車體在橫向平面內(nèi)的

第一節(jié)

車體的橫向自由振動

1．橫向彈性復(fù)原裝置的作用

當(dāng)車輛在運行中，受到橫向突然力作用時，車體就產(chǎn)生橫向自由振動。由于車體作橫向自由振動的特性與懸掛裝置的參數(shù)有關(guān)，因此，這里先來了解一下橫向彈性復(fù)原裝置的作用?，F(xiàn)以搖動臺裝置為例來討論它的工作原理（圖3—2）。2．車體在橫向平面內(nèi)的自由振動

1）系統(tǒng)簡化

研究表明，如果是討論車體的具有主要意義的低頻振動，可不計轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的質(zhì)量，這樣就使問題大為簡化，可用圖3—3所示的簡化系統(tǒng)來代替圖3—l的原系統(tǒng)。

2)簡化系統(tǒng)中當(dāng)量垂直剛度Kz和當(dāng)量橫向剛度Ky計算

(1)當(dāng)量垂直剛度Kz計算原則:

簡化系統(tǒng)中的中央彈簧與軸箱彈簧串聯(lián)后，一臺轉(zhuǎn)向架（也即整車一側(cè)的）當(dāng)量垂直剛度Kz須按簡化前后兩個系統(tǒng)的角剛度相等的條件來確定，以便和原系統(tǒng)的側(cè)滾振動具有等效作用。計算:

先看圖3—1的原系統(tǒng)，在外力矩M0的作用下，假定車體相對于構(gòu)架轉(zhuǎn)動一角度θ1，構(gòu)架相對于輪對轉(zhuǎn)動一角度θ2，所以車體相對于輪對的轉(zhuǎn)角為

θ=θ1+θ2

，其相應(yīng)的關(guān)系式如下：

（3—3）(2)

當(dāng)量橫向剛度ky

對于簡化系統(tǒng)中的合成橫向剛度值Ky，由于通常采用中等或較長的吊桿，軸箱彈簧及中央彈簧的橫向彈性要比吊桿的橫向彈性小得多，如略去不計，對計算結(jié)果影響不大，認為Ky=Kl。3)車體在橫向平面內(nèi)的運動方程

(1)

運動方程

車體由于橫向力的作用引起的在橫向平面內(nèi)的運動，可視為由橫向平行移動y與繞重心O轉(zhuǎn)動θ兩者所合成（圖3—4），這兩種運動是同時產(chǎn)生的。圖3一4中的fst為彈簧靜撓度。(2)車體下心滾擺和上心滾擺由式（3—6）可知；車體以P1作橫擺和側(cè)滾振動時，由于y1和θ1同相，故o1點位于車體重心o的下方，于是車體橫擺和側(cè)滾兩種振動的合成即相當(dāng)于車體繞o1點的轉(zhuǎn)動〔見圖3一5（a）〕，稱為下心滾擺振動（又稱一次滾擺）；車體以P2作橫擺和側(cè)滾振動時，由于y2與θ2反相，故o2點位于車體重心的上方，兩種振動合成的結(jié)果相當(dāng)于車體繞o2點的轉(zhuǎn)動［見圖3—5（b）］，稱為上心滾擺振動（又稱二次滾擺）。通過o1及o2并垂直于車體橫斷面的軸分別稱為下心滾擺和上心滾擺的振動軸。(3)車體搖頭振動

實際運行中的車輛在產(chǎn)生上述滾擺振動的同時，車體還往往伴隨有搖頭振動，其振動軸為通過車體重心o的鉛垂軸oz（見圖3—6），令Ψ為車體繞oz軸的角位移,

給定了車體及轉(zhuǎn)向架的有關(guān)參數(shù)后，可計算自振頻率。一般客車的滾擺低頻（下心滾擺）為0.5～0.7赫；高頻（上心滾擺）為l～1.8赫；搖頭自振頻率為1～1.8赫。為使車輛能超臨界速度運行，應(yīng)力求降低橫向振動的各個自振頻率。第二節(jié)車體的橫向強迫振動前言:

現(xiàn)代客車轉(zhuǎn)向架的輪對與構(gòu)架之間通常具有較大的彈性定位剛度。在實際運行速度范圍內(nèi)，構(gòu)架與輪對間的橫向位移小到可以忽略不計。因此，可直接以輪對的橫擺蛇行運動來取代構(gòu)架的橫擺運動，作為激振源經(jīng)彈簧懸掛裝置加于車體，這就使車體產(chǎn)生持續(xù)的具有與轉(zhuǎn)向架蛇行運動同一頻率的橫向滾擺強迫振動。

在討論車體的強迫振動時，和以前一樣，也略去構(gòu)架的質(zhì)量，將兩系彈簧裝置化成當(dāng)量的一系彈簧裝置，其簡化系統(tǒng)如圖3—7所示。

求出橫擺和側(cè)滾的振幅y。和θ。，即可求得相應(yīng)的振動加速度。車體地板面上中點o1處的橫向加速度是側(cè)滾和橫擺振動在該點引起的加速度之和，即：

試驗結(jié)果表明，上述滾擺強迫振動的理論計算方法基