第１２卷　第５期

２０１２年１０月

交 通 运 输 工 程 学 报

ＪｏｕｒｎａｌｏｆＴｒａｆｆｉｃａｎｄＴｒａｎｓｐｏｒｔａｔｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ

Ｖｏｌ．１２　Ｎｏ．５

Ｏｃｔ．２０１２

收稿日期：２０１２０４１６

基金项目：“十一五”国家科技支撑计划项目（２００９ＢＡＧ１２Ａ０２）

作者简介：吴会超（１９８０），河北保定人，男，西南交通大学工学博士研究生，从事车辆动力学与疲劳强度研究。

导师简介：邬平波（１９６８），浙江奉化人，男，西南交通大学研究员，工学博士。

文章编号：１６７１１６３７（２０１２）０５００５００７

车下设备对车体振动的影响

吴会超１，邬平波１，曾　京１，吴　娜１，单永林２

（１．西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都　６１００３１；

２．南车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东 青岛　２６６１１１）

摘　要：为了考虑车体的弹性振动，将车体等效成欧拉伯努利梁，建立了车体与设备垂向耦合振动

模型，研究了车下设备刚性悬挂与弹性悬挂对车体振动幅频特性的影响。基于模态叠加法原理建

立了考虑车体弹性振动和车下设备的高速动车组三维刚柔耦合动力学模型，分析了车下设备悬挂

方式、重心偏载与弹性悬挂参数对车体振动响应的影响规律。采用欧拉伯努利梁模型的数值分析

结果表明：基于动力吸振器原理，当车下设备采用合理的弹性悬挂参数时能够有效抑制车体的弹性

振动，并提高车体的垂向弯曲频率。采用三维刚柔耦合动力学模型仿真结果表明：车辆运行速度越

高弹性悬挂的优点越明显，车下设备横向偏载主要影响车体的横向振动特性，纵向偏载主要影响车

体的垂向振动特性；当车下设备的悬挂频率接近车体的垂向弯曲频率时能够降低车体的整体振动

水平，当车下设备的悬挂频率低于车体的垂向弯曲频率时，提高车下设备弹性悬挂系统的阻尼能够

在一定程度上抑制车体的弹性振动。

关键词：轨道车辆；弹性车体；混合多体系统；设备偏载；设备悬挂参数

中图分类号：Ｕ２７１．９１　　　文献标志码：Ａ

犐狀犳犾狌犲狀犮犲狅犳犲狇狌犻狆犿犲狀狋狌狀犱犲狉犮犪狉狅狀犮犪狉犫狅犱狔狏犻犫狉犪狋犻狅狀

ＷＵＨｕｉｃｈａｏ１，ＷＵＰｉｎｇｂｏ１，ＺＥＮＧＪｉｎｇ

１，ＷＵＮａ１，ＳＨＡＮＹｏｎｇｌｉｎ２

（１．ＳｔａｔｅＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｏｆＴｒａｃｔｉｏｎＰｏｗｅｒ，Ｃｈｅｎｇｄｕ６１００３１，Ｓｉｃｈｕａｎ，Ｃｈｉｎａ；

２．ＣＳＲＱｉｎｇｄａｏＳｉｆａｎｇＬｏｃｏｍｏｔｉｖｅａｎｄＲｏｌｌｉｎｇＳｔｏｃｋＣｏ．，Ｌｔｄ．，Ｑｉｎｇｄａｏ２６６１１１，Ｓｈａｎｄｏｎｇ，Ｃｈｉｎａ）

犃犫狊狋狉犪犮狋：Ｉｎｏｒｄｅｒｔｏｃｏｎｓｉｄｅｒｔｈｅｅｌａｓｔｉｃｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆｃａｒｂｏｄｙ，ｔｈｅｖｅｒｔｉｃａｌｃｏｕｐｌｉｎｇｖｉｂｒａｔｉｏｎ

ｍｏｄｅｌｏｆｃａｒｂｏｄｙａｎｄｅｑｕｉｐｍｅｎｔｗａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ，ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｒｉｇｉｄｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎａｎｄｆｌｅｘｉｂｌｅ

ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｏｎｔｈｅａｍｐｌｉｔｕｄｅｆｒｅｑｕｅｎｃｙｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｏｆｃａｒｂｏｄｙｗａｓｓｔｕｄｉｅｄ，ｉｎｗｈｉｃｈｃａｒｂｏｄｙ

ｗａｓｍｏｄｅｌｅｄａｓａｎＥｕｌｅｒＢｅｒｎｏｕｌｌｉｂｅａｍ．Ｔｈｅ３Ｄｒｉｇｉｄｆｌｅｘｉｂｌｅｃｏｕｐｌｉｎｇｄｙｎａｍｉｃｓｍｏｄｅｌｏｆｈｉｇｈ

ｓｐｅｅｄＥＭＵｗａｓｓｅｔｕｐｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｍｏｄａｌｓｕｐｅｒｐｏｓｉｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄａｎｄｃｏｎｓｉｄｅｒｉｎｇｃａｒｂｏｄｙｅｌａｓｔｉｃ

ｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄｅｑｕｉｐｍｅｎｔ，ｔｈｅｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｔｙｐｅｓ，ｐａｒｔｉａｌｌｏａｄｓａｎｄ

ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｎｃａｒｂｏｄｙｖｉｂｒａｔｉｏｎｗａｓａｎｄｙｚｅｄ．ＴｈｅｎｕｍｅｒｉｃａｌａｎａｌｙｓｉｓｒｅｓｕｌｔｏｆＥｕｌｅｒ

Ｂｅｒｎｏｕｌｌｉｂｅａｍｍｏｄｅｌｓｈｏｗｓｔｈａｔｒｅａｓｏｎａｂｌｅｅｌａｓｔｉｃｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｄｅｓｉｇｎｂａｓｅｄｏｎｔｈｅｐｒｉｎｃｉｐｌｅｏｆ

ｄｙｎａｍｉｃｖｉｂｒａｔｉｏｎａｂｓｏｒｂｅｒｃａｎｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙｓｕｐｐｒｅｓｓｔｈｅｅｌａｓｔｉｃｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆｃａｒｂｏｄｙａｎｄｉｍｐｒｏｖｅ

ｔｈｅｖｅｒｔｉｃａｌｂｅｎｄｆｒｅｑｕｅｎｃｙｏｆｃａｒｂｏｄｙ．Ｔｈｅｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｏｆ３Ｄｒｉｇｉｄｆｌｅｘｉｂｌｅｃｏｕｐｌｉｎｇ

ｄｙｎａｍｉｃｓｍｏｄｅｌｓｈｏｗｓｔｈａｔｔｈｅｈｉｇｈｅｒｔｈｅｓｐｅｅｄｉｓ，ｔｈｅｍｏｒｅｏｂｖｉｏｕｓｔｈｅａｄｖａｎｔａｇｅｏｆｅｌａｓｔｉｃ

ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｉｓ，ｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｌａｔｅｒａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄａｆｆｅｃｔｓｔｈｅｌａｔｅｒａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ，ａｎｄｔｈｅ

ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄｍａｉｎｌｙａｆｆｅｃｔｓｔｈｅｖｅｒｔｉｃａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘ．Ｗｈｅｎｔｈｅｆｌｅｘｉｂｌｅｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ

ｆｒｅｑｕｅｎｃｙｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｉｓｃｌｏｓｅｔｏｃａｒｂｏｄｙｂｅｎｄｆｒｅｑｕｅｎｃｙ，ｔｈｅｍｉｎｉｍｕｍｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆｃａｒｂｏｄｙ

ｏｃｃｕｒｓ．Ｂｕｔａｓｔｈｅｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｆｒｅｑｕｅｎｃｙｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｉｓｌｅｓｓｔｈａｎｃａｒｂｏｄｙｂｅｎｄｆｒｅｑｕｅｎｃｙ，ｒｉｓｉｎｇ

ｄａｍｐｉｎｇｃａｎｓｕｐｐｒｅｓｓｃａｒｂｏｄｙｖｉｂｒａｔｉｏｎｔｏｓｏｍｅｅｘｔｅｎｔ．２ｔａｂｓ，１７ｆｉｇｓ，１４ｒｅｆｓ．

犓犲狔狑狅狉犱狊：ｒａｉｌｗａｙｖｅｈｉｃｌｅ；ｆｌｅｘｉｂｌｅｃａｒｂｏｄｙ；ｈｙｂｒｉｄｍｕｌｔｉｂｏｄｙｓｙｓｔｅｍ；ｅｑｕｉｐｍｅｎｔｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ；

ｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｐａｒａｍｅｔｅｒｓ

犃狌狋犺狅狉狉犲狊狌犿犲狊：ＷＵＨｕｉｃｈａｏ（１９８０），ｍａｌｅ，ｄｏｃｔｏｒａｌｓｔｕｄｅｎｔ，＋８６２８８６４６６２２１，ｗｕｈｕｉｃｈａｏ１２１５＠

ｙａｈｏｏ．ｃｏｍ．ｃｎ；ＷＵＰｉｎｇｂｏ（１９６８），ｍａｌｅ，ｒｅｓｅａｒｃｈｅｒ，ＰｈＤ，＋８６２８８７６００８８２，ｗｕｐｉｎｇｂｏ＠１６３．ｃｏｍ．

图１　车体与设备耦合振动模型

Ｆｉｇ．１　Ｃｏｕｐｌｉｎｇｖｉｂｒａｔｉｏｎｍｏｄｅｌｏｆｃａｒｂｏｄｙａｎｄｅｑｕｉｐｍｅｎｔ

０　引　言

车体的轻量化设计使得铝合金型材在高速客

车车体设计中被广泛应用，但这种轻量化往往导致

车体刚度的不足，从而引起车体振动的恶化。Ｓｕｚｕ

ｋｉ等采用变刚度的Ｅｕｌｅｒ梁模拟车体弹性，研究了

由于轨道不平顺引起的车体振动和乘坐舒适性问

题［１］；Ｄｉａｎａ等将车体考虑成弹性梁结构，研究了客

车的运行舒适度问题［２］；Ｙｏｎｇ等采用有限长的

Ｔｉｍｏｓｈｅｎｋｏ梁模拟车体结构，研究了轨道车辆在

较差线路系统中的振动响应问题［３］；邬平波等在动

力学仿真中建立了基于车体弹性和刚性的高速客车

非线性动力学模型，分析了车体弹性振动对运行平

稳性的影响。以上研究是基于弹性车体的，是将车

体与设备作为整体，没有考虑车下设备对车体振动

的影响。相关文献的研究表明，过低的车体垂向弯

曲频率会降低车体的垂向平稳性［４５］。目前，高速动

车组附属设备大部分采用车下悬挂的设计方式，必

然会影响车体的垂向弯曲频率。为了降低车下设备

对车体振动的影响，一种非常有效的方法就是引入

车下设备弹性悬挂系统。但是如果设备弹性悬挂参

数选择不合理，不但不会降低车下设备对车体振动

的影响，还会在一定程度上加剧这种负面效应。本

文针对这个问题，系统地研究了车下设备参数对车

体振动的影响规律。

１　车下设备对车体自振特性的影响

等效欧拉伯努利梁车体与设备垂向耦合振动模

型见图１，前后转向架位置通过并联的弹簧和阻尼

进行弹性支撑。图１中：犕ｃ 为车体质量；犈为弹性

模量；犐为截面惯性矩；ρ为密度；犃为截面积；犕ｅ为

设备质量；犽１ 为空气弹簧刚度；犮１ 为空气弹簧阻尼；

犽２ 为设备悬挂刚度；犮２ 为设备悬挂阻尼。

车体的偏微分方程为［６７］

犈犐４狕（狓，狋）

狓４ ＋μ犐

５狕（狓，狋）

狋狓４ ＋ρ犃

２狕（狓，狋）

狋２ ＝

　　∑２

犼＝１

犳ｓ犼δ（狓－狓ｓ犼）＋∑２

犻＝１

犳ｅ犻δ（狓－狓ｅ犻） （１）

式中：狕（狓，狋）为车体在狓坐标位置处狋时刻的位移；

μ为车体的内滞阻尼系数；犳ｓ犼为空气弹簧的第犼支

撑点的作用力；犳ｅ犻为车下设备的第犻悬挂点的作用

力；δ为狄拉克函数；狓ｓ犼为空气弹簧第犼支撑位置坐

标；狓ｅ犻为车下设备第犻悬挂点位置坐标。

车下设备为刚体，包含浮沉和点头２个自由度，

主要通过橡胶弹簧与车体连接。当只考虑车体的

犖 阶模态时，车体的振动位移为

狕（狓，狋）＝狕ｃ（狋）＋ 狓－犔（ ）２ θｃ（狋）＋

∑犖

犾＝３

犢犾（狓）狇犾（狋） （２）

式中：狕ｃ（狋）为狋时刻的车体浮沉位移；θｃ（狋）为狋时刻

１５第５期　　　　　　　　　　　　吴会超，等：车下设备对车体振动的影响

的车体点头位移；犢犾（狓）为第犾阶车体模态形函数；

狇犾（狋）为车体模态坐标；犔为车体长度。

将式（２）代入式（１），得到车体运动完整表达式为

狇··犾（狋）＋２ξ犾ω犾狇

·犾（狋）＋ω

２

犾狇犾（狋）＝

　　∑犖

犾＝３∑２

犼＝１

犢犾（狓ｓ犼）

犕ｃ犳ｓ犼＋∑

２

犻＝１

犢犾（狓ｅ犻）

犕ｃ犳ｅ［ ］犻

犕ｃ狕··ｃ（狋）＝∑

２

犼＝１

犳ｓ犼＋∑２

犻＝１

犳ｅ犻

犐ｃθ··

ｃ（狋）＝∑２

犼＝１

犳ｓ犼 狓ｓ犼－犔（ ）２ ＋∑

２

犻＝１

犳ｅ犻 狓ｅ犻－犔（ ）

烅

烄

烆 ２

（３）

式中：ξ犾为第犾车体振型的阻尼比；ω犾为第犾车体振

型的圆频率；犐ｃ为车体点头惯量。

车下设备的运动方程为

犕ｅ狕··ｅ（狋）＝∑

２

犻＝１

犳ｅ犻

犐ｅθ··

ｅ（狋）＝∑２

犻＝１

犳ｅ犻 狓ｅ犻－狓ｅ１＋狓ｅ２（ ）

烅

烄

烆 ２

（４）

式中：狕ｅ（狋）、θｅ（狋）分别为设备浮沉位移与点头位移；

犐ｅ为设备点头惯量。

基于式（１）～（４）和表１中动力学参数（犳ｃ 与犳ｅ

分别为车体的弯曲频率与设备的悬挂频率），通过同

时在空气弹簧位置加正弦激振的方法，得到车体的幅

频特性曲线，即动力放大系数（稳态响应幅值与激励

幅值之比）曲线［８］。借助振动模型和数值方法计算了

车下设备对车体幅频特性的影响规律，见图２。

表１　车下设备和车体参数

犜犪犫．１　犘犪狉犪犿犲狋犲狉狊狅犳犲狇狌犻狆犿犲狀狋犪狀犱犮犪狉犫狅犱狔

参数悬挂类型

刚性 弹性

犕ｃ／ｔ ３５ ３５

犐ｃ／（ｔ·ｍ２） １２５０ １２５０

犕ｅ／ｔ ５ ５

犐ｅ／（ｔ·ｍ２） １．５ １．５

犽１／（ＭＮ·ｍ－１） ０．６ ０．６

犮１／（ｋＮ·ｓ·ｍ－１） １５０ １５０

犽２／（ＭＮ·ｍ－１） ０ １２

犮２／（ｋＮ·ｓ·ｍ－１） ０ １０

犳ｃ／Ｈｚ ０ １１

犳ｅ／Ｈｚ ０ １１

　　图２是车下设备分别采用刚性悬挂和弹性悬挂

时得到的车体振动幅频特性曲线，可以看出，当设备

悬挂系统是刚性时，车体振动的峰值出现在９．８Ｈｚ

左右，相对于车体的垂向弯曲频率１１Ｈｚ降低了很

多，这说明车下设备采用刚性悬挂降低了车体结构

的垂向弯曲频率，对车体振动起到恶化作用。而当

图２　幅频特性曲线

Ｆｉｇ．２　Ａｍｐｌｉｔｕｄｅｆｒｅｑｕｅｎｃｙｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｃｕｒｖｅｓ

车下设备采用弹性悬挂系统时，车体振动由单峰值

变为了双峰值，分别为８．４、１２．５Ｈｚ，而且弹性悬挂

的放大系数的幅值要低于刚性悬挂，这主要是因为

车下设备采用弹性悬挂时与车体发生了耦合振动，

见图３。其中，低阶振型代表车体与设备发生同向

振动，而高阶振型代表车体与设备发生反向振动。

由此可见，车下设备采用弹性悬挂系统时能够在一

定程度上抑制车体的弹性振动。

图３　车体与设备耦合振动

Ｆｉｇ．３　Ｃｏｕｐｌｉｎｇｖｉｂｒａｔｉｏｎｓｏｆｃａｒｂｏｄｙａｎｄｅｑｕｉｐｍｅｎｔ

２　刚柔耦合动力学仿真分析

欧拉伯努利梁模型不能够真正反映实际车体结

构的复杂弹性振动，因此，本文基于模态叠加法原理

建立了考虑车体弹性振动和车下设备的刚柔耦合车

辆系统动力学模型［９］，分析了车下设备参数对车体

振动的影响规律。

２．１　刚柔耦合动力学模型的建立

为了建立考虑车体弹性振动和车下设备的刚柔

耦合动力学模型，需要首先建立完整的车体有限元

模型。其中，车体模型主要采用四节点壳单元

Ｓｈｅｌｌ６３与质量点单元 Ｍａｓｓ２１进行离散。整个车

２５ 交　通　运　输　工　程　学　报　　　　　　　　　　 　２０１２年

体总共划分为７１６４５６个单元与６２１０９８个节点。

根据实际情况设置车体各部分的板厚，有限元离散

模型见图４。

图４　车体有限元模型

Ｆｉｇ．４　ＦＥＭｏｆｃａｒｂｏｄｙ

根据模态叠加法原理，将车体有限元模型中计

算出的子结构文件和模态计算结果文件（ｃａｄ．ｃｄｂ，

ｓｔｒｕｃｔ．ｓｕｂ，ｅｉｇｅｎ．ｒｓｔ），通过有限元与多体动力学

软件ＳＩＭＰＡＣＫ接口程序ＦＥＭＢＳ生成弹性体输入

文件（ＦＢＩ），然后通过选取合适的标志点及特征模

态等信息，生成用于动力学仿真计算的弹性车体标

准输入文件（ＳＩＤ），最终完成单车刚柔耦合动力学

模型的建立，整个流程见图５。模型中主要包含

１个弹性车体、２个构架、８个轴箱、４个轮对以及若

干车下设备。其中对于车体考虑了前３０阶弹性振

动模态，而其他部件全部视为刚体。整个系统包含

５９个刚体自由度与３０阶模态的弹性车体自由度。

图５　刚柔耦合动力学模型生成流程

Ｆｉｇ．５　Ｇｅｎｅｒａｔｉｏｎｆｌｏｗｏｆｒｉｇｉｄｆｌｅｘｉｂｌｅｃｏｕｐｌｉｎｇ

ｄｙｎａｍｉｃｓｍｏｄｅｌ

模型中除考虑了一系、二系悬挂等效力元的非

线性特性外，还特别对车下设备的弹性悬挂系统进

行了设置。其中橡胶弹簧被广泛应用于轨道车辆的

车下设备悬挂系统中，见图６，一般来说不仅能够提

供３个方向的刚度，而且还可以提供一定的减振阻

尼效应。国内外研究人员提出了很多橡胶弹簧的简

化模型，其动态特性与试验结果吻合，因此，在工程

上得到了广泛的应用。其中描述橡胶减振器动态特

性最简单的力学模型就是 ＫｅｌｖｉｎＶｏｉｇｈｔ模型，见

图７［１０１２］，该模型由单个线性弹簧（刚度为犓）和单

个阻尼器（阻尼为犆）并联组成，犉为作用力。在大

多数情况下，这种简单的 ＫｅｌｖｉｎＶｏｉｇｈｔ模型都比

较适用，不过这种适用被限定在一定的频率范围之

内。阻尼器使得该模型的频率相关性非常明显，但

是随着频率的增加，这种模型将不能反映橡胶材料

的实质特性，因此，研究人员又提出了一种新的描述

橡胶弹簧的力学模型［１３１４］，在 ＫｅｌｖｉｎＶｏｉｇｈｔ模型

中的阻尼器上增加了一个串联弹簧（刚度为犓ｓ）。

这意味着模型的等效刚度可以在犓 到犓＋犓ｓ之间

任意变化，并且随着激扰频率的增加等效刚度会逐

渐增大。这种改进的ＫｅｌｖｉｎＶｏｉｇｈｔ模型与橡胶弹

图６　设备悬挂系统的实体模型

Ｆｉｇ．６　Ｒｅａｌｍｏｄｅｌｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ

图７　橡胶弹簧简化模型

Ｆｉｇ．７　Ｓｉｍｐｌｉｆｉｅｄｍｏｄｅｌｓｏｆｒｕｂｂｅｒｓｐｒｉｎｇ

３５第５期　　　　　　　　　　　　吴会超，等：车下设备对车体振动的影响

簧的试验结果非常匹配，可以很好地描述橡胶弹簧

的高频动刚度特性，因此，本文中所有车下设备的悬

挂系统也都基于该模型进行设置。为了研究方便，本

模型中的原始参数中规定犓ｓ＝２犓，详细参数见表２。

表２　设备弹性悬挂参数

犜犪犫．２　犈犾犪狊狋犻犮狊狌狊狆犲狀狊犻狅狀狆犪狉犪犿犲狋犲狉狊狅犳犲狇狌犻狆犿犲狀狋

设备名称 悬挂参数 刚度值／（ＭＮ·ｍ－１）

变压器

变流器

通风机

废排

犓 ０．９０９５

犓ｓ １．８１９０

犓 ０．２２００

犓ｓ ０．４４００

犓 ０．０５００

犓ｓ ０．１０００

犓 ０．０８７５

犓ｓ ０．１７５０

２．２　仿真结果分析

２．２．１　车下设备刚性与弹性悬挂

从图８的对比分析结果可以看出，采用车下设

备弹性和刚性２种悬挂方式的车体振动加速度幅

值，前者要比后者小。这表明车下设备弹性悬挂系

统的采用，有助于削弱设备对车体弹性振动的影响，

从而提高车辆的运行平稳性。随着速度的增加车下

设备弹性悬挂方式的优点体现得越明显。当车辆运

图８　垂向振动加速度ＲＭＳ值对比结果

Ｆｉｇ．８　ＣｏｍｐａｒｉｓｏｎｒｅｓｕｌｔｏｆｖｅｒｔｉｃａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎＲＭＳｓ

行速度低于２００ｋｍ·ｈ－１时，车下设备刚性和弹性

悬挂车体振动区别不是很大，因此，车下设备完全可

以通过螺栓固结在车体下面。但是当车辆运行速度

超出２００ｋｍ·ｈ－１时，车下设备弹性悬挂的优势会

显得更加明显，因此，高速运行的车辆采用车下设备

弹性悬挂是有其必要性的，既可以降低车体振动水

平，提高车辆运行平稳性，又可以减小悬挂的高频振

动，提高其使用寿命。

２．２．２　车下设备偏载

当车下设备安装在车体结构的不同位置时，容

易导致整备车体的重心发生偏移，将会加剧车体的

振动问题。现实当中主要存在２种偏载形式，见

图９，即横向偏载和纵向偏载。为了研究偏载对车

体振动的影响，本文对刚柔耦合动力学模型进行了

仿真分析，结果见图１０～１３。

图９　偏载类型

Ｆｉｇ．９　Ｐａｒｔｉａｌｌｏａｄｔｙｐｅｓ

图１０　设备横向偏载对车体横向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１０　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｌａｔｅｒａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ

ｏｎｌａｔｅｒａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

图１１　设备横向偏载对车体垂向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１１　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｌａｔｅｒａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ

ｏｎｖｅｒｔｉｃａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

从图１０、１１中可以看出，车下设备横向偏载会

对车体中部的横向平稳性造成重要的影响，对车体

中部垂向平稳性的影响不是很大。当车下设备横向

偏载的距离超出０．２５ｍ时，对车体中部横向平稳

性的影响会急剧上升。当横向不存在偏载时，车体

横向平稳性指标只有１．３，一旦横向偏载达到１ｍ

时，车体横向平稳性则提高到了１．９，上升幅度超过

了４０％，因此，在设计车下设备的配置方案时应尽

４５ 交　通　运　输　工　程　学　报　　　　　　　　　　 　２０１２年

图１２　设备纵向偏载对车体横向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１２　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ

ｏｎｌａｔｅｒａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

图１３　设备纵向偏载对车体垂向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１３　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌｐａｒｔｉａｌｌｏａｄ

ｏｎｖｅｒｔｉｃａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

量减小横向偏载的出现，如果实在不能避免也应该

尽量控制在０．２５ｍ之内。

从图１２、１３中的仿真计算结果可以看出，车下

设备纵向偏载主要影响车体中部的垂向平稳性，而

对车体中部横向平稳性的影响反而不是很明显。随

着车下设备纵向偏载的不断增大，车体中部的垂向

平稳性指标会变得越来越大。当纵向偏载量超出

２．５ｍ时，车辆的垂向平稳性会急剧增加。尤其是

在低于３００ｋｍ·ｈ－１速度情况下运行时，这种变化

趋势会更加突出。当车下设备不存在纵向偏载时，

车体垂向平稳性指标为２．０５，但是当纵向偏载达到

５ｍ 时，车体的垂向平稳性指标则达到２．３，上升

１０％以上，因此，对于车下设备纵向配重设计应该尽

量控制在２．５ｍ之内。

２．２．３　车下设备悬挂参数

欧拉伯努利梁车体模型的分析结果表明车下设

备弹性悬挂能够抑制车体的弹性振动，但是如果车

下设备的弹性悬挂参数选择不合理也有可能增加车

体的弹性振动，因此，有必要对车下设备悬挂参数与

车体之间的匹配关系进行更深入的研究。本文针对

上述问题采用刚柔耦合动力学模型分析了车下设备

悬挂频率对车体振动的影响规律，结果见图１４、１５，

车速为３００ｋｍ·ｈ－１。

图１４　设备悬挂频率对车体垂向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１４　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｆｒｅｑｕｅｎｃｙ

ｏｎｖｅｒｔｉｃａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

图１５　设备悬挂频率对车体垂向振动ＲＭＳ的影响

Ｆｉｇ．１５　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｆｒｅｑｕｅｎｃｙ

ｏｎｖｅｒｔｉｃａｌＲＭＳｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

随着车下设备悬挂频率的增大，车体中部垂向

平稳性和振动加速度ＲＭＳ值都呈现先减小后增大

的变化趋势。当车下设备的悬挂频率处于１２．５Ｈｚ

左右时，车体中部的振动响应最小，平稳性指标低于

２．２。当车下设备的悬挂频率低于１１Ｈｚ时，与车下

设备刚性悬挂相比，弹性悬挂反而加剧了车体中部

的弹性振动，平稳性指标最大值超出了２．５。当车

下设备的悬挂频率大于１２．５Ｈｚ时，随着车下设备

悬挂频率的不断增大，车体中部的平稳性也呈不断

增大的变化趋势，并最终趋于刚性悬挂的平稳性指

标。由此可见只有当车下设备的悬挂频率接近车体

的垂向弯曲频率时，车体的振动响应才会最小，主要

是因为作为无源振动设备的悬挂频率接近车体的垂

向弯曲频率时可以起到动力吸振器的作用。

图１６、１７揭示了车下设备悬挂阻尼比ζ对车体

中部振动响应的影响。当车下设备的悬挂频率高于

１２．５Ｈｚ时，其阻尼比对车体中部振动的影响比较

小，可以忽略不计。但是当车下设备悬挂频率低于

１２．５Ｈｚ时，其阻尼比对车体中部振动会产生重大

的影响，随着阻尼比的增加车体中部振动响应幅值

会降低，因此，车下设备橡胶弹簧的阻尼只有在一定

的范围才会起到作用，否则提高其阻尼基本没有太

大的作用。

５５第５期　　　　　　　　　　　　吴会超，等：车下设备对车体振动的影响

图１６　设备悬挂阻尼比对车体垂向平稳性的影响

Ｆｉｇ．１６　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｄａｍｐｉｎｇ

ｒａｔｉｏｏｎｖｅｒｔｉｃａｌｒｉｄｉｎｇｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

图１７　设备悬挂阻尼比对车体垂向振动ＲＭＳ的影响

Ｆｉｇ．１７　Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆｅｑｕｉｐｍｅｎｔｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎｄａｍｐｉｎｇ

ｒａｔｉｏｏｎｖｅｒｔｉｃａｌＲＭＳｉｎｄｅｘｏｆｃａｒｂｏｄｙ

３　结　语

（１）车下设备的弹性悬挂相比刚性悬挂能够降

低车体的垂直振动水平与提高垂向弯曲频率。

（２）当车辆运行速度低于２００ｋｍ·ｈ－１时，车下

设备刚性悬挂和弹性悬挂对车体振动的影响区别较

小；一旦车辆运行速度超出２００ｋｍ·ｈ－１时，车下设

备弹性悬挂相比刚性悬挂的车体振动要小得多，而

且随着速度的增加这种趋势会越加明显。

（３）车下设备的偏载能够对车体的振动响应造

成影响，纵向偏载主要影响车体的垂向平稳性，而横

向偏载对车体的横向平稳性影响比较大，因此，建议

横向偏载应该尽量控制在０．２５ｍ之内，而纵向偏

载控制在２．５ｍ之内。

（４）无源振动设备的最优悬挂频率设置应该处

于车体的垂向弯曲频率附近，车下设备悬挂阻尼对

车体振动的影响主要体现在低频区域，而对高于车

下设备最优悬挂频率的区段的影响不是很大。

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６５ 交　通　运　输　工　程　学　报　　　　　　　　　　 　２０１２年