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滚动车轮范文1
【关键词】乘用车；轮胎；低滚动阻力；节能减排；环保
1、节能原理
根据轮胎企业的统计，乘用车的燃料消耗中有8-20%被轮胎以热能耗散的形式消耗。而轮胎的滚动阻力中有四分之三是由胎面所产生，因此对轮胎胎面的改造能降低轮胎与地面之间所产生的滚动阻力，滚动阻力的降低能直接导致燃料消耗的减少，进而达到节能减排的效果。
低滚动阻力轮胎则是通过向橡胶中添加某种特殊的改性聚合物，从而减小分子之间的摩擦生热，也就减小了轮胎胎面在地面滚动时所产生的阻力。当前，在轮胎中增加有机硅能有效降低轮胎滚动阻力系数，从而达到降低整车滚动阻力的效果。本文只对轮胎的滚阻系数进行研究。通过试验，低滚动阻力轮胎确实能有效降低整车的行驶阻力，进而达到降低燃料消耗和排放污染物的预期效果。
2、理论分析
通过轮胎的滚动阻力测试，采用ISO 28580试验方法，对两种轮胎的滚阻系数测试结果为：普通轮胎的滚阻系数为9.73‰，低滚阻滚阻系数为8.14‰。
依据两种轮胎的滚阻系数差异，选取某车型为基础（见表1），通过CRUISE分析软件，对两种轮胎的理论计算结果如表2：
结果分析：相比普通轮胎，低滚阻轮胎下的百公里加速性能提升0.08s，幅度较小；等速油耗降低0.2-0.3L/100km，综合工况油耗降低0.15L/100km，低滚阻轮胎对整车的油耗影响明显。
3、试验验证
3.1试验方法
试验标准包括：GB 18352.3-2005、GB/ T 19223-2008、GB/T 12545.1-2008、GB/T 12543-2009
根据采用底盘测功机和整车道路试验等设备进行对比试验。试验车型的主要参数如表1。
3.2试验项目
控制环境条件（如试验地点、温度、湿度、风速等）尽量一致的前提下，进行原地起步加速、整车行驶阻力、等速行驶等道路试验以及碳平衡油耗试验。
3.3试验结果
整车测验结果对比如表3：
结果分析：1- 行驶阻力是衡量整车行驶过程中所受阻力的依据，行驶阻力越小，相同条件下行驶中所需求的整车驱动力越小，能在一定程度上节省燃料消耗；
2-通过对加速性能、等速油耗以及工况油耗的测试，总结如下：a-低滚阻轮胎在提升动力性上有一定作用，但贡献量较小，与理论计算相符；b-低滚阻轮胎对等速油耗以及工况油耗的影响明显，降低油耗在0.2-0.3L/100km，与理论计算结果一致，同时降低二氧化碳排放量3g/km。
通过试验分析，乘用车使用低滚动阻力轮胎的能耗更少，可以实现节能减排、环境保护的效果，且对动力性的提升有一定作用。
4、环境保护
在乘用车的使用中，对环境造成破坏的主要是汽车尾气的排放。汽车尾气中的HC/CO/CO2不断向空气中排放，造成环境污染，降低空气质量，影响人类生存质量，同时也威胁着各生物的安全。而推广低滚动阻力轮胎的使用，既可以节省燃油，降低经济成本，还可以减少二氧化碳及其它污染物的排放，实现环境保护。
5、综合利益分析
5.1通过上文中的试验对比可知，使用低滚阻轮胎后能降低综合油耗0.2L/100km，而按照每台车每年行驶20000km、使用寿命为10年的条件计算，节省燃油量：Q=0.2*20000/100*10=400L；假设燃油单价7.5元，节省费用=400*7.5=3000元；而低滚阻轮胎的单车成本价增加小于200元；因此低滚阻轮胎有更优越的经济性；
滚动车轮范文2
汽车转向机构是控制转向轮转角的部件。它使汽车在转向时，左、右两转向轮偏转按一定的关系变化，以保证车轮与地面的相对滑动尽可能小。理想的状况是各车轮绕同一瞬时转向中心转动，车轮与地之间均做纯滚动而不产生滑移，即符合阿克曼转向特性。目前普通的梯形转向机构无法保证左、右前轮的转角关系完全符合阿克曼原理，从而导致汽车在转向过程中车轮与地面之间存在着一定的滑移，影响汽车转弯时的稳定性，降低车轮使用寿命。对完全符合阿克曼转向关系的研究一直是汽车设计的热点。文献［2－7］列举的各种转向机构中采用了多杆机构、齿轮齿条机构及凸轮式误差补偿机构等，这些机构各有其特点。文中提出的机构，转向部分仅用5杆，实现了纯滚动转向。
1工作原理
图1中，根据阿克曼原理［1］，两侧车轮偏转角α和β的理想关系。汽车机械转向系统主要由转向操纵机构、转向器和转向机构3部分组成［1］。文中讨论的转向机构包含图2中的5杆:转向横拉杆1，套筒2，左梯形臂7，右梯形臂5(即导杆，和右车轮为同一构件)，机架6(含滑槽)。转向操纵机构、转向器等只用其余构件简单示意。套筒2在机架6上的滑槽4内滑动，使得左梯形臂7(和左车轮一体)和右梯形臂5(即导杆，和右车轮一体)可以绕A，B两转动副转动，且由于滑槽4的曲线形状是根据阿克曼关系获得，所以左、右两车轮转角之间关系完全符合阿克曼原理，能实现纯滚动转向。
2滑槽曲线构造
图2中滑槽4的形状是根据阿克曼原理的关系式获得。为了避免求解含三角函数的非线性方程组，并且更直观，文中采用了SolidWorks进行三维建模，以其内嵌的、以ADAMS为内核的三维运动与动力学仿真插件COSMOSMotion进行运动仿真［8］，获得该滑槽轨迹曲线。在SolidWorks中建模，运行COSMOSMotion仿真模块，设置运动副，添加约束，建立的三维仿真模型如图1所示。车轮右转，在左梯形臂上添加一个运动，运动方式为相对机架的前外轮转角α;右梯形臂也添加一个运动，运动方式为相对机架的前内轮转角β，且以α为自变量，由阿克曼公式得。这样，左右梯形臂转角关系完全符合阿克曼原理。车轮左转时与此类似。通过COSMOSMotion仿真跟踪滚子的运动轨迹曲线，获得该曲线坐标，通过SolidWorks三维建模，在机架上拉伸切除，可以得到滑槽的形状，如图3所示。
3转弯性能仿真验证
分别从仿真结果数据曲线和仿真运动模拟图形两方面进行转弯性能仿真验证，说明该机构完全满足阿克曼原理。获得特定曲线滑槽后，在SolidWorks中将各零件完成装配，在COSMOSMotion中再次仿真，将图2中的方向盘10转动设置为原动件，用仿真耦合关系，转换为转向直拉杆9的移动，经由转向节臂8带动转向机构运动。图4是仿真结果数据曲线，横坐标是图一中所示左车轮转角，纵坐标是右车轮转角。两条曲线分别是三维模型中右车轮的实际转角、阿克曼公式绘制的右车轮理论转角。可见，两条曲线几乎完全吻合，微小的误差来自建模和仿真误差。图5是仿真实际运行的3个位置状况截图，用固定在各车轮轴随车轮转动而转动的杆模拟显示车轮轴线转动情况。可见在右转弯过程中，每一瞬时，4个车轮轴线均相交于一点，实现了绕定点滚动转向，车轮与地之间均做纯滚动而不产生滑移。
滚动车轮范文3
关键词： 地铁； 振动； 噪声； 声辐射； 有限元法； 边界元法； 阻尼措施； 声功率级
中图分类号： U270.16； TB535 文献标志码： B
Vibration sound radiation characteristics and
noise reduction of metro wheels
SHEN Sheng， LU Zhenggang
（Institute of Railway and Urban Rail Transit， Tongji University， Shanghai 201804， China）
Abstract： To reduce the vibration noise of metro wheels， a 3D finite element model is built for a wheel， by which the natural frequency and the modal vibration shapes of the wheel are calculated by finite element method； the vibration sound radiation characteristics of the wheel are analyzed by direct boundary element method， while the wheel surface vibration velocity under the excitation of unit force in radial direction is taken as the boundary condition； and the noise is reduced by dumping control method. The results show that， the wheel spoke and tread are the main parts of creating high-frequency noise； under 3 731.3 Hz， the highest sound power level is 69.2 dB（A） and the highest total sound pressure is contributed by spoke； and the highest sound power level is decreased by 4.7 dB（A） using dumping control method. The results of numerical simulation can provide reference for low noise wheel research.
Key words： metro； vibration； noise； sound radiation； finite element method； boundary element method； damping control method； sound power level
收稿日期： 2013-05-22 修回日期： 2013-07-16
作者简介： 沈圣（1989—），男，江苏射阳人，硕士研究生，研究方向为车辆振动及噪声控制，（E-mail）；
陆正刚（1966—），男，江苏徐州人，教授，博导，博士，研究方向为车辆动力学及振动控制，（E-mail）
0 引 言
轮轨滚动噪声是由于钢轨表面的短波不平顺激发轮轨振动，通过空气传播形成的.[1]REMINGTON[2-3]最早建立完整的滚动噪声产生模型，并分析轮轨动力特性和轮轨噪声辐射特性；THOMPSON[4-5]在该模型基础上建立更加完善的轮轨噪声预测模型，并开发TWINS软件，研究250～5 000 Hz车轮噪声和轨道噪声占轮轨总噪声的比重，同时应用边界元法分析车轮直径、辐板和轮毂厚度等对声辐射效率和方向性的影响[6]；SATO等[7]应用有限元和边界元法研究车轮不同部位的声辐射特性及各自比重；方锐等[8]以单位力为输入，研究不同辐板类型对车轮振动声辐射的影响；房建英等[9]研究列车速度对车轮辐射声功率的影响；JONES等[10-11]预测弹性车轮滚动噪声，研究橡胶的弹性模量、损失因子对轮轨噪声影响，并通过在车轮轮缘内嵌入橡胶阻尼，对车轮噪声进行控制.
本文针对单位力激励下地铁车轮振动声辐射特性展开研究，并采用阻尼措施降低辐射噪声.
1 车轮结构模态
1.1 车轮有限元模型
根据我国现役的某型地铁车轮外形，建立三维有限元模型，见图1.车轮直径为840 mm，直形辐板，采用八节点六面体网格模拟，共11 800个节点，8 700个单元.
图 1 车轮有限元模型
Fig.1 Wheel finite element model
1.2 模态分析
模态是机械结构的固有振动特性，每个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型，车轮的模态特性直接反映车轮结构的动力学特性.通过模态分析方法研究车轮结构在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就能预测该频段内车轮结构在外部或内部各种振源作用下的实际振动响应.
车轮具有对称性，其振动形式与圆盘相似，可分为面内的径向振动模态和周向振动模态，以及面外的轴向振动模态.面外的轴向振动模态（m，n）可用节圆数m和节径数n表征，面内的径向振动模态（r，n）和周向振动模态（c，n）可以用节径数n表征.节圆指振动过程中，圆盘上一个或多个与边界圆同心的圆的位移为0，节径指振动过程中，圆盘过圆心的一个或多个直径的位移为0.
利用MSC Nastran对车轮进行模态分析时，不考虑车轴的影响，对轮毂孔与车轴接触面上的所有节点添加3个方向的位移约束，用固定约束代替车轴.
1.3 车轮的固有频率和模态振型
采用Lanczos法计算0～5 000 Hz车轮的固有频率和模态振型，车轮的固有频率和模态振型见表1.车轮材料的弹性模量E=2.1×1011 N/m2，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.8×103 kg/m3.
表 1 车轮的固有频率和模态振型
Tab.1 Natural frequency and modal vibration shapes of wheel
2 车轮结构响应
采用模态频率响应分析求解车轮结构响应.以0～10 000 Hz车轮模态作为模态基建立模态空间，计算车轮名义滚动圆接触点分别在轴向和径向单位力激励下的频率响应.计算频率范围为0～5 000 Hz，频率步长为20 Hz，车轮的各阶模态损失因子取0.2‰.
车轮名义滚动圆接触点在轴向单位力和径向单位力激励下的振动位移分别见图2和3，可知，在0～5 000 Hz有许多峰值，说明存在许多共振频率，使车轮相应的模态被激发出来.由图2可知，在轴向单位力激励下，车轮名义滚动圆接触点沿轴向振动位移幅值明显大于沿径向振动位移幅值，振动峰值对应于（0，0），（0，1），（0，2），（0，3），（0，4），（0，5）和（0，6）模态.这是因为0节圆模态主要是车轮轮辋和轮辐沿轴向的面外运动，在轴向力激励下，其模态被激发出来.由图3可知，在径向单位力激励下，车轮名义滚动圆接触点沿径向振动位移幅值明显大于沿轴向振动位移幅值，其主要激发（r，0），（r，1），（r，2），（r，3），（r，4），（c，1）和（c，2）模态，车轮主要沿面内运动.
图 2 轴向单位力激励下振动位移
Fig.2 Vibration displacement under excitation of unit
force in axial direction
图 3 径向单位力激励下振动位移
Fig.3 Vibration displacement under excitation of unit
force in radial direction
车轮名义滚动圆接触点分别在轴向单位力和径向单位力激励下的矢量位移幅值见图4，可知，在0～3 200 Hz车轮由轴向力引起的振动幅值大于径向力引起的振动幅值，在3 200～5 000 Hz车轮由径向力引起的振动幅值大于轴向力引起的振动幅值.
图 4 轴向单位力和径向单位力激励下振动位移
Fig.4 Vibration displacement under excitation of unit
forces in axial and radial direction
3 车轮辐射噪声预测
轮轨噪声主要由垂向不平顺激励引起，因此研究车轮在径向单位力激励下的声辐射特性非常有意义.本文将车轮名义滚动圆接触点在径向单位力激励下车轮表面振动响应的结果导入边界元模型中作为边界条件，利用Virtual.Lab，采用直接边界元法计算车轮辐射噪声.计算频率为20～5 000 Hz，步长为20 Hz.
3.1 声辐射和边界元理论
波振面为球面的声波称为球面声波，点声源发出的声波即为球面波.在处理复杂声源时可以将其看成许多点源的组合，此时的声场可认为是一系列球面波叠加而成的.[12]
根据理想流体介质的运动方程、连续方程和状态方程，可得声波传播方程2pt2=c2Δ2p （1）式中：p为声压；Δ2为拉普拉斯算子，在球面坐标下，Δ2=1r2vr2r+1r2sin θ·θsin θθ+1r2sin2 θ22 （2）声波以球面波传播时，p只与球面坐标的r有关，其波动方程为2t2（rp）=c22r2（rp） （3）解得rp=Af t±rc （4）如果振动为简谐方式，则p=jωρ4πrQejωte-jkr （5）
v=jkr+1r2Q4πejωte-jkr （6）式中：Qejωt为声源发出的体积速度，等于表面上的振动速度乘以表面面积.
辐射功率W=12ωρ04πr24πr2ρ0c=ω2ρQ28πc=f2ρQ22c （7）利用直接边界元法求解声波传播方程时，需将声场边界Ωa离散成许多单元（Ωae）和节点，每个单元内部任意点的声压p和法向速度vn可以由属于这个单元的节点上的声压api和法向速度avi与单元的行函数Nei表示，即p（ra）=nei=1Nei（ra）·api， ra∈Ωae （8）
vn（ra）=nei=1Nei（ra）·avi， ra∈Ωae （9）式中：ne为单元Ωae上的节点数量；Nei在节点i上为1，在单元的其他节点上为0.
对于声场V中不在边界元Ωa上的任意一点r处的声压p（r），可直接由边界元Ωa上的声压pi和法向振动速度vni积分得到，即p（r）=CTipi+DTivni， r∈V & rΩa （10）式中：系数矩阵向量Ci=∫ΩaNi（ra）G（r，ra）n·dΩ（ra）， i=1，2，…，na， r∈V & rΩa （11）
Di=jρ0ω∫ΩaNi（ra）G（r，ra）·dΩ（ra）， i=1，2，…，na， r∈V & rΩa （12）式中：Gr，ra为格林函数，G（r，ra）=e-jkrb-ra4πrb-ra （13） Δ2G（r，ra）+k2G（r，ra）=-δ（rb-ra） （14）
3.2 边界元模型
利用HyperMesh对车轮有限元网格进行抽壳，得到面网格，再将所有的实体网格删除，保证车轮结构的有限元网格与边界元网格节点一致，从而保证仿真精度.为防止轮毂孔产生声泄漏，将轮毂与车轴接触处的面网格删除，采用附加单元将轮毂孔封闭.在Virutal.Lab中建立的边界元仿真模型见图5，定义一个对称面模拟一个全反射的地面，由于对称性，场点均匀分布在以车轮中心为原点、半径为2 m的1/4球面上.
图 5 边界元仿真模型
Fig.5 Boundary element simulation model
3.3 车轮辐射声功率特性
声功率是声源辐射的总强度，与具体的测量距离和测点位置无关.因此，本文从能量角度衡量车轮辐射噪声的大小.车轮辐射声功率级见图6，可知，峰值出现在1 500～5 000 Hz，说明车轮的辐射噪声主要由高频振动引起.辐射声功率级最大值达到69.2 dB（A），由3 731.3 Hz的（c，1）模态激发，其模态振型见图7（a），由车轮踏面面内振动引起.次高峰值为64.9 dB（A），由3 317.8 Hz的（1，3）模态激发，其模态振型见图7（b），由车轮轮辐的轴向振动引起，说明轮辐和踏面是车轮产生高频噪声的主要部位.
图 6 车轮辐射声功率级
Fig.6 Radiation sound power level of wheel
（a）（c，1）模态 （b）（1，3）模态
图 7 主要模态振型
Fig.7 Main modal vibration shapes
3.4 声贡献量分析
0～5 000 Hz车轮轮辐、轮辋和踏面等3部分在距离车轮中心水平距离1.414 m，高度为1.414 m的场点1处，测得的声压级见图8，可知，车轮轮辐对总声压值有很大贡献，产生的噪声最大，在3 731.3 Hz（c，1）和3 649.3 Hz（c，4）总声压值最大；同时，在3 731.3 Hz时，踏面对总声压值也有较大贡献.在最大值3 731.3 Hz时，场点1处轮辐、轮辋和踏面等3个部分的声压级和总声压级对比见图9，总声压级为45.19 dB（A）；轮辐贡献量最大，声压级为43.69 dB（A）.
图 8 车轮各部分声贡献量
Fig.8 Sound contribution of different parts of wheel
图 9 车轮各部分声压级
Fig.9 Sound pressure level of different parts of wheel
4 阻尼措施降噪
近年来，随着阻尼降噪技术得到快速发展，利用阻尼材料的耗能机理，当阻尼材料内部产生交变应力时，阻尼材料将有序的机械能转换为无序的热能，从而起到耗能降噪的作用.本文考虑实际车轮的安装形式，在车轮外侧轮辋处粘贴阻尼材料来达到降噪效果.在有限元模型中建立3 mm的阻尼层和1 mm的约束层，约束阻尼层模型见图10.
图 10 约束阻尼层模型
Fig.10 Model of constrained damping layer
复特征值分析可以计算有阻尼结构的模态，求解特征值u和对应振型的方程为（Mp2+Bp+K）u=0 （15）式中：M，B和K分别为物理坐标下的质量、阻尼和刚度矩阵（均为实常数）；p为微分算子，p=α+iω，α为解的实部，ω为解的虚部，ω2-α2为阻尼特征值.
在MSC Nastran中建立有阻尼结构的有限元模型，并引入材料阻尼，利用复特征值求解模块，可方便地求解车轮阻尼结构的频率和结构的阻尼因子.
在车轮外侧轮辋处添加阻尼，车轮滚动圆接触点在径向单位力激励下的声功率级见图11，可知，添加阻尼后的声功率级相比之前有明显下降，3 731.3 Hz处的最高峰值由69.2 dB（A）下降至64.5 dB（A），下降4.7 dB（A）；3 317.8 Hz处的次高峰由64.9 dB（A）下降至55.2 dB（A），下降9.7 dB（A）.因此，采用阻尼措施可以有效降低车轮辐射噪声.
图 11 采取阻尼措施的车轮辐射声功率级
Fig.11 Sound power level of wheel with damping
control measure
5 结 论
用有限元法分别求得在径向和轴向单位力激励下车轮的频率响应，并以径向单位力激励下车轮表面振动响应结果为边界条件，建立边界元仿真计算模型，仿真分析车轮的振动声辐射特性，最后用阻尼措施有效降低车轮辐射噪声，得到以下结论.
（1）0～3 200 Hz在车轮名义滚动圆接触点处，车轮由轴向力引起的振动幅值大于径向力引起的振动幅值，在3 200～5 000 Hz车轮由径向力引起的振动幅值大于轴向力引起的振动幅值.
（2）轮辐和踏面是产生高频噪声的主要部位，主要是由车轮轮辐的轴向振动和踏面面内振动引起的，在3 731.3 Hz声功率级最高为69.2 dB（A），此频率下轮辐对总声压值贡献最大.
（3）阻尼措施能够有效地降低车轮辐射噪声，在径向单位力作用下，最高峰值处声功率级下降4.7 dB（A），次高峰值处声功率级下降9.7 dB（A）.
参考文献：
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滚动车轮范文4
地处农村的幼儿园，孩子课间活动的器材极其有限，经过对农村孩子活动情况的调查了解，发现很多孩子在家里游戏时喜欢玩推车轮游戏，其实就是用废旧的橡胶车轮做器材，孩子用手推着车轮向前滚动，边跑边滚，看哪个孩子滚动得远，滚动得快。于是到摩托车修理部寻找适合孩子滚动的小型车轮，在课间让孩子分组活动，进行比赛，这种活动不但锻炼孩子的身体素质，而且还训练孩子手脚活动的协调性，从中培养了合作能力。
二、利用农村资源优势，开展幼儿美术教育
如何以新的教育理念进行美术教育活动的革新，是每一位幼儿教育工作者都必须面临的问题和挑战。农村有得天独厚的自然资源。丰富而迷人的广阔天地，是孩子快乐的源泉，一朵小花、一只蝴蝶、一堆沙土，在孩子的眼里就是一幅美轮美奂的风景画。于是，和孩子到草地上，田埂上，一起采摘各种野花和野草的花、叶等，教孩子制作标本，准备布置教室。孩子纷纷动手，把采来的花叶粘贴在纸上，做出各种图画，有的做成农家小院，有的做成田野风光，那里面有蝴蝶、有小虫、有房屋等等，我真的发现孩子的确都有超凡的想象力，所以，只要给孩子一个机会，他们就会还你一个惊喜！
三、走进自然，构建真实而有意义的社会实践活动课
滚动车轮范文5
[关键词]HXD1型电机机车 车轮 偏磨 分析 措施
中图分类号：TD614 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2014）27-0369-02
1 前言
配属湖东电力机务段的220台HXD1型交流传动电力机车担当着大秦线2万t和1.5万t重载牵引任务，目前HXD1型机车最高运行公里1292825km，至今HXD1型机车发生过8次轮缘偏磨，致使轮缘非正常磨耗严重，缩短了轮对的镟销周期，减少了轮对使用寿命的同时也给走行部留下重大安全隐患。2012年5月16日， HXD10152机车车轮轮缘测量时，发现A节右4位轮缘厚度为26.8mm， B节左1轮缘厚度为25.5mm，左2位轮缘厚度为28mm，其它车轮尺寸见表1，此次通过镟轮后上线运用。2012年8月4日， HXD10152机车检查时发现A节右3、右4位、B节左1、左2位车轮轮缘异常偏磨，轮缘数据见表2，在不到3个月的时间在相同位置上发生车轮轮缘异常偏磨，引起了工程技术人员的重视，我们跟踪了这台机车车轮运用情况并查找原因。
2 轮缘偏磨分析
运行中的机车，轮对踏面作为受力点在和轨道的接触中产生磨耗，轮缘只是起到导向和防止脱落作用，一般情况下不接触钢轨，不会对轮缘造成较大的磨耗。对于此次HXD10152机车轮缘偏磨，我们从以下几个方面做出分析：
2.1 车轮材质硬度原因
HXD10152机车车轮为新制车轮，整台车的偏磨位置只有4个位置，故车轮材质问题应该不是影响机车轮缘偏磨的主要原因。
2.2 机车运用线路的原因
当机车通过曲线线路时，曲线线路内外的高度差、曲率半径以及轨距的偏差均会不同程度的造成机车轮缘的磨耗，具体影响表现在以下几个方面：
2.2.1 曲线线路内外的高度差的影响，当曲线外轨超高度不适当时，机车通过曲线时将导致上下股钢轨的荷载不平衡，从而使机车重心向曲线内外侧倾倒，车轮轮缘与钢轨之间产生巨大的作用力，造成轮缘非正常磨耗。
2.2.2 曲率半径的影响，当机车进入曲线时，轮对在惯性力的作用下自动向外轨偏移，同一轮对的一个车轮以较大的直径在外轨滚动，另一个车轮以较小的直径在内轨滚动，实现自动有选择的通过曲线的滚动圆直径。外侧车轮将与轨道产生较大的作用力，造成轮缘磨耗。
2.2.3 轨距影响，直线或曲线线路的铁道轨距不允许轮对的横向移动量超过机车运行必须的限度，轮对轮缘的外侧将与轨道侧面产生较大的作用力，导致轮缘磨损。
因为我段机车运用于大秦铁路，主要进行重载运输，机车运用环境对机车产生的影响较大，当机车整体的状态出现些微偏差时，在较为恶劣的运行环境中就会被放大体现出来，所以线路原因会影响车轮轮缘偏磨，但不会是主要的原因。
2.3 轮对组装技术参数
在曲线区段工作时，由于同一轮对的两个车轮踏面直径的差异，致使轮对中心线相对钢轨中心线出现偏差，导致机车重心偏移，造成轮轨接触面积减少，导致轮缘对钢轨单位压力增大，造成轮缘磨耗增大。同一轮对两车轮的直径差对轮缘磨耗的影响较大，而对踏面的影响较小，同一轮对两车轮的直径差必须控制在规定的尺寸范围内。
HXD10152机车经过2年检（2011年7月7日）车轮进行了更新，车轮滚动圆直径、轮对内测距及车轴各部尺寸均在设计要求的范围内，滚动圆直径不是造成轮缘偏磨的主要因素。
2.4 转向架及机车组装技术参数的原因
转向架组装对轮缘磨耗的影响因素一是一系弹簧工作高度出现偏差，一系弹簧高度偏差包括弹簧刚度和弹簧垫高度的偏差，一系弹簧高度偏差将导致轮重不均，轮对在机车运用过程中受力不均致使轮缘偏磨。二是一系悬挂橡胶件老化，包括一系弹簧橡胶件和轴箱拉杆橡胶件，一系悬挂橡胶件老化主要影响车轮的均衡受力，致使车轮与钢轨受力不均衡导致轮缘偏磨。
在进行转向架组装时，一二系悬挂装置弹簧的工作高、弹簧橡胶垫的强度、及轴箱拉杆橡胶关节和牵引杆橡胶关节的强度均会对机车运行时的轮缘偏磨情况产生影响。对机车进行检查后并未发现机车转向架部分的橡胶关节及橡胶件有严重的变形及老化现象，弹簧的试验工作高度均在二年检检修要求之内，现场测量弹簧的自由高度，自由高度变化量很小，均在可接受的范围之内，故弹簧及橡胶关节、橡胶件的状态也不是影响机车偏磨的主要因素。
通过经过以上几点的分析，机车运用时的轮缘偏磨应该是由于转向架及机车组装时的各个尺寸配合偏差积累后对轮对轮缘产生的影响，机车运用的线路情况也对轮缘偏磨的产生存在了一定的影响。（见图1）
3 措施
3.1 在组装转向架时，对A节3、4位轮对左侧轴箱上的弹簧调整垫进行调整，在原有基础上增加1mm厚度的调整垫，调整后A节3、4位轴箱上的4组弹簧调整垫厚度（包括上调整垫及下调整垫）均为9mm。
3.2 在组装转向架时，对B节1、2位轮对右侧轴箱上的弹簧调整垫进行调整，在原有基础上增加1mm厚度的调整垫，调整后1位轴箱上的2组弹簧调整垫厚度（包括上调整垫及下调整垫）均为5mm，2位轴箱上的2组弹簧调整垫厚度（包括上调整垫及下调整垫）均为11mm。
3.3 在对弹簧垫进行调整后镟轮处理。
对弹簧自由高、加垫量及机车组装后相应尺寸测量数据如表4：（单位：mm）
4 结论
通过对转向架偏磨轮对相对应弹簧垫厚度进行针对性调整后，进一步提高了机车的整体状态，消除了走行部各部件组装产生的偏差，提升了机车质量，保证了重载安全，为大秦线列车正常运营提供了保障。
参考文献
滚动车轮范文6
一、3D动态四轮定位仪的优势
1.精度更高，功能更强大。其精度可以精准到0.1mm／0.01°；功能除可实现所有传统参数外。并可测出轮偏等距离参数，轻松实现普通定位仪不可完成的许多功能。
2.操作更简便。其测量不受平台水平度影响，即使车身倾斜，精度也不受影响；仅需推动汽车或滚动车轮，即可完成所有参数测量：安装目标板、车辆滚动补偿、虚拟测量、测量速度非常快；没有移动部件，无需维护工作；目标板无需标定；在车轮上无电子部件，如果目标板跌落，不会有电路损坏。装好后可继续工作。
3.故障率极低。目标反光板上无电子元器件无需电池供电及数据传输，仅起图像反光作用；主体支架为金属支架，横梁多为铸体，抗腐抗压性强；电脑为品牌高端配置，以适应超大数据处理，性能更稳定。两个高精度数码相机持续不断的监控每个车轮上的目标板，相机安装在高处，避免损坏。
4.可选择参考平面。实时参考平面：以目标板作为参考平面；固定参考平面：以举升机平面作为参考平面。
5.定位仪目标板具有：抗腐蚀性、防碎的铝合金表面，防撞击的外壳内置缓冲，在车轮上无电子部件，无需维护工作。轻量化设计，无连接电缆、无需标定等特点。
6.便于使用。视野范围宽广；车辆可举升到便于调整的高度i目标板和控制台之间无电缆或电子信号传送。
二、产品组件
图2所示本系统主要由图像采集部分和图处理软件组成。图像采集部分为：两部高分辨率摄像机、高精度实肘图像采集器、辅助光源和标靶。左、右侧摄像机分别摄取汽车左右侧标靶图像，并通过图像采集器传输给计算机进行数据处理，标靶通过轮夹与被测车轮固定连接在一起，由标靶上的目标点计算确定车轮的位置关系，从而确定车轮的定位参数。
数据采集部分的组成部件为两部高分辨率摄像机和标靶。左、右侧摄像机分别摄取汽车左右侧标靶图像，并通过图像采集器传输给数据处理部分。
1.摄像机
本系统含有两部高分辨率摄像机(图3)，分别对安装在车轮上的四个标靶图像进行捕捉。摄像机固定于两个外壳之内。摄像机在首次安装时进行了精确标定，用户在四轮定位仪的使用过程中无需再对其进行标定。
2.高亮度频闪LED红外光源
每个相机配有一组LED红外光源，用于帮助摄像机捕捉标靶图像，固定在摄像机四周呈环状分布，图4所示。
3.反光板(标靶)和轮夹
系统共有四个反光板夹合成体，是整个检测系统的关键部件，为摄像机监测的目标，在反光板背面有安装车轮的标识。