硬支承式輪胎動(dòng)平衡機(jī)新型振動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與分析*

尹燕剛，陳進(jìn)偉，馮顯英，李沛剛

(1.山東大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，濟(jì)南 250061；2.青島中科明新能源設(shè)備有限公司，山東 青島 266499)

?

硬支承式輪胎動(dòng)平衡機(jī)新型振動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)與分析*

尹燕剛1，陳進(jìn)偉2，馮顯英1，李沛剛1

(1.山東大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，濟(jì)南 250061；2.青島中科明新能源設(shè)備有限公司，山東 青島 266499)

摘要：針對(duì)傳統(tǒng)雙面立式動(dòng)平衡機(jī)應(yīng)用過(guò)程中平面分離性能差，靜偶分離效果不理想的情況，通過(guò)建立傳統(tǒng)立式動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)的振動(dòng)測(cè)量模型，分析其性能不佳的原因，并在此基礎(chǔ)上提出了一種雙面立式輪胎動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)的新型振動(dòng)結(jié)構(gòu)，建立其力學(xué)模型，并對(duì)該新型振動(dòng)系統(tǒng)的性能以及校正面的解算進(jìn)行了詳細(xì)說(shuō)明，提高了輪胎動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)的平面分離及靜偶分離性能。

關(guān)鍵詞：雙面立式輪胎動(dòng)平衡機(jī)；振動(dòng)結(jié)構(gòu)；校正面解算；靜偶分離

0引言

隨著社會(huì)經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，汽車已融入生活的方方面面，輪胎性能的好壞直接關(guān)系到駕駛者的駕駛體驗(yàn)與行車安全。當(dāng)輪胎存在不平衡量時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生靜不平衡量與偶不平衡量，前者引起輪胎的上下跳動(dòng)，后者引起輪胎的左右擺動(dòng)，嚴(yán)重影響行車安全[1]。輪胎動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)就是在輪胎出廠前對(duì)其進(jìn)行動(dòng)平衡檢測(cè)，其振動(dòng)系統(tǒng)在輪胎不平衡量的離心力作用下受迫產(chǎn)生振動(dòng)，該振動(dòng)信號(hào)經(jīng)壓電傳感器采集，將物理信號(hào)轉(zhuǎn)換成電信號(hào)，由信號(hào)處理電路處理后傳到上位機(jī)進(jìn)行數(shù)據(jù)的分析處理，最終得到輪胎的不平衡量[2]。目前國(guó)內(nèi)輪胎動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)結(jié)構(gòu)多借鑒國(guó)外專利設(shè)備[3-6]，缺乏創(chuàng)新性。由于傳統(tǒng)立式動(dòng)平衡機(jī)本身的結(jié)構(gòu)缺陷，靜偶分離及平面分離性能相對(duì)較差，嚴(yán)重影響了輪胎不平衡量的測(cè)量精度，因此，研究設(shè)計(jì)具有新的振動(dòng)結(jié)構(gòu)的輪胎動(dòng)平衡機(jī)具有十分重要的意義[7-9]。

1傳統(tǒng)雙面立式動(dòng)平衡機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)

目前，國(guó)內(nèi)輪胎動(dòng)平衡機(jī)的支承振動(dòng)系統(tǒng)多借鑒國(guó)外設(shè)備，整個(gè)主軸系通過(guò)拉桿和吊桿懸掛于機(jī)架底座上，其振動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)原理圖如圖1所示。

圖1　主軸振動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理圖

圖1所示的主軸振動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理圖中L為吊桿的長(zhǎng)度(吊桿半徑為r，彎曲剛度為K1，拉壓剛度為K2)，m1為輪胎的靜不平衡量，A為偶不平衡量的力臂，力偶為mA，a、b分別為上、下測(cè)量面到振動(dòng)系統(tǒng)原點(diǎn)的距離，l為系統(tǒng)振動(dòng)中心到原點(diǎn)的距離，h為工件靜不平衡量與系統(tǒng)原點(diǎn)間的距離。

當(dāng)主軸以等角速度ω繞Z軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，該振動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為：

(1)

解方程(1)得：

(2)

(3)

由式(3)可知，對(duì)于傳統(tǒng)的立式動(dòng)平衡機(jī)Wθ>>Wy，所以η很小，表明力偶的影響較小，即靜偶分離性能較差。

較差的靜偶分離性能嚴(yán)重影響了動(dòng)平衡機(jī)的測(cè)試精度，當(dāng)輪胎的不平衡量的位置相對(duì)于上下兩個(gè)校正平面發(fā)生變化時(shí)，偶不平衡量的影響不明顯，表現(xiàn)為檢測(cè)支承反力的兩壓電傳感器的數(shù)值變化不明顯，導(dǎo)致平面解算得到的上下校正平面的不平衡量與實(shí)際不平衡量不匹配，較大程度上降低了不平衡量的平面分離能力[10]。

2新型輪胎動(dòng)平衡機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)

2.1新型輪胎動(dòng)平衡機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

輪胎的不平衡量表現(xiàn)為靜不平衡量Ms與偶不平衡量Mc，兩者與解算到上下兩校正平面上不平衡質(zhì)量的關(guān)系如圖2所示。

圖2　靜偶不平衡量的分解

圖2中Mu為上校正平面的不平衡量，Ml為下校正平面的不平衡量，則：

(4)

傳統(tǒng)立式動(dòng)平衡機(jī)通過(guò)平面解算得到Mu、Ml，經(jīng)式(4)求得輪胎的靜偶不平衡量，無(wú)法準(zhǔn)確得到輪胎的不平衡情況，若在振動(dòng)量的測(cè)量環(huán)節(jié)就實(shí)現(xiàn)靜偶不平衡量的分離，提高系統(tǒng)的靜偶分離比，在保證測(cè)得靜偶不平衡量的準(zhǔn)確性的前提下，由式(4)求得上下校正平面的不平衡量，則可有效地提高動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)的測(cè)量精度。基于此設(shè)計(jì)的新型輪胎動(dòng)平衡振動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖如圖3、圖4所示。

圖3　新型振動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖4　新型振動(dòng)系統(tǒng)實(shí)際結(jié)構(gòu)圖

該振動(dòng)系統(tǒng)中主軸基板為35mm厚鋼板與主軸系固結(jié)，為剛性結(jié)構(gòu)，左側(cè)通過(guò)柔性鉸鏈與左板簧焊接在一起，右側(cè)與變截面板簧上端的矩形拉桿連接，傳感器采用壓電傳感器，其中傳感器A水平布置，傳感器B垂直布置，兩者皆位于通過(guò)主軸軸心的YZ平面內(nèi)，兩傳感器通過(guò)螺桿安裝，螺桿的頂端采用球形結(jié)構(gòu)，保證其所受到的力均為正壓力。

該新型結(jié)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)形式可分解為主軸基板在水平面內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)以及主軸基板繞柔性鉸鏈處的轉(zhuǎn)動(dòng)，前者由輪胎不平衡量的靜不平衡量引起并通過(guò)水平傳感器進(jìn)行檢測(cè)，彈性元件為左側(cè)板簧彎曲剛度及右側(cè)矩形拉桿的水平彎曲剛度；后者由輪胎的偶不平衡量引起，并通過(guò)垂直傳感器進(jìn)行檢測(cè)，其彈性元件為左側(cè)柔性鉸鏈的扭轉(zhuǎn)剛度及右側(cè)矩形拉桿的豎直彎曲剛度。

該新型振動(dòng)系統(tǒng)可以通過(guò)傳感器直接檢測(cè)到輪胎的靜偶不平衡量，再通過(guò)平面解算得到上下校正平面的不平衡量，從而更好的反應(yīng)輪胎的動(dòng)不平衡情況，提高了系統(tǒng)的檢測(cè)精度。

2.2新型輪胎動(dòng)平衡機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)分析

新型輪胎動(dòng)平衡機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)模型簡(jiǎn)圖如圖5所示。

圖5　新型振動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)模型簡(jiǎn)圖

其中：

K1：裝有水平傳感器的螺桿剛度與左板簧彎曲剛度之和；

K2：柔性鉸鏈繞X軸的扭轉(zhuǎn)剛度；

K3：裝有豎直傳感器的螺桿剛度與右側(cè)板簧上部接桿的縱向彎曲剛度之和；

K4：右側(cè)板簧上部接桿的水平彎曲剛度。

根據(jù)高等動(dòng)力學(xué)的相關(guān)理論，得到該新型振動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程：

(5)

令上式的特解為：

(6)

將式(6)代入式(5)中，解得：

(7)

(8)

兩者的幅值即系統(tǒng)的振動(dòng)量均與不平衡離心力mrω2成正比，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)動(dòng)不平衡量的檢測(cè)。

2.3新型振動(dòng)系統(tǒng)平面分離解算

通過(guò)壓電傳感器數(shù)值即檢測(cè)到的系統(tǒng)振動(dòng)量求得輪胎上下校正平面的不平衡量的過(guò)程稱為平面分離解算。該振動(dòng)系統(tǒng)的平面分離解算模型簡(jiǎn)圖如圖6所示。

圖6　新型振動(dòng)系統(tǒng)平面解算模型

其中，上下校正平面的不平衡質(zhì)量為Fu和Fd，上下校正平面之間的距離為B。下校正平面與水平傳感器所在水平面之間的距離為A。主軸軸線距主軸基板轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離為c，垂直傳感器與主軸基板轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離為l。

(9)

式(9)反映出，輪胎的靜不平衡量單獨(dú)作用于水平傳感器，偶不平衡量作用于垂直傳感器，在信號(hào)的采集上實(shí)現(xiàn)了靜偶不平衡信號(hào)的分離，保證了動(dòng)不平衡信號(hào)檢測(cè)的準(zhǔn)確性。

3結(jié)論

通過(guò)建立傳統(tǒng)立式動(dòng)平衡機(jī)的振動(dòng)模型，分析了其靜偶分離與平面分離性能不佳的原因，并基于此設(shè)計(jì)了新型的硬支承式輪胎動(dòng)平衡振動(dòng)系統(tǒng)，該系統(tǒng)具有良好的靜偶分離特性，且在振動(dòng)信號(hào)采集的過(guò)程中實(shí)現(xiàn)了靜偶不平衡量信號(hào)的分離，有效保證了輪胎動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)的測(cè)量精度。

[參考文獻(xiàn)]

[1] 韋莉莉. 輪胎動(dòng)平衡測(cè)量原理及方法分析[J]. 中國(guó)橡膠, 2009, 25(16):33-37.

[2] Yang J F, Feng X Y, Fu H J, et al. Research on Calibration Method of Tire Dynamic Balance Detection System[J]. Advanced Materials Research, 2012, 542-543:828-832.

[3] Engel J, Sanna E, Block J M. Apparatus and method for measuring tire balance on a force variation machine[P]. U.S. Patent 6,772,626. 2004-8-10.

[4] Matsumoto S, Kondo K. Apparatus for measuring uniformity and/or dynamic-balance of tire[P].U.S. Patent 6,308,566. 2001-10-30.

[5] Parker P D, Colarelli III N J, Douglas M W. Wheel balancer using tire stiffness and loaded wheel/tire measurements[P]. U.S. Patent 6,799,460. 2004-10-5.

[6] Sumimoto Y, Honke K, Murakami M, et al. Tire testing machine and tire testing method[P].U.S. Patent 8,342,020. 2013-1-1.

[7] 伍良生, 馬淑慧, 洪豪,等. 硬支撐輪胎動(dòng)平衡機(jī)的振動(dòng)特性研究[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2014(9):106-108.

[8] 曹繼光,鄒靜, 鐘偉芳.框架式雙面立式動(dòng)平衡機(jī)平面分離的誤差分析[J]. 華中科技大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版, 2000, 28(5):38-40.

[9] 李頂根. 新型立式動(dòng)平衡機(jī)的研制與工件動(dòng)不平衡量的測(cè)量[D]. 武漢:華中科技大學(xué),2004.

[10] 胡慶翰, 蔡萍, 秦鵬,等. 一種新型高精度動(dòng)平衡測(cè)量系統(tǒng)[J]. 傳感技術(shù)學(xué)報(bào), 2007,20(7):1506-1509.

(編輯李秀敏)

文章編號(hào)：1001-2265(2016)07-0049-03

DOI:10.13462/j.cnki.mmtamt.2016.07.014

收稿日期：2015-08-28

*基金項(xiàng)目：山東大學(xué)科研業(yè)務(wù)基金(2014YQ016)

作者簡(jiǎn)介：尹燕剛(1990—)，男，山東泰安人，山東大學(xué)碩士研究生，研究方向?yàn)橹悄軝z測(cè)與控制，(E-mail)yygangsd@163.com ;通訊作者：馮顯英(1965—)，男，山東濟(jì)寧人，山東大學(xué)教授，博士生導(dǎo)師，研究領(lǐng)域?yàn)閿?shù)字化制造、 智能檢測(cè)與控制，(E-mail)fxying@sdu.edu.cn。

中圖分類號(hào)：TH166;TG506

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

Design and Analyze on the New Type of Hard-bearing Tire Dynamic Balancing Machine Swing Frame

YIN Yan-gang1, CHEN Jin-wei2,FENG Xian-ying1,LI Pei-gang1

(1.School of Mechanical Engineering, Shandong University, Jinan 250061, China；2.Zhong Ke Ming New Energy Equipment Co., Ltd, Qingdao Shandong 266499, China)

Abstract：In regard to the poor plane separation performance and the not ideal static-even separation during the application process of the traditional sided vertical balancing machines, the vibration model of it is established to show the reason of its poor plane separation performance. Based of it, a new type of sided vertical balancing machine vibrational structure is proposed and designed. The mechanical model is needed to describe the vibration of this system and the solving method of the two correction plane in detail. The plane separation and static-even separation performance have been greatly improved.

Key words：sided vertical balancing machine; vibrational structure; the solving method of correction plane; static-even separation