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結構的輕量化，車體結構彈性振動對客車運行平穩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數學模型，得出車體彈性振動各模態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動力學模型，計算不同速度級下的轉向架蛇行運動模態和車體固有模態，得出車體固有模態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。張豐利介紹了模態頻率規劃表的概念，總結出整車模態頻率匹配的策略和流程。對部分系統進行了結構優化研究。
文中對某動車在靜態臺架和線路條件下測試其振動加速度，根據模態理論識別動車車體的模態參數和工作變形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。
模態分析
模態分析的實質，是一種坐標變換。其目的在于把原來在物理坐標系統中描述的響應向量，放到所謂“模態坐標系統”中來描述，這一坐標系統的每一個基向量恰是振動系統的一個特征向量ODS理論
ODS(Operation deflection shape)]反映的是在特定工況下，對應于特定頻率，以循環往復的方式，表現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（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。傳導函數獲得ODS與頻響函數不同，傳導函數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模態分析
對該動車進行靜態臺架激振器試驗，測試其模態參數，即模態固有頻率、模態振型等。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，在整備狀態下，車體1階彎曲自振頻率應不低于10HZ的規定。
(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，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。
