楊靜芳， 馮顯英， 張 鵬, 王家寅

(1.齊魯工業(yè)大學機械與汽車工程學院 濟南,250353) (2.山東大學機械工程學院 濟南，250061)

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輪胎動平衡試驗機系統(tǒng)偏心的動態(tài)補償*

楊靜芳1， 馮顯英2， 張 鵬2, 王家寅2

(1.齊魯工業(yè)大學機械與汽車工程學院 濟南,250353) (2.山東大學機械工程學院 濟南，250061)

較大的系統(tǒng)偏心量是影響輪胎動平衡試驗機測試精度、重復性和穩(wěn)定性的一個重要因素，當前的偏心補償操作求出系統(tǒng)偏心量后僅用于后續(xù)解算，而鮮有將其消除或減小的結構或措施。針對此問題，基于原有的機械結構和解算原理，提出在輪輞徑向或周向開T型槽改進輪輞結構的方法，通過在T型槽內配上特定重量的T型螺栓實現(xiàn)對系統(tǒng)的真正補償。結合理論計算和實際工況進行配平操作，試驗結果表明，改進的輪輞結構和補償方法較大程度地降低了系統(tǒng)自身不平衡量,為獲得良好的信號源、消除信號干擾及降低系統(tǒng)磨損，得到更高的測試精度、穩(wěn)定性和重復行提供了條件。

輪胎動平衡； 偏心補償； 動態(tài)補償； 輪輞； T型槽

引 言

輪胎動平衡試驗機是輪胎行業(yè)內高精度的檢測設備，其測試精度受諸多因素影響。不少企業(yè)、院校以及研究所對該試驗機從理論和實踐方面做了不少研究[1-9]，主要影響因素包括以下幾個方面：a.機械結構的設計、加工和裝配;b.傳感器非線性、力的關聯(lián)效應等的影響[10-12];c.復雜噪音背景下信號的調理、采集、濾波、幅值相位提取等各環(huán)節(jié)以及標定算法、偏心補償算法和零校正算法[13-20]等;d.實際測試過程中，相關參數(shù)一致性和穩(wěn)定性影響,如速度和壓力的實時性[21]與穩(wěn)定性、上下輪輞同軸度保證、輪輞與輪胎定中心臂同軸度保證、胎圈潤滑程度、輪輞與輪胎裝配誤差以及輪輞寬度(段差)調節(jié)等。

驅動裝置、傳動系統(tǒng)以及主軸系的結構基本決定了系統(tǒng)的機械特性。良好的傳動環(huán)節(jié)是測試速度恒定的保障，但傳動過程中不可避免地會引入若干振動干擾。目前市面上的輪胎動平衡機主要采用皮帶傳動型，但實踐發(fā)現(xiàn)皮帶傳動通常存在倍頻信號干擾[22-23]。德國申克公司提出皮帶浮動驅動裝置，將皮帶的單側傳動改為兩側傳動。北京航空制造工程研究所625所為消除皮帶干擾采用摩擦輪驅動,測試過程中摩擦輪脫開主軸，并加以速度補償算法輔助的方式進行檢測，但離心力對速度高度敏感。另外，設備長期運行對主軸機構配合精度也存在影響,主軸安裝時要求全跳動不大于0.05，長期運行之后較難保證。系統(tǒng)自身偏心量的大小也決定了系統(tǒng)的檢測精度[24]。系統(tǒng)自身偏心量大時，會引入較大的振動和噪聲，使信噪比惡化，振動信號受到串擾，加劇主軸和軸承等關鍵結構的磨損，造成系統(tǒng)的不穩(wěn)定，增加量標定次數(shù)，降低測試精度和效率。當待測輪胎的不平衡量較大時，易造成傳感器的過載甚至損壞；當待測輪胎的不平衡量較小時，振動信號可能出現(xiàn)拍頻現(xiàn)象，甚至畸形。所以，穩(wěn)定且偏心量較小的測控系統(tǒng)是獲得較高測試精度的基礎和保障。當前的輪胎動平衡試驗機大多不具備消除或減小系統(tǒng)自身偏心的裝置或結構，試驗機一旦安裝完成，很少對系統(tǒng)自身的不平衡量加以配平，主要依靠安裝過程中對關鍵部件單獨動平衡來控制系統(tǒng)自身的不平衡量，而這種方法效果甚微。行業(yè)內輪胎動平衡試驗機的偏心補償操作，旨在每次測量解算時減去該偏心補償結果以得到輪胎單獨的不平衡量，并不具備真正補償或配平系統(tǒng)偏心量的功能。文獻[25]提出在旋轉套筒上添加鉛塊的方法配平系統(tǒng)不平衡量。通過套筒的周向旋轉可以滿足任意角度配平的要求，但徑向任意位置卻實現(xiàn)不了。

綜上所述，筆者基于現(xiàn)有的量標定和偏心補償操作與算法，改進輪輞結構，改善偏心補償操作流程，實現(xiàn)對系統(tǒng)自身不平衡量的真正補償。

1 輪胎動平衡試驗機的偏心量計算

每次的測量結果均包括了系統(tǒng)自身不平衡量和輪胎不平衡量兩部分。求出試驗機本身的不平衡量，并從測量結果中將其減掉，才能獲得輪胎單獨的不平衡量。知曉系統(tǒng)本身的偏心量，也是對系統(tǒng)進行配平的前提，可通過偏心補償過程求解。偏心補償主要是采用基2的整次冪反向消除法測量偶數(shù)次得到試驗機自身的不平衡量。本試驗系統(tǒng)中，偏心補償過程共測量4次，則計算過程可表示為

(1)

(2)

(3)

(4)

系統(tǒng)自身不平衡量為

(5)

2 系統(tǒng)偏心的動態(tài)補償

2.1 動態(tài)補償輪輞的設計

基于原有的機械結構和輪輞尺寸，改進并得到了兩種不同結構的輪輞。結合控制策略和補償方法，可實現(xiàn)系統(tǒng)偏心量的動態(tài)補償。圖1所示的輪輞為正交式T型槽輪輞,在輪輞的正交方向上開4個T型槽，并配以特定尺寸的T型螺栓,T型螺栓作為配重，可在T型槽內移動并固定。圖2所示的輪輞為環(huán)狀T型槽輪輞,沿輪輞圓周方向開T型槽，同樣配以槽內可移動的配套的T型螺栓。

輪輞層上均布的4個螺紋孔用于量標定過程中加載試重(砝碼)。為了便于計算和信號處理，將砝碼所在位置記為測試的0°位置，且就此建立坐標系xOy,如圖3所示。理論上講，輪輞層上任意位置均可設置正交的T型槽,而實際操作時，為了防止標定砝碼和配重T型螺栓所在位置相干涉，使T型槽與xOy坐標軸有一定夾角γ。同時，在輪輞T型槽所在的正交方向構建坐標系x′Oy′。筆者開發(fā)的測試系統(tǒng)中，主軸呈順時針方向旋轉。圖2中的環(huán)狀T型槽輪輞則不需另設坐標系，且T型槽位置只需在輪輞直徑方向避開量標定砝碼加載孔即可。

圖1 正交式T型槽輪輞Fig.1 Orthogonal T groove rim

圖2 環(huán)狀T型槽輪輞Fig.2 Ring T groove rim

圖3 坐標系分布圖Fig.3 Coordinate distribution

2.2 系統(tǒng)不平衡量的動態(tài)補償策略

設計算所得的系統(tǒng)自身上不平衡量為Mu(g)，角度為θ(°)；下不平衡量為Md(g)，角度為α(°)。由于解算所得的角度是系統(tǒng)不平衡量所在的重點位置，而實現(xiàn)配重功能的T型螺栓應該加在不平衡量的輕點位置,所以，設上下輪輞T型螺栓的加載位置為θ′和α′。當θ<180時，θ′=180+θ;當θ>180時，θ′=θ-180；α亦然。θ,α,θ′和α′都在xOy的測試坐標系內。

2.2.1 正交式T型槽輪輞配重策略

1) 測試坐標系與補償坐標系重合。

當兩坐標系夾角γ=0時，即測試坐標系xOy與補償坐標系x′Oy′重合，則輪輞T型槽上應加的T型螺栓重量和位置為

(6a)

(6b)

(7a)

(7b)

其中：Mux和Muy分別為上輪輞x′軸和y′軸上應配平的T型螺栓的重量;Mdx和Mdy分別為下輪輞x′軸和y′軸上應配平的T型螺栓的重量；Lux和Luy分別為上輪輞T型槽內加載T型螺栓的位置；Ldx和Ldy分別為下輪輞T型槽內加載T型螺栓的位置；R為輪輞校正半徑。

式(6)和式(7)均只討論配平螺栓的大小，配平位置取Mu和Md所在象限相鄰的T型槽即可。

2) 測試坐標系與補償坐標系不重合。

當兩坐標系夾角γ≠0時，即測試坐標系xOy與補償坐標系x′Oy′不重合，則輪輞T型槽上應加的T型螺栓重量和位置為

(8a)

(8b)

(9a)

(9b)

本試驗系統(tǒng)中取γ=45°。

采用正交式T型槽輪輞配平，可以把較大的配重分解成一對較小的配重加載到T型槽內，但是配重塊的徑向調整位置在某些機型下受輪輞結構限制。例如，圖4所示載重輪胎使用的規(guī)格為R24.5-22.5-20的三級輪輞，為減輕輪輞重量和縮短上輪輞芯軸長度，輪輞中心通常使用下沉且挖空的結構形式。輪輞外直徑為660 mm，內直徑為400 mm，內直徑以內均被掏空一定深度，且在輪輞中心開?150 mm的孔用于與輪輞芯軸裝配。出于安全考慮，T型槽外端與輪輞外緣預留10 mm。所以，該結構下正交式T型槽輪輞徑向有效調整范圍僅在200～320 mm內，很大程度上受到限制。但對于轎車輪胎或輕卡輪胎等較小或者較輕的輪輞，由于輪輞中心不掏空，所受限制較小，可以使用。

圖4 輪輞尺寸示意圖(單位:mm)Fig.4 The size diagram of the rim (unit: mm)

2.2.2 環(huán)狀T型槽輪輞配重策略

采用環(huán)狀T型槽輪輞不受輪輞直徑影響，但是當系統(tǒng)偏心量較大時，配重也無法分解減小。另外，由于量標定過程中的校正半徑和配平時的T型槽半徑不同，所以需要將系統(tǒng)偏心量進行等效。

根據(jù)力矩平衡原理，有MR=M′R′，所以

(10)

其中：Mu為偏心補償求出的系統(tǒng)不平衡量；Mu′為配重所用的T型螺栓重量；R為校正半徑；R′為T型槽半徑。

2.3 系統(tǒng)偏心動態(tài)補償方法

根據(jù)不加配重時量標定和偏心補償操作計算所得的Mux，Muy，Mdx，Mdy和Lux，Luy，Ldx，Ldy，在輪輞T型槽中調整T型螺栓的位置加以配平。配平后重新進行量標定和偏心補償操作，得出配平后新的系統(tǒng)偏心量。如果理想即可停止配平，倘若系統(tǒng)偏心量依舊較大則可以重復以上過程，直至系統(tǒng)偏心降至可接受的理想范圍為止。操作流程如圖5所示，整個過程將得到越來越精確的標定系數(shù)和系統(tǒng)偏心量。

圖5 動態(tài)配平操作流程Fig.5 Dynamic balancing operation process

3 試驗結果對比分析

3.1 試驗流程

3.1.1 正交式T型槽輪輞配平

使用規(guī)格為R24.5′-22.5′-20′的正交式T型槽輪輞，帶上規(guī)格為295/80R22.5DSR266的輪胎進行偏心補償操作。得到系統(tǒng)上下偏心量和角度為：上偏心量186.49 g(185.42°)；下偏心量265.65 g(312.78°)。由于T型螺栓應加載在系統(tǒng)不平衡量輕點上，故有

(11)

加載重量和位置計算如下

(12)

(13)

應在系統(tǒng)不平衡量輕點位置相鄰的兩T型槽,即-x′和-y′坐標系所在的T型槽內加載T型螺栓配平。在-x′槽的208 mm處加載132.83 g，-y′槽的 172.03 mm處加載130.90 g。但由于正交式T型槽輪輞徑向有效調整范圍為200～320 mm，所以172.03 mm實際操作受限。

此時，有以下調整方法：a.在-y′槽200 mm處加載130.90 g，之后重新標定和補償，再次計算系統(tǒng)的偏心量，再次配平，直到系統(tǒng)偏心量降到理想范圍;b.融合兩種輪輞的配平方法,先按照環(huán)狀T型槽輪輞等效方法，將系統(tǒng)自身偏心量從校正半徑270 mm上等效到T型槽輪輞外端所在的圓周半徑320 mm上，之后再采用正交T型槽輪輞配平方法進行分解后補償。筆者采用第2種方法，故有

(14)

(15)

(16)

所以在-x′槽的246.66 mm處加載127.28 g，-y′槽的203.89 mm處加載100.26 g。

同理，對下輪輞進行配平操作，有以下幾種方法：a.在-x′槽的10.46 mm處加載10.29 g，y′槽的269.80 mm處加載265.45 g； b.在-x′槽的8.58 mm處加載12.40 g，y′槽的319.76 mm處加載12.40 g。

3.1.2 環(huán)狀T型槽輪輞配平

采用規(guī)格為R24.5′-22.5′-20′的環(huán)狀T型槽輪輞帶上3.1.1節(jié)中的輪胎進行偏心補償操作，得到系統(tǒng)不平衡量為：上不平衡量178.95 g(190.33°);下不平衡量271.54 g(295.98°)。故有

(17)

(18)

所以應該在上輪輞10.33 °處的T型槽內加150.99 g的螺栓，在下輪輞115.98 °處的T型槽內加229.11 g的螺栓。

分別使用正交式T型槽輪輞和環(huán)狀T型槽輪輞對系統(tǒng)進行初次偏心測量，得出的系統(tǒng)自身不平衡量略有差別。這是因為系統(tǒng)自身的偏心量依賴于每一個組成部件，且不同輪輞的殘余不平衡量不盡相同，所以一旦更換輪輞，系統(tǒng)偏心量會發(fā)生變化。此時，需要重新測量系統(tǒng)的不平衡量及重新補償。

3.2 試驗結果

分別使用不同的配平輪輞進行補償后，得到配平前后系統(tǒng)偏心量對比結果如表1所示。補償操作后，環(huán)狀T型槽結構得到的系統(tǒng)偏心量較小，較正交式T型槽輪輞理想。

實際配平后仍殘留系統(tǒng)偏心量,主要是因為實際的T型螺栓重量與理論要求的配重不完全一致，實際加載T型螺栓的位置與理論計算值有差異，偏心補償操作本身存在測量誤差等。但是，配重前后系統(tǒng)的偏心量已經(jīng)降低至允許范圍。

表1 配平前后系統(tǒng)偏心量對比結果

4 結 論

1) 引入改進后的輪輞結構和方法對系統(tǒng)進行配平補償，能夠將系統(tǒng)自身的不平衡量減小至理想范圍。由于配平過程中T型螺栓的重量和加載位置以及測試誤差等因素存在，系統(tǒng)偏心可能無法徹底去除。

2) 正交T型槽輪輞和環(huán)狀T型槽輪輞都能起到配平效果,但考慮輪輞的實際工況，由于尺寸和結構限制，使用環(huán)狀T型槽輪輞比較容易操作和實現(xiàn)。

3) 在實際工程中引入以上結構的輪輞，可以實現(xiàn)對系統(tǒng)自身不平衡量的真正補償。對長期運行偏心量發(fā)生變化的系統(tǒng)也適用，起配重功能的T型螺栓可動態(tài)調整。

4) 減小系統(tǒng)自身的不平衡量，為獲得較高的測試精度、穩(wěn)定性和重復性奠定了基礎。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.03.014

*山東大學研究生自主創(chuàng)新專項基金資助項目(yzc12124)

2014-04-29；

2014-05-22

TH6

楊靜芳，女，1985年10月生，博士生。主要研究方向為智能檢測與數(shù)控技術。曾發(fā)表《Influences of belt drive on the rotor balance detection system》(《Journal of Convergence Information Technology》2012,Vol.7,No.3)等論文。

E-mail: longzhiyang @126.com