)關(guān)系以及適用范圍，列于表3。依照表3中的函數(shù)關(guān)系，在圖6～圖9繪制出相應(yīng)的擬合線。

圖6 車體左側(cè)空簧座加速度幅值-頻次圖

圖7 構(gòu)架左側(cè)空簧座加速度幅值-頻次圖

圖8 構(gòu)架鋼簧帽筒加速度幅值-頻次圖

圖9 一軸一位軸箱加速度幅值-頻次圖

測(cè)點(diǎn)位置幅值y與頻次x關(guān)系適用區(qū)間范圍車體左側(cè)空簧座垂向y=-0.070 6lgx+0.458 220

3 測(cè)點(diǎn)加速度的時(shí)-頻響應(yīng)特性

3.1 加速和勻速過程各測(cè)點(diǎn)的時(shí)間-頻率幅頻響應(yīng)特性

高速動(dòng)車組在運(yùn)用過程中的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)不僅取決于車輛自身特性，還取決于輪軌相互作用的外部激勵(lì)，二者的相互耦合給提取車輛特性帶來(lái)了較大的困難[12]。以廣州—長(zhǎng)沙的單程為例，分別截取加速過程中速度單調(diào)增加的一段以及勻速過程中速度變化波動(dòng)較小的另一段，對(duì)應(yīng)圖10中速度-時(shí)間歷程的局部1和局部2兩個(gè)時(shí)間段。利用短時(shí)傅里葉變換(STFT)獲得了兩種運(yùn)用工況下車輛各部件垂向響應(yīng)隨頻率和時(shí)間的幅頻特性，如圖11～圖17所示。

圖10 速度-時(shí)間歷程及其局部加速和勻速過程

圖11 加速過程車體空簧座處加速度 時(shí)間-頻率幅頻特性

圖12 加速過程構(gòu)架鋼簧帽筒處加速度 時(shí)間-頻率幅頻特性

圖13 加速過程軸箱加速度時(shí)間-頻率 幅頻特性

圖14 勻速過程車體空簧座加速度 時(shí)間-頻率幅頻特性

圖15 勻速過程構(gòu)架鋼簧帽筒處加速度 時(shí)間-頻率幅頻特性

圖16 勻速過程構(gòu)架鋼簧帽筒處加速度 時(shí)間-頻率幅頻特性(低頻范圍)

圖17 勻速過程軸箱加速度時(shí)間-頻率幅頻特性

依據(jù)車輛運(yùn)行速度，可確定出車輪轉(zhuǎn)動(dòng)頻率，進(jìn)而得到各階不圓順激勵(lì)對(duì)應(yīng)的頻率。

( 1 )

式中：n為不圓順階數(shù)；v為運(yùn)行速度；D為車輪直徑。

高速鐵路無(wú)砟軌道不平順存在與軌道板長(zhǎng)度相關(guān)的周期性倍頻能量[14]。且以倍頻數(shù)為1和2的周期性不平順激勵(lì)的能量較高。式( 2 )給出一定速度下，軌道板周期性不平順激勵(lì)對(duì)應(yīng)的頻率。

( 2 )

式中：m為倍頻數(shù)；L為軌道板長(zhǎng)度。

由于式( 1 )和式( 2 )中f與v和n成正比，在加速過程中(初始時(shí)刻速度為148 km/h)，出現(xiàn)如圖11中所示白色1～3處以及圖12和圖13中多條隨時(shí)間的增長(zhǎng)頻率逐漸增大的線條。相似的，在勻速過程下，圖14的響應(yīng)頻譜中也出現(xiàn)與圖11中白色線條1～3相類似的較高能量區(qū)域。這些線條與輪對(duì)各階不圓、各倍頻數(shù)軌道板周期性不平順相對(duì)應(yīng)，例如圖11中的白線3對(duì)應(yīng)輪對(duì)一階不圓(偏心)，而白線1和白線2分別對(duì)應(yīng)倍頻數(shù)為1和2的周期性不平順，這與文獻(xiàn)[12]的結(jié)論相一致。

由圖12、圖13可以看出，在90～105 s間，圖12中經(jīng)過頻段530～545 Hz以及圖13中經(jīng)過頻段 315～340 Hz的線條均出現(xiàn)了振動(dòng)能量增大的現(xiàn)象。表4給出了上述線條對(duì)應(yīng)的不圓順激勵(lì)頻率與系統(tǒng)部件固有頻率的關(guān)系。表明如輪對(duì)不圓順這種激勵(lì)頻率與速度相關(guān)的外界輸入，隨著運(yùn)行速度提高，當(dāng)激勵(lì)頻率到達(dá)系統(tǒng)部件的某些固有頻帶時(shí)，該頻率下部件的振動(dòng)能量有所增大，這與文獻(xiàn)[15]中的結(jié)論相吻合。

速度為295 km/h的勻速狀態(tài)下，根據(jù)式( 1 )可知，當(dāng)n=1時(shí)，f對(duì)應(yīng)車輪偏心，約為31.8 Hz；根據(jù)式( 2 )可知，當(dāng)m=1或2時(shí)，f分別為12.7 Hz和25.4 Hz。

由圖14可見，車體響應(yīng)能量最大值出現(xiàn)在1.5 Hz左右，這與車體剛體運(yùn)動(dòng)的頻率接近。頻率在10～35 Hz之間的1～3號(hào)白色線條與n=1、m=1和m=2這3種情況相對(duì)應(yīng)，而頻率為14.7 Hz的黑色線條接近車體的一階彎曲頻率，頻率為40～50 Hz的高能量區(qū)與其他各階的彈性振動(dòng)相關(guān)。

表4 線條對(duì)應(yīng)的不圓順激勵(lì)頻率與系統(tǒng)部件 固有頻率的關(guān)系

由圖15可知，構(gòu)架加速度頻譜在160～320 Hz，740～840 Hz，925～1 000 Hz等頻率區(qū)間內(nèi)振動(dòng)能量較小。類似的，由圖16可以看出，軸箱加速度頻譜在130～180 Hz，730～800 Hz等頻率區(qū)間內(nèi)振動(dòng)能量也較小。對(duì)于出現(xiàn)160～180 Hz和740～800 Hz這樣多個(gè)車輛部件的響應(yīng)能量均較小的頻段，可能由于該頻段對(duì)應(yīng)外部激勵(lì)的輸入能量較小所致。前者對(duì)應(yīng)該速度下空間頻率為2(1/m)的不平順，后者對(duì)應(yīng)的為 24～27階不平順激勵(lì)頻率。說明在接近300 km/h的運(yùn)用速度下，空間頻率大于2(1/m)的不平順以及24～27階的不圓順的激勵(lì)貢獻(xiàn)幾乎可以忽略，且在740～800 Hz這一頻段，軌下部件的振動(dòng)能量也幾乎沒有上傳到車輛部件。

由圖16可知，構(gòu)架響應(yīng)能量的頻率最大值出現(xiàn)在25 Hz以內(nèi)，這與構(gòu)架剛體運(yùn)動(dòng)頻率相對(duì)應(yīng)。黑線1處43 Hz附近的頻帶為一能量較高的范圍，該頻帶中心頻率接近常見動(dòng)車構(gòu)架的一階彈性模態(tài)對(duì)應(yīng)的頻率[16]。黑線2處89 Hz附近頻帶為又一較高能量區(qū)域，該頻帶中心頻率接近輪對(duì)一階彎曲振動(dòng)頻率[17]。

由圖15和圖17可知，輪對(duì)的各階不圓順對(duì)應(yīng)頻率占據(jù)了頻譜圖中各主要峰值頻率，第1，7，9，10，11，17，18，19，21階的不圓順?biāo)鶎?duì)應(yīng)頻率下輪對(duì)振動(dòng)能量較大，尤以第1階和第18階能量最大。一般情況下，1階偏心在各階不圓順中數(shù)值比較大，極易激發(fā)較強(qiáng)振動(dòng)。而第18階不圓順頻率與齒輪箱箱體一階固有頻率565 Hz接近，也易激發(fā)較強(qiáng)的振動(dòng)。

3.2 典型沖擊工況下軸箱的時(shí)間-頻率幅頻響應(yīng)特性

結(jié)合方差滑動(dòng)窗的方法[18]，對(duì)道岔等瞬時(shí)沖擊工況下系統(tǒng)響應(yīng)特征進(jìn)行了分析。

長(zhǎng)度為N的實(shí)測(cè)軸箱加速度數(shù)據(jù)a={a1，a2，a3，…，aN}，設(shè)滑動(dòng)窗寬度為M，M

( 3 )

( 4 )

滑動(dòng)方差法的關(guān)鍵在于確定滑動(dòng)窗寬度M，式( 5 )給出M的確定方法。

( 5 )

式中：L1為滑動(dòng)窗對(duì)應(yīng)的線路長(zhǎng)度；f為采樣頻率。在200～350 km/h范圍內(nèi)，對(duì)典型線路沖擊引起的響應(yīng)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，確定出線路長(zhǎng)度L1為20 m[15]。

仍以廣州—長(zhǎng)沙單程為例(圖18)，可以看出軸箱加速度中4 658 s和4 673 s附近處加速度出現(xiàn)明顯的瞬時(shí)跳變，兩個(gè)時(shí)段的滑動(dòng)窗方差接近2 500(m/s2)2，而整個(gè)時(shí)段內(nèi)方差達(dá)到此量級(jí)的比例小于1/300(文獻(xiàn)[15]的結(jié)果也表明滑動(dòng)窗方差出現(xiàn)次數(shù)小于0.01的峰值的確與接頭或到道岔區(qū)相對(duì)應(yīng))，可以認(rèn)為這兩個(gè)時(shí)刻的軸箱加速度響應(yīng)對(duì)應(yīng)于低接頭或者道岔區(qū)。圖19、圖20給出了這兩個(gè)時(shí)刻軸箱加速度的時(shí)-頻特征。

(a)軸箱加速度

(b)滑動(dòng)窗加速度方差圖18 沖擊工況對(duì)應(yīng)時(shí)間段的選取

由圖19、圖20可知，典型線路沖擊過程作用時(shí)間非常短，約為0.06～0.08 s，同時(shí)產(chǎn)生較大的局部響應(yīng)能量。兩瞬時(shí)激勵(lì)過程的時(shí)、頻特性比較相似，其中均包含以31.8，304，505 Hz為核心的3個(gè)主要的高能量頻率區(qū)，后兩個(gè)核心頻率處的能量更高，且其頻率范圍較寬。31.5 Hz為輪對(duì)的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率，依據(jù)文獻(xiàn)[19]的計(jì)算結(jié)果，在200～1 000 Hz頻段內(nèi)軌下系統(tǒng)(鋼軌和軌道板)的振動(dòng)加速度幅頻特性能保證在一個(gè)相對(duì)較高的水平，因而304 Hz和505 Hz附近的這兩個(gè)響應(yīng)能量較高頻段應(yīng)該與軌下系統(tǒng)振動(dòng)的固有特性有一定關(guān)聯(lián)。

圖19 沖擊工況1軸箱加速度時(shí)間-頻率幅頻特性

圖20 沖擊工況2軸箱加速度時(shí)間-頻率幅頻特性

4 部件間垂向幅頻傳遞特性

以廣州至長(zhǎng)沙的單程為例，選取速度從0～295 km/h的加速過程、295 km/h的勻速過程以及從295 km/h到0的減速過程的時(shí)間歷程，利用FFT變換得到軸箱到鋼簧帽筒、電機(jī)吊座、齒輪箱吊座和制動(dòng)吊座等構(gòu)架各振動(dòng)傳遞路徑的一系垂向傳遞特征，構(gòu)架空簧座到車體空簧座的二系垂向傳遞特征，具體結(jié)果如圖21～圖25所示。

圖21 構(gòu)架空簧座到車體空簧座傳遞系數(shù)

圖22 軸箱到構(gòu)架鋼簧帽筒傳遞系數(shù)

圖23 軸箱到電機(jī)吊座傳遞系數(shù)

圖24 軸箱到齒輪箱吊座傳遞系數(shù)

圖25 軸箱到制動(dòng)吊座傳遞系數(shù)

由圖21～圖25可以看出，除一些局部頻段外，與加速過程和減速過程相比，勻速過程的傳遞函數(shù)相對(duì)較大。這主要是由于勻速過程的速度比加速和減速過程的平均速度大，在輸入激勵(lì)水平相似的情況下，運(yùn)行速度越高，車輛系統(tǒng)各部件響應(yīng)結(jié)果往往越大，進(jìn)而傳遞函數(shù)也相對(duì)越大。

由圖21可以看出，在0～50 Hz之間，無(wú)論是加速、勻速還是減速工況，構(gòu)架空簧座到車體空簧座的振動(dòng)傳遞系數(shù)在整體趨勢(shì)幾乎保持一致，說明工況的不同對(duì)二系傳遞特性的影響較小。同時(shí)可以看出，在0～2.5 Hz頻段內(nèi)傳遞率較大，最大幅頻傳遞率為0.85，在5～50 Hz的頻段內(nèi)，傳遞率都小于0.15。而在15～25 Hz之間存在3階車體的彈性模態(tài)，導(dǎo)致此區(qū)間傳遞率略大于相鄰的其他頻段。

由圖22～圖25可以看出，從整體上，各位置的傳遞系數(shù)以軸箱到簧帽筒最大，最大值為2.5左右，說明鋼簧是一系各路徑中振動(dòng)傳遞能量的最主要路徑。而由軸箱到齒輪箱吊座傳遞系數(shù)在0～1 000 Hz內(nèi)變化相對(duì)較小且穩(wěn)定在一定水平，說明輪軌激勵(lì)沿齒輪箱路徑上傳到構(gòu)架具有較穩(wěn)定且較寬的頻帶。

在300～750 Hz的頻段上，減速和勻速兩種工況下軸箱到構(gòu)架各位置傳遞系數(shù)曲線在走勢(shì)和量值幾乎完全一致，而加速工況下傳遞特性曲線和這二者有所區(qū)別，且傳遞系數(shù)一般略大于其他兩者。這一頻段的振動(dòng)傳遞特點(diǎn)很可能與加速過程中電機(jī)、齒輪箱以及聯(lián)軸器的振動(dòng)傳遞具有較大關(guān)聯(lián)性。

減速過程中，在820～1 000 Hz的頻段上，構(gòu)架各位置傳遞系數(shù)均高于加速和勻速過程，且最為明顯的是鋼簧帽筒和制動(dòng)吊座兩處位置。這可能與制動(dòng)過程中，輪盤作用引起的高頻振動(dòng)通過制動(dòng)吊座上傳至構(gòu)架有關(guān)。且制動(dòng)吊座位置靠近鋼簧帽筒處，致使彈簧帽筒的幅頻特性也呈現(xiàn)相似的特點(diǎn)。

在75～150 Hz的頻段上，有78，112，123，133 Hz 4個(gè)峰值頻率，分別對(duì)應(yīng)構(gòu)架的第3，5，6，7階模態(tài)，說明傳遞系數(shù)在構(gòu)架的前幾階模態(tài)特征頻率下會(huì)比其他頻率更大一些。此外，在這一頻段的幅頻傳遞系數(shù)，勻速過程大于減速過程，加速過程為三者最小。說明平均速度和速度變化方式的不同對(duì)該頻段內(nèi)一系各傳遞路徑的幅頻傳遞特性有較大影響。

5 結(jié)論

通過武廣客運(yùn)專線正線測(cè)試獲取高速動(dòng)車組軸箱、構(gòu)架及車體等關(guān)鍵部位的振動(dòng)加速度信號(hào)，經(jīng)過分析得到與系統(tǒng)時(shí)域特征、時(shí)-頻響應(yīng)功率譜以及幅頻傳遞特征等有關(guān)的結(jié)論如下：

(1)加速度峰值和均方根值等時(shí)域特征，二系連接處均小于一系連接處，懸掛上部均明顯小于懸掛下部。構(gòu)架空簧座和鋼簧帽筒的加速度量值上存在較大差距，尤以垂向更為明顯。車體、構(gòu)架及軸箱加速度的幅值-頻次曲線中，較小的加速度幅值與其出現(xiàn)頻次間呈現(xiàn)出較為明確的函數(shù)關(guān)系。

(2)各部件加速度的時(shí)-頻功率譜中出現(xiàn)與速度-時(shí)間歷程形狀相似的線條，這些線條與輪對(duì)各階不圓順、軌道板的各倍頻周期性不平順相對(duì)應(yīng)。加速過程中，隨著運(yùn)行速度的提高，周期性外部激勵(lì)的頻率也會(huì)隨之增加，當(dāng)激勵(lì)頻率到達(dá)系統(tǒng)某些部件的固有頻帶時(shí)，該頻率下部件的振動(dòng)能量有所增大。

(3)典型沖擊過程作用時(shí)間非常短，約為0.06～0.08 s，同時(shí)產(chǎn)生較大局部響應(yīng)能量。振動(dòng)能量主要集中在以31.5，304，505 Hz為中心的3個(gè)頻段內(nèi)。

(4)運(yùn)用工況的不同對(duì)于二系幅頻傳遞特性的影響較小。鋼彈簧是一系振動(dòng)傳遞能量各路徑中的最主要路徑，輪軌激勵(lì)沿齒輪箱路徑上傳到構(gòu)架具有較穩(wěn)定且較寬的頻帶。與其他各頻段相比，在一系各傳遞路徑上，75～150 Hz的頻段上均能保證具有相對(duì)較大的傳遞系數(shù)。

(5)不同運(yùn)用工況下，在75～150 Hz、300～750 Hz及820～1 000 Hz 3個(gè)頻段上，一系懸掛各條傳遞路徑上的傳遞系數(shù)呈現(xiàn)出較為明顯的差異。說明平均速度和速度變化方式的不同對(duì)于這些頻段內(nèi)一系各傳遞路徑的幅頻傳遞特性有一定影響。