平衡车轮架

平衡车轮架（通用3篇）

平衡车轮架 篇1

摘要：为实现平衡车架的优化目标, 减轻平衡车轮架的质量, 采用solidworks软件对平衡车轮架进行了三维建模和有限元分析。以强度为约束条件, 分别以壁厚、加强筋宽度和连接孔外径为设计变量, 对其进行结构优化, 结果表明, 在满足刚度、强度和安全性的前提下, 优化后的平衡车轮架质量与没有优化前相比减轻了10.3%, 实现优化目标, 对平衡车轮架的结构优化和改进具有一定的借鉴意义。

关键词：平衡车轮架,Solidworks,仿真,优化

0 引言

在各类大型起重设备及各类轨道运行机构中, 当每个支承点需安装多车轮组时, 通常用平衡车轮组均衡各车轮组的载荷, 形成平衡车轮组。平衡车轮组与各支点之间采用绞接轴连接, 使各车轮所承受载荷均衡。在平衡车轮组中, 平衡车轮架是非常重要的关键部件之一, 它受到车轮及安装质量等因素的影响, 使用过程中会承受很大的载荷。结构合理的平衡车轮架应该具备重量轻、刚性好、便于装配与制造等特点。但基于传统力学方法设计的平衡车轮架模型, 往往简化过度或采用经验设计的方法进行设计, 为保证其刚度、强度和安全性, 容易出现其结构笨重, 应力分布不合理等现象。本文将采用业内通用软件Solidworks对平衡车轮架进行三维建模和有限元分析, 并对其进行优化, 以期获得满足使用要求的前提下, 获得质量轻、同时满足强度要求的平衡车轮架参数[1,2,3,4,5]。

1 模型和初始条件

Solidworks是一套基于Windows的CAD/CAE/CAM/PDM桌面集成系统, 有超过4000所大学采用Solidworks进行科研与教学工作。Solidworks对每个使用者来说, 易学易用。它包括零件设计、二维工程图的自动生成和虚拟装配功能, 此外Solidworks开发商和世界许多著名软件公司都有合作伙伴关系, 使之成为一个完全开放的系统, 为后续虚拟加工、有限元分析、运动学和动力学分析以及产品数据管理等提供必要的信息[1,2,3,4]。

用Solidworks建立的某平衡车轮架结构如图1所示, 该平衡车轮架两端与45°圆型轴承箱车轮组相连, 中间圆孔与平衡车轮组上部的法兰盘和连接轴相连接。平衡车轮架采用ZG270-500材料铸造而成, 其屈服强度σs叟270MPa, 抗拉强度σb叟500MPa[6], 质量为655kg。

2 有限元模型

为保证有限元的分析精度, 对模型的螺栓孔、螺纹孔等细小结构进行了简化。对应力较大部位进行局部的网格控制用以细化网格, 离散单元选择二阶实体单元, 并且选择基于曲率的网格功能, 有效的提高了分析精度并控制了有限元模型的规模。所形成的平衡车轮架有限元模型如图2所示, 共有159739个网格和255152个节点。

车轮架承受的主要载荷主要有垂直载荷和水平侧向载荷, 垂直载荷取与其相配套的车轮组车轮的最大许用线接触应力。该平衡车轮架所用车轮最大许用线接触应力[6]:与材料有关的许用线接触应力常数K1=7.8N/mm (材料为ZL-B[6]:σb叟910MPa) , 车轮直径D=准630mm, 车轮有效接触长度L=120mm, 转速系数C1=1.17, 工作级别系数C2=1.25, 则:线接触许用轮压为:PC燮K1·D·L·C1·C2=7.8×630×120×1.17×1.25=862kN。

在起重机大车运行跑偏时, 轨道侧面与车轮轮缘或水平导向轮之间会产生水平侧向力。水平侧向力对起重机车轮组及平衡车轮架有着不良影响, 实际计算中, 其水平侧向载荷Ps的简化计算[7]。

水平侧向载荷为:Ps=1/2·∑P·λ=0.5×862×0.2=86.2k N

其中, ∑P取车轮线接触许用轮压, λ:水平侧向载荷系数 (0.05-0.2) 。

把车轮组的线接触许用轮压和最大水平侧向力的计算结果, 通过远程载荷的方法, 分别施加至平衡车轮架两端半圆圆柱面上, 且根据平衡车轮架与上部连接轴的连接情况, 将其简化为固定铰链连接, 施加于中部圆孔之上, 完成载荷与边界条件的施加。并选择使用惯性卸除选项[8], 用以避免计算过程中无约束方向上的载荷。

3 仿真结果

由图3可知, 平衡车轮架由于车轮架侧向载荷和使用载荷的共同作用, 在内部加强筋与上部连接孔的连接处出现了最大应力, 其值为151MPa, 其他较大应力主要分布在内部加强筋和各圆角过度处, 其值基本在100MPa以下。

4 优化设计

为得到满足强度要求且重量最轻的平衡车轮架, 采用Solidworks中集成的结构优化功能对平衡车轮架的结构进行优化。在不改变与车轮组和上部连接孔等连接部分不变的前提下, 减轻平衡车轮架的重量, 所以选择平衡车轮架的质量为目标函数。

根据上述原则, 并经过多次验算, 选择平衡车轮架的壁厚尺寸x1、内部加强筋的宽度尺寸x2、上部连接孔的外径尺寸x3为设计变量 (各变量见图1) , 各变量的取值范围分别为:20燮x1燮30、30燮x2燮40、200燮x3燮240。优化的约束选择平衡车轮架的最大von mises应力为变量, 安全系数大于等于1.7 (270/1.7=159MPa) , 选择平衡车轮架的质量为目标。平衡车轮架优化前后变量、约束和目标等相关对比数据如表1所示。

由表1可知, 与优化前相比较, 平衡车轮架的壁厚、加强筋、和连接孔外径尺寸均有不同减小。并且可知优化后, 最大von mises应力151MPa增大到158MPa的情况下, 平衡车轮架的质量由655.1kg下降到591.6kg, 减轻了63.6kg, 这一优化使材料的质量比优化大约前减轻了10.3%, 满足实际使用要求。优化结果表明对减轻了平衡车轮架的质量、节约材料有明显效果。

5 结语

(1) 本文采用Solidworks的仿真模块对平衡车轮架进行了仿真分析, 仿真出了平衡车轮架在极限载荷下的应力分布情况。 (2) 在有限元仿真的基础上, 对平衡车轮架进行了优化, 优化后的平衡车轮架性能更加趋于合理, 整体质量减轻了63.6Kg, 降低了10.3%, 降低了原料消耗及生产成本, 并为生产提供了科学的指导。 (3) 利用Solidworks的仿真模块, 可缩短设计周期、减少试制费用, 对其他零部件的仿真分析提供借鉴。

参考文献

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[3]曾文忠.基于SolidWorks对机械零件结构的设计与应用[J].制造业自动化, 2012, 4:135-137.

[4]王军锋, 孙康.基于SolidWorks的颚式破碎机的三维设计与建模[J].煤炭工程, 2012, 11:126-127.

[5]张志文, 虞和谦, 王金诺, 等.主编, 起重机设计手册[M].北京:中国铁道出版社, 1997:355-356.

[6]TB/T1013-1999, 碳素钢铸钢车轮技术条件[S].5.

[7]GB/T3811-2008, 起重机设计规范[S].133-134.

[8]陈超祥, 胡其登.主编, 杭州新迪数字工程系统有限公司, 编译.Solidworks Simulation2012基础教程[M].北京:机械工业出版社, 2012, 5:100.

谈车轮平衡仪的结构 篇2

1 就车式平衡仪的结构

汽车检测线用于对汽车整车进行不解体检测, 并且各工位和各检测项目按照一定的节奏连续进行作业, 因而车轮是不可能拆离车桥的, 必须就车对其平衡状态进行检测。

就车平衡机的工作原理如前述, 因不平衡车轮是在其原车桥上振动, 故不平衡力传感器装在车桥支架内, 它是会同制动鼓和车轮紧固件甚至传动系统 (驱动轴) 一同进行平衡, 是真正解决车轮实际使用状态时的平衡方法。

除力传感器外, 其他如电测系统和光电相位装置以及显示仪表板和摩擦轮驱动电机等均装在一个驱动小车内。车桥支架是一个复杂的力传感器, 它有两种形式:一种供轻型小客车使用;另一种为中型车设计, 支架高度可由顶杆和销钉来调整以适应不同车型的要求, 支架在车桥下就位, 车桥压下后, 小轮弹簧即被压下缩入, 底板直接接触地面, 以增加支架的承载能力, 车体重量和不平衡振动力的主要部分由应变梁通过支柱和底板传向地面, 小部分力由传感器感知, 达到不平衡力采样的目的, 应变粱不仅可以减小传感器受力以避免压损, 更重要的是应变梁必须正比地将不平衡力传递给传感器。因此, 应变梁是由应变线性良好的材料制成的, 使用中严禁锤击和加热, 因为任何改变应变梁弹性模数的操作都将危及应变梁的线性, 从而完全破坏电测系统软件所预设的标定系数。

传感器支架的安装位置随被测车型和操作人员的习惯及现场条件而定, 完全是随机的, 因此就车平衡机电测系统的计算机软件必须具有自标定功能。这一功能是智能化的, 它能根据事先设定的已知不平衡量值。反算出支架支点与车轮的悬臂和轮毂直径等参数, 这是就车平衡机的一大特点。

驱动小车前下部靠近被测轮胎处有一光电传感器组, 它包括一个指形灯。强光用以照射轮胎上的反光标志, 为光电管提供相位信号以供计算机识别, 计算机同时根据两个光电管接收反光信号的前后来判断车轮的旋转方向。

2 离车式平衡仪的结构

离车式车轮平衡仪按动平衡原理工作, 既可检测不平衡力, 也可用以测定不平衡力矩。车轮拆离车桥装于平衡仪主轴上, 一切结构和安装基准都已确定, 所以无须自标定过程。因此, 该平衡仪的构造和电测系统都较简单, 平衡操作时只要将被测车轮的轮辋直径和轮胎宽度以及安装尺寸输入电测电路即可完成平衡作业, 平衡仪仪表即会自动显示轮胎两侧的不平衡质量及其相位。

离车式平衡机的主轴为卧式布置称卧式平衡机。立式平衡机的主轴垂直布置。卧式平衡机最大的优点是被测车轮装卸方便, 机械结构和传感装置也较简单, 造价也较低廉, 因此深受修理保养厂家的欢迎, 同时也是制造厂家的首选机型。但因车轮在悬臂较长的主轴上形成了很大的静态力矩, 影响传感系统的初始设定状态, 尤其是垂直传感器的预紧状态, 长时间使用后精度难以保证, 零漂也较大。但其平衡精度仍能满足一般营运车辆的要求, 其灵敏度能达到

1 0 g。

立式平衡机虽然装卸车轮不如卧式平衡机方便, 但其车轮重量直压在主轴中心线上, 不但不形成强大的力矩, 垂直传感器受到的静载反而比车轮重量还小。应变件是一块与工作台面同大的方形应变板, 水平传感器设计成左、右各一个, 比卧式平衡机的单个水平传感器的力学结构要稳定得多。方形应变板上开有多个空槽以减小应变板的刚性, 从而大大提高了传感系统的灵敏度。因此, 立式平衡机的精度极高, 灵敏度可达到3g, 且具有良好的重复性和稳定性。

离车式平衡机的参数显示和操作系统因采用CRT显示或用发光二极管显示, 其外形结构差异很大, 但其基本操作内容则大同小异。前者形象美观并有屏幕提示, 便于操作, 但造价较高;后者结构简单, 工作可靠, 参数调整方便, 成本低廉。旋钮用于设定轮胎宽度;旋钮用于设定轮辋直径;旋钮用于设定安装尺寸, 对于立式平衡机值是胎面至顶面安全罩的距离 (安全罩转下处于工作状态) , 对于卧式平衡机值是胎面至平衡机箱体的距离。

车轮由专用的定位锥和紧固件安装就绪后, 即可启动电机实施平衡, 待转数周期累积足够时, 上下 (或左右) 不平衡值^和^即有数字显示, 届时即可停车。待车轮完全停止后, 可用手转动车轮, 这时发光二极管即会随转动而左右 (或上下) 跳闪, 如将上排光点调至中点, 这时就可在车轮的轮辋上平面芷对外缘 (操作者方向) 处加装m1, 显示的平衡重用同样方法加装m2值平衡重。加装完毕后, 进行第二次试验, 观察剩余不平衡量是否满足法规要求。具体的操作步骤各机型略有差异, 使用者应按所用机型的使用说明书进行操作。

车轮在平衡机主轴上的定位至关重要, 为了确保不同形式和不同规格的车轮的中心都能与主轴中心严格重合, 所有离车式车轮平衡机均配有数个大小不等的定位锥体。锥体内孔与主轴高精度配套, 外锥面与轮辋中心孔紧密接合, 并由专用快速蝶形压紧螺母紧压于主轴定位平台上。注意车轮的外侧向下 (立式平衡机) 或向内 (卧式平衡机) 。

为了方便用户, 离车式平衡机都随机配备一个专用卡尺, 以供用户测量轮辋直径和轮胎宽度, 因为轮胎宽度用直尺是难以测量的。为了适应不同计量制式和国度, 平衡机上的所有标尺一般都同时标有英制和公制刻度。

参考文献

[1]张毅.汽车理论与运用实验教程[M].北京:中国电力出版社, 2007.

[2]张文春.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[3]于洪水.发动机与汽车原理[M].北京:北京大学出版社, 2005.

平衡车轮架 篇3

由于加工、装配以及行驶过程中磨损等原因会造成汽车轮胎的不平衡，这将会造成车身的振动。车身的振动不仅降低了乘坐的舒适性和操纵的稳定性，也会增加燃油的消耗量，直接影响车辆的经济性指标，而且还会加剧轮胎的偏磨，引起相关零件的磨损和振动，严重时还会危及行车安全。所以，为保证汽车行驶的平顺性、安全性和经济性，对汽车车轮进行动平衡检测是非常重要的。

（二）检测原理

本文介绍的车轮动平衡机为硬支承动平衡机，属于测力型平衡机，支承反力直接反映了不平衡离心力的大小，与转子的质量和转动惯量无关。车轮动平衡机工作原理如图1所示。根据硬支承动平衡原理，将轮胎视为一个有限宽度的回旋体，并假设不平衡质量分别为1m和m2两部分，集中在半径分别为1r和2r的轮胎边缘处，该两平面称为校正面，当车轮以角速度ω旋转时产生两个离心力，如图1所示。F1和F2为这两个离心力在传感器平面的投影：

两个相互垂直的传感器采集支承力为xF和Fy，其力平衡和力矩平衡方程为：

式中a、b、c分别为平衡机结构参数、轮辋宽度、车轮安装尺寸，xF和Fy分别是轴向和纵向支承力。联立公式 (1) 到 (4) 可得：

由于车轮转动时，通过转轴、轴承的作用，支承架将会产生周期性振动。因此，利用压电传感器检测出轴向和纵向支承力信号Fx和Fy信号，同时获得相应的光电齿盘信号。对采集到的数据进行分析处理即可解算出轮胎不平衡量的大小和相位。

（三）检测电路

车轮动平衡机电测系统的主要任务，是从机械测振系统所得到的含干扰的微弱的动不平衡信号中提取与车轮旋转同频的有用信号的幅值和相位信息，同时还要配合机械测振系统解决车轮的平面分离(解算)以及车轮的自动定相问题。这是在电测系统设计时的基本出发点。车轮动平衡机检测参数包括：轮辋转速、基准零相位和支架振幅信号，检测电路原理如图2所示。采用3路光电开关和两个测速齿盘来检测轮辋转速和基准零相位;步进电机用于驱动车轮以一定的速度旋转;2路压电传感器分别检测支承架在轴向X、纵向Y的振幅信号。

由于压电传感器检测到的信号包含许多其它干扰信号，首先对压电信号进行低通滤波，再放大，然后经过A/D转换输入CPU。同时，为提高采集数据的精度而不增加FFT的运算工作量，A/D转换选用AD574以加快数据采集步伐，加大样本数量。通过软件进行多次平均，以最大程度地减少近频干扰和随机干扰。检测电路中的1路光电传感器信号经整形后直接送CPU，用于基准零相位确定;另外2路输出相位相差90°的脉冲信号，利用D触发器设计硬件转向判定电路，用于轮辋平衡配重时快速定位。

89C51微控制器系统中包括程序存储器、数据存储器(内存)、A/D转换电路、整形电路、键盘电路、LED显示屏接口及I/O接口等。为了在软件中实现多点平均，系统中A/D转换器采用AD574。AD574是快速12位逐次逼近型A/D转换器，是目前国内市场应用较广泛、价格适中的A/D转换器。由于其片内包含高精度的参考电压源和时钟电路，这使他能在不需要任何外部电路和时钟信号的情况下完成一切A/D转换功能，应用非常方便。整形电路的目的是对光电传感器的输出波形进行整形，去除干扰和杂波，保证相位数据的可靠性。键盘电路用于输入软件计算必须的基本参数，包括a, b, c等。LED显示屏用于输出分析处理后解算出的轮胎不平衡量的大小和相位。

（四）数据处理

由不平衡量引起的振动经传感器转换后的基波信号形式为：

式中A与不平衡量大小成正比，φ为不平衡量相位角。由于轮胎旋转时，平衡机的驱动装置、支承装置等会产生各种频率的振动，由此产生的干扰信号叠加在基波信号上。不平衡量的检测就是要去除各种噪声干扰，提取出车轮旋转的低频基波信号(约为300r/min，频率5Hz)。车轮动平衡检测中，一般采用傅立叶变换提取基波信号。傅立叶变换是信号处理中的基本变换，快速傅立叶变换(FFT)已被广泛的应用于各种领域。将待测信号u (t) 按离散傅立叶变换得出离散频谱，求得其幅值。

常规的傅立叶变换算法并不适用于嵌入式控制系统，原因是运算量太大。假设有N个数据，则计算一个频率点需要N次复数乘法和N-1次复数加法;由于一次复数乘法需要进行4次实数乘法和2次实数加法，一次的复数加法需要两次实数加法，因此需要4*N次的实数乘法和2*(N-1)+2*N次的复数加法，那么求出N项复数序列，即N点离散傅立叶变换大约就需要N2次运算。当N比较大时，所需的计算工作量相当大。例如N=1024时大约需要100万次乘法运算，对于实时信号处理来说，将对计算设备提出非常苛刻的要求。快速傅立叶变换(FFT)是离散傅立叶变换的快速算法，它是根据离散傅立叶变换的奇、偶、虚、实等特性，对离散傅立叶变换的算法进行改进获得的。它对傅立叶变换的理论并没有新的发现，但是对于在计算机系统或者说数字系统中应用离散傅立叶变换可以说是进了一大步。

在FFT中，利用信号的周期性和对称性，把一个N项序列(设N为偶数)，分为两个N/2项的子序列，每个N/2点离散傅立叶变换需要 (N/2) 2次运算，再用N次运算把两个N/2点的离散傅立叶变换组合成一个N点的离散傅立叶变换。这样变换以后，总的运算次数就变成N+2*(N/2) 2=N+N2/2。继续上面的例子，当N=1024时，总的运算次数就变成了525312次，节省了大约50%的运算量。而如果我们将这种“一分为二”的思想不断进行下去，直到分成两两一组的离散傅立叶变换运算单元，那么N点的离散傅立叶变换就只需要N*log2N次的运算。当N=1024时，运算量仅有10240次，是先前的直接算法的1%。点数越多，运算量的节约就越大，这就是FFT算法的优越性。

以2为基数的FFT算法(即N=2M)这种情况实际上使用得最多，其优点是程序简单，效率很高，使用起来非常方便。实际应用时，有限长序列的长度N很大程度上由人为因素确定，因此多数场合可取N=2M，从而直接使用以2为基数的FFT算法。

对采集的数据进行数字处理运算后由快速傅立叶变换所得到的频率-幅值如图3所示。

选取频率间隔为1Hz，待车轮转速稳定后采集数据并进行傅立叶变换，因为转速频率为5Hz，所以不平衡量的幅值和相位计算公式为：

式中R (5)、I (5)分别为傅立叶变换后的实部和虚部。

（五）实验结论

在已经平衡的轮胎内、外侧分别加确定质量的测试块进行动平衡实验。当转速稳定后，从基准零相位开始以1KHz的采样频率采集1024个Fx (k) 和Fy (k) 数据，并由公式(5) (6)计算相对应的离散序列m1 (k) 和m2 (k) 。为了求得不平衡量的幅值和相位信息，对离散序列m1 (k) 和m2 (k) 进行FFT变换，即可得到不平衡量的幅值和频率对应关系。由测得的车轮动平衡转速，可确定不平衡量的特征频率。根据不平衡量的特征频率 (5Hz) ，用公式(9) (10)可分别求出内、外侧不平衡量所引起振动信号的振幅和相位。

采用FFT的频域分析方法，把车轮动平衡检测中信噪比低、信息量少、难以识别和分析的时域信号转化为频域进行分析，由测取的不平衡量的特征频率和相应的频谱，有效地解决了求不平衡量的幅值和相位的问题。实验结果表明，在车轮动平衡检测中，采用FFT的信号处理方法求解车轮不平衡量的大小和相位是准确而有效的。

由于动平衡检测对实时性要求不高，运算精度也在可接受的范围内，因此采用基于微控制器89c51的快速傅立叶变换解算车轮不平衡质量和相位的方法, 完全可以满足使用要求，获得良好的效果。

参考文献

[1]叶能安, 余汝生.动平衡原理与动平衡机[M].武汉:华中工学院出版社, 1985.

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