TW201403040A - 輪胎平衡檢查裝置之校正方法及輪胎平衡檢查裝置 - Google Patents

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Abstract

本發明是在輪胎平衡檢查中即使檢查裝置之固有振動數有所變化時，也不需要再一次的校正作業，就能精度優異地算出輪胎不平衡。本發明的輪胎平衡檢查裝置(1)之校正方法，是具有：心軸(2)、及負荷計測部；該心軸(2)，是能夠裝設輪胎的輪圈被設置於上部，且使輪圈繞朝向垂直方向的旋轉軸周圍旋轉，該負荷計測部，是設置於對心軸(2)之軸向離間的預定之兩部位，以計測發生於心軸(2)的負荷，其特徵為：有關於將發生於心軸(2)之負荷的計測值F變換成發生於輪胎的不平衡量B的負荷變換參數C，依據進行不平衡計測的狀態下的裝置之固有振動數與固有振動模式，算出負荷變換參數C。

Description

輪胎平衡檢查裝置之校正方法及輪胎平衡檢查裝置
本發明是關於一種檢測出發生於旋轉輪胎時的不平衡負荷(不平衡力)的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，尤其是，關於一種精度優異地計測不平衡之技術。
在輪胎的生產線上，測定發生於旋轉輪胎時的不平衡負荷(不平衡力)的檢查係使用輪胎平衡檢查裝置來進行。測定該平衡力，是將被固定於心軸的輪胎予以旋轉驅動，並將發生於輪胎的變動力作為負荷波形加以測定者。
在第1圖及第2圖，表示被揭示於專利文獻1、專利文獻2的代表性的輪胎平衡檢查裝置的模式圖。如此些圖式所示地，經由輪圈安裝好輪胎的心軸是旋轉驅動自如地被支撐，而將在旋轉時發生於輪胎的不平衡負荷的大小、方向、旋轉相位，以裝置所配備的上下兩具測力傳感器(load cell)來檢測，並依據在該輪胎平衡檢查裝置所得到的檢測值來測定輪胎之不平衡負荷。
在考量此些輪胎平衡檢查裝置的力學關係之 際，在輪胎之上表面施加負荷B1、在輪胎之下表面施加負荷B2之際，以兩具測力傳感器所檢測的檢測負荷F1及F2，是可由負荷與力矩的靜態平衡，表示成如式(1)所示。又，a、b、c如第1圖所示地，為由平衡檢查裝置之下端對各部之距離。
[數1]F 1+F 2+B 1+B 2=0 aF 1+(b+c)B 1+bB 2=0‧‧‧(1)
由式(1)，整理不平衡負荷B1、B2與計測負荷F1、F2之間的關係，則成為式(2)。
作為求出該式(2)之行列C(稱為變換行列C，或是負荷變換參數C)的方法，也有在輪圈上設置質量已知的嘗試重錘之狀態下施以旋轉，並由依該嘗試重錘所致之不平衡負荷及依測力傳感器所致之計測負荷的關係來算出的方法。
若能夠精確地求出該式(2)之行列C，則由所計測的負荷F1及F2能夠精確地算出不平衡力B1、B2。將精確地求出變換行列C，稱為變換行列C之校正或是輪胎試驗裝置之校正等。
(先前技術文獻) (專利文獻)
專利文獻1：日本特開平4-172227號公報
專利文獻2：日本特開2011-128097號公報
可是，一般性的輪胎平衡裝置，是提高旋轉軸的支撐部之剛性，其固有振動數作為比測定旋轉速度還要高之數值的動態形式的動態平衡試驗機。在該輪胎平衡檢查裝置中，為了於心軸之上端安裝輪圈或是輪胎等具有重量的構件，使重量部位於支撐部之外側的懸垂構造。在懸垂構造中，即使提高支撐部的剛性，固有振動數也會變低，成為怎麼也不能忽略施加於平衡負荷的算出結果的固有振動數之影響。
例如，第3圖是表示心軸的旋轉頻率隨著接近於檢查裝置的固有振動數，使固有振動數之影響會怎麼樣地增加者。
如第3圖所示地，心軸的旋轉頻率比隨著接近於檢查裝置的固有振動數，由輪胎所發生的實際之不平衡力還被放大的數值在計測部被觀測。在第3圖中，當心軸的旋轉頻率接近於檢查裝置的固有振動數之50%(橫軸之數值為0.5)，則比靜態狀態時被放大30%左右的負荷以檢測負 荷F被計測。亦即，如上所述地，在以力之平衡與力矩之平衡所求出的變換行列C，並未包含依固有振動所致之放大效果，因此計測值因固有振動所增加的分量會成為誤差。
當然，若將在算出變換行列C之校正實驗的心軸之旋轉數、及在實際上計測輪胎平衡的檢查之旋轉數作成同一，則因在依固有振動數之影響所致之發生負荷的放大分量也被包括的形式求出變換行列C，因此計測精度上不會有影響。
然而，因裝置的固有振動數會因輪圈之大小或是位置變更而改變，因此變換行列C也會改變。因而，必須因應於各種輪圈狀態，事先求出多數之變換行列，而會顯著地降低檢查之時間或效率。
本發明，是鑑於上述問題而創作者，提供一種輪胎平衡檢查裝置之校正方法及輪胎平衡檢查裝置作為目的；該輪胎平衡檢查裝置之校正方法及輪胎平衡檢查裝置，是即使檢查裝置之固有振動數有所變化時，也不需要再一次的校正作業，就能精度優異地算出輪胎不平衡。
為了解決上述課題，本發明的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，是採取以下的技術手段。
亦即，本發明的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，是具有：心軸、及負荷計測部； 該心軸，是能夠裝設輪胎的輪圈被設置於上部，且使上述輪圈繞朝向垂直方向的旋轉軸周圍旋轉，該負荷計測部，是設置於對上述心軸之軸向離間的預定之兩部位，以計測發生於上述心軸的負荷，其特徵為：有關於將發生於上述心軸之負荷的計測值變換成發生於上述輪胎的不平衡量的負荷變換參數，依據進行不平衡計測的狀態下的裝置之固有振動數與固有振動模式，算出上述負荷變換參數。
本案發明人，是發現了若因應於依輪圈之直徑、寬度而變更的固有振動數之狀態算出適當的負荷變換參數C，也不必每次進行校正作業就可以，而完成了本發明。
又，較理想，是利用在上述兩部位的負荷計測部所計測的上述計測值的比率，算出上述負荷變換參數。
又，較理想，是事先求出不受固有振動之影響的參數亦即基準變換參數A，使用上述基準變換參數算出上述負荷變換參數。
又，較理想，是在上述輪圈設置質量為已知且在旋轉時所發生的不平衡量B亦為已知的校正用砝碼， 計測：在使上述校正用砝碼旋轉之際所發生的不平衡力、及在上述兩部位之負荷計測部所計測的計測值、及上述旋轉軸之固有振動數及固有振動模式， 依據所計測的上述不平衡力與上述計測值與上述固有 振動數及上述固有振動模式，求出上述基準變換參數。
又，較理想，是在計測上述旋轉軸之固有振動數及固有振動模式之際，在將上述輪胎安裝於上述輪圈之狀態下對上述輪胎施加振動。
另一方面，本發明的輪胎平衡檢查裝置，其特徵為具備：心軸、負荷計測部、不平衡算出部；該心軸，是能夠裝設輪胎的輪圈被設置於上部，且使上述輪圈繞朝向垂直方向的旋轉軸周圍旋轉，該負荷計測部，是設置於對上述心軸之軸向離間的預定之兩部位，以計測發生於上述心軸的負荷，該不平衡算出部，是使用由上述負荷計測部所得到之發生於心軸的負荷的計測值F，進行如上述的校正方法。
依照本發明的輪胎平衡檢查裝置之校正方法及輪胎平衡檢查裝置，即使檢查裝置之固有振動數有所變化時，也不需要再一次的校正作業，就能精度優異地算出輪胎不平衡。
1‧‧‧輪胎平衡檢查裝置
2‧‧‧心軸
3‧‧‧器殼
4‧‧‧軸承部
5‧‧‧測力傳感器(負荷計測部)
6‧‧‧固定框架
7‧‧‧驅動用馬達
8‧‧‧不平衡算出部
T‧‧‧輪胎
第1圖是表示本發明的輪胎平衡檢查裝置的模式圖。
第2圖是表示對輪胎平衡檢查裝置施加負荷之方式的圖式。
第3圖是表示對輪胎平衡檢查裝置之旋轉數的應答倍率之變化的圖式。
第4A圖是表示發生於輪胎平衡檢查裝置的1次振動模式之發生狀態的模式圖。
第4B圖是表示發生於輪胎平衡檢查裝置的2次振動模式的模式圖。
第5圖是表示一自由度振動系統的振動模型的圖式。
第6圖是表示發生於輪胎平衡檢查裝置的振動與固有振動數之關係的圖式。
第7圖是表示校正作業之次序的流程圖。
第8圖是表示使用在校正作業所求出的負荷變換參數以計測輪胎之平衡的次序的流程圖。
第9A圖是表示施加於校正作業時的負荷與該負荷所作用之位置之關係的圖式。
第9B圖是表示施加於計測輪胎的平衡之際的負荷與該負荷所作用之位置之關係的圖式。
以下，將本發明的實施形態依據圖式加以說明。
將本發明的輪胎平衡檢查裝置1依據圖式說明如下。
本實施形態的輪胎平衡檢查裝置1，是測定發生於旋轉輪胎T時的平衡力(不平衡力)的檢查裝置。
如模式地表示於第1圖所示地，輪胎平衡檢查裝置 1，是具備：心軸2、及器殼3；該心軸2是將輪胎T予以保持，該器殼3是以繞軸心旋轉自如的方式支撐該心軸2。
心軸2(旋轉軸)，是軸心朝向上下之棒體，在其上端部，形成有朝向徑外側領環狀地突出的輪圈(省略圖示)。該輪圈，是形成對照於輪胎T之內周的外直徑，作成從內周側能夠保持輪胎T。器殼3，是具備比心軸2之外直徑還要大的內直徑的圓筒體，經由設置於該圓筒體之內壁的上下一對軸承部4，旋轉自如地支撐心軸2。該器殼3，是經由能夠計測1方向的力成分(參照第1圖)的測力傳感器5(荷重計測部)被連結於固定框架6。又，在第1圖之例子中，器殼3是經由上下一對測力傳感器5被安裝於固定框架6。
對上述的心軸2是驅動用馬達7的旋轉驅動力經由皮帶被傳動，其結果，使得心軸2繞上下軸心周圍旋轉。
發生於旋轉中的輪胎T的平衡負荷，是在測力傳感器5(荷重計測部)被計測，並作為不平衡負荷(不平衡力)的波形信號被傳送至不平衡算出部8。又，兩部位之測力傳感器5，是依從輪胎T所發生的偏心所致之不平衡力中，各別測定表示於第2圖之方向的負荷F1、F2。
不平衡算出部8，是依據以作為測定部之測力傳感器5所測定的負荷F1、F2與變換行列C(負荷變換參數C)，算出輪胎T的平衡負荷B1、B2者，該不平衡算 出部8，是以電腦等所構成。
以下，針對於在該不平衡算出部8所使用的變換行列C之導出，詳細地加以說明。
在考量該等輪胎平衡檢查裝置1的力學關係之際，於輪胎之上表面施加負荷B1，而於輪胎之下表面施加負荷B2之際，以兩具測力傳感器5所檢測出的檢測負荷F1及F2，是由負荷與力矩的平衡能夠表示如式(1)所示。又，a、b、c，是如第1圖，來自輪胎平衡檢查裝置1之下端至各部的距離。
[數3]F 1+F 2+B 1+B 2=0 aF 1+(b+c)B 1+bB 2=0‧‧‧(1)
由式(1)，整理不平衡負荷B1、B2與計測負荷F1、F2之間的關係，則成為式(2)。
該式(2)是依據靜態平衡被計算者，並不是考量動態平衡者。因此，在傳統之輪胎平衡檢查裝置1中，將各參數作為未知數，而藉由校正實驗求出在下式(3)被定義的變換行列C。
進行變換行列C之校正時，則使用負荷為已知的n個砝碼進行實驗，得到如下的n個實驗資料。
又，作為實驗資料所得到的平衡力B或是計測負荷F，是以複素數所表現而如式(4)或是式(5)所示地被記述。式中之Re是實部、Im是虛部、n是2以上的整數。
將如此所得到的平衡力B或是被計測的負荷F，代入至相當於最小平方法的以下之疑似逆行列的式(6)，就能夠求出上述的變換行列C。
[數7]C=BF T (FF T ) -1 ‧‧‧(6)
又，不平衡的評價位置依輪圈的寬度或是大小等的變化而變更時，進行如下的補正。
亦即，如第9A圖及第9B圖所示地，將作成如此所進行的校正實驗時的砝碼之位置作為b0、c0，或是將其時 的變換行列作為C0，實際上將評價輪胎平衡(不平衡)之際的位置作為b、c，則實際之變換行列C，是以式(7)表示。
若使用如此所求出的變換行列C，則在輪胎平衡檢查中變更輪胎或是輪圈的尺寸時，依據以測力傳感器5所測定的計測負荷F，就能夠算出輪胎T的不平衡負荷B。
可是，在本發明的校正方法中，作成如下地算出校正行列C。
首先，與上述式(3)同樣地，將各參數為未知數的變換行列C考量表示於式(8)。
其次，計測檢查裝置1的固有振動數與固有振動模式。
算出固有振動數是頻率分析計測負荷F的實驗資料所進行，又固有振動數是將該實驗資料分離成1次成分(表示於第4A圖的成分)與2次成分(表示於第4B圖的成分)而分別被求出。
還有，固有振動模式，是在各成分的固有振動數中，表現作為以上側的測力傳感器5所計測的計測負荷F1與以下側的測力傳感器5所計測的計測負荷F2的振幅比r(=F2/F1)。
由此些之固有振動數f與固有振動模式r，算出計測值的應答擴大係數α與模式分離行列R。
具體而言，固有振動數及固有振動模式，是使用隨著輪胎的急遽之膨脹(inflation)所產生的振動、或是使用鐵錘等治具而意圖性地產生的振動，且藉由FFT等的頻率分析被求出。應答擴大係數α與模式分離行列R，是如式(9)的方式被求出。
又，如上所說明的f是輪胎的旋轉數，f1是1次成分的固有振動數，f2是2次成分的固有振動數。又，r1、r2是在振動數f1、f2之計測負荷F1與F2之比率，r1是1次成分的固有振動模式，r2是2次成分的固有振動模式。
若使用如此所求出的1次應答擴大係數α1、2次應答擴大係數α2、模式分離行列R1及2次模式分離行列R2，則校正實驗資料的計測負荷F1、F2的1次模式成分與2 次模式成分被導出。
然後，將成為變換行列C的基準參數的行列Ast，使用變換後的負荷F1st、F2nd與不平衡負荷B(不平衡負荷)，以式(10’)進行計算。
該Ast，是如式(11)所示地，相當於輪胎平衡檢查裝置1的固有振動數充分地高，計測負荷F1、F2不會受到因固有振動數所致之動態影響時的變換行列的逆行列。作成記憶該Ast。
又，施加動態效果的實際之變換行列，是成為如式(11’)。
[數14]C=[(E+α 1 R 1 +α 2 R 2 )A st ] -1 ‧‧‧(11’)
又，若輪圈的寬度或是直徑改變，而輪胎平衡檢查裝置1的固有振動特性改變時，則使用重新所計測的固有振動數與振動模式，求出應答擴大係數α1’、α2’或是模式分離行列R1’、R2’，而以下式(12)來計算平衡負荷就可以。
[數15]C'=[(E+α 1 'R 1 '+α 2 'R 2 ')A st ] -1 ‧‧‧(12)
又，不平衡評價位置變更時，利用式(7)之計算，也能夠對應於任意之輪圈尺寸、輪圈寬度。
以下，使用有限要素法(FEM)，來驗證本發明的校正方法的效果。
使用於解析的輪胎試驗裝置(輪胎平衡檢查裝置1)，是上述的a、b、c(表示於第2圖中的a、b、c)的距離為作成a=180mm、b=555mm、c=165mm者，將心軸2作為橫樑要素、將器殼3作為剛體要素、將測力傳感器5與軸承部4作為彈簧要素予以模型化者。又，裝置全體之質量是作為大約400kg。
首先，以固有值解析來計算1次固有振動數f1、2次固有振動數f2、1次振動模式r1、2次振動模式r2。接著，作為不平衡負荷B1、B2以7.5Hz給予表示於表1的加振力，此時求出在兩具測力傳感器5所發生的負荷 F1、F2。使用如此所得到的負荷F1、F2，利用表示於式(3)至式(6)的習知方法進行校正，而且利用表示於式(8)至式(12)的本發明方法進行校正。將結果表示於表2及表3。
表2，是將施加於上輪圈的質量增加80kg時求出不平衡負荷(平衡負荷B1、B2)者。在使用習知的 校正方法時，本來應表示如表1的(b)所示的數值，惟如表2(c)之習知例所示地會產生最大18%左右的誤差。然而，使用本發明的校正方法，誤差是最大也成為1.1%，被抑制成比習知之方法還要小。
又，表3是在將上輪圈之長度延長200mm時所求出的不平衡負荷者。在使用習知之校正方法時，如表2(c)下側所示地產生最大6.4%左右的誤差。然而，若使用本發明的校正方法，誤差是最大也成為0.5%，而知道被抑制成比習知之方法還要小。
由此，藉由使用上述的校正手段，判斷比習知之方法能夠正確地求出平衡負荷B。
其次，使用第7圖，具體地說明求出加上固有振動之影響的變換行列C的方法，換言之，說明本發明的校正次序。
(步驟1)
首先，準備代表性的輪胎(校正用的輪胎)，並將該輪胎經由輪圈安裝於心軸2的上端側。之後，對所被安裝的輪胎送入空氣，並使輪胎膨脹(inflation)。
(步驟2)
使用測力傳感器5等計測隨著膨脹所發生的輪胎的振動。又，在膨脹時的振動小時，使用鐵錘等之打擊工具發生振動也可以。
(步驟3)
對被計測的膨脹時或是打擊時的振動資料依據傅里葉 變換(FFT)進行振動解析，算出安裝有輪胎的狀態下的1次固有振動數f1與2次固有振動數f2。還有，由各固有振動數的模式負荷的數值算出1次振動模式r1與2次振動模式r2。又，由上述式(9)算出應答擴大係數α1、α2與模式分離行列R1、R2。
(步驟4)
未安裝校正重錘下，運轉輪胎平衡檢查裝置1，以計測成為差分資料之基準的計測資料F0。
(步驟5)
其次，安裝重量為已知的校正重錘進行輪胎平衡檢查，得到以測力傳感器5所計測的計測負荷F與不平衡負荷B的資料。
(步驟6)
判斷在步驟5所得到的實驗資料之資料數是否達到預定之實驗次數n。所得到之資料數未達到預定之實驗次數n時，則移行至步驟7，而所得到之資料數達到預定之實驗次數n時，則移行至步驟8。
(步驟7)
在步驟7中，變更校正重錘的安裝位置，再回到步驟5以採集取新位置(不相同的實驗條件)的實驗資料。
(步驟8)
在步驟8中，計算所得到的n個計測資料、與在步驟4所求得的計測資料F0之間的差分。
(步驟9)
將在步驟3所求出的應答擴大係數α1、α2與模式分離行列R1、R2、及在步驟8所求出的n個差分資料代入至式(10’)，算出行列(基準變換行列)Ast。
(步驟10)
最後，記憶所得到的行列Ast與算出行列Ast之際的b0、c0，完成校正作業。
其次，使用如此所算出的行列(基準變換行列)Ast而將實際上計測輪胎平衡的次序使用第8圖加以說明。
(步驟11)
與上述之校正作業的步驟1同樣地，準備進行平衡之計測的輪胎，並將該輪胎經由輪圈安裝於心軸2的上端側。
(步驟12)
與步驟2同樣地，使用測力傳感器5等計測隨著膨脹或是打擊所發生的輪胎之振動。
(步驟13)
對被計測的振動資料依據傅里葉變換(FFT)進行振動解析，算出安裝有輪胎的狀態下的1次固有振動數f1與2次固有振動數f2。還有，由各固有振動數的模式負荷的數值算出1次振動模式r1與2次振動模式r2。又，由式(9)算出應答擴大係數α1、α2與模式分離行列R1、R2。
(步驟14)
由記憶體等叫出在上述的校正作業所求出的基準變換行列的行列Ast、及該基準變換行列所求出之際的距離資料b0、c0，代入至式(7)求出變換行列C’。
(步驟15)
其次，旋轉安裝之輪胎，將計測負荷F予以計測。該計測負荷F，是作為如上述的式(5)所示的行列所給予。
(步驟16)
與上述的步驟8同樣地，算出與事先求出的F0之差分，並去除裝置的不平衡或是輪圈的偏心等所由來的誤差負荷。
(步驟17)
依據在步驟16被去除誤差負荷的計測負荷F之資料、及在步驟14所得到的變換行列C’，算出輪胎的不平衡負荷B。
如上述地在不平衡算出部8中，依據固有振動數與固有振動模式之數值所求出的變換行列C，是考慮固有振動數之變化者，成為不會受到固有振動數之變化的影響而從檢測負荷F正確地導出不平衡負荷B者。因此，使用此種變換行列C，即使輪胎或是輪圈之大小有所變化時，也不會再進行校正作業，成為能夠精度優異地算出輪胎的不平衡。
以下，將本發明的變換行列C的理論上的導出過程，換言之，將變換行列C的具體上的導出方法，按 照次序說明如下。
首先，將變換行列C的逆行列C-1，在以後作為行列A(變換行列A)。亦即，該行列A是能夠表現如式(13)。
式(13)之F1、F2，是以上下的測力傳感器5所計測的負荷資料，包括依存於旋轉數的成分(頻率成分)。因此，在式(13)之行列A也包括有依固有振動所致之應答增加之影響。該行列A是仿照式(6)，由n個校正實驗資料能夠算出如次式(14)。
[數17]A=FB T (BB T ) -1 ‧‧‧(14)
如第6圖所示地，計測負荷F1、F2，是以在各頻率的1次與2次的應答曲線的總和被表示。當將在各固有振動數f1、f2的F1、F2的比率(=F2/F1)作為固有振動模式r1、r2，則由兩個模式負荷Fm1、Fm2以下式(15)能夠表示計測負荷F1、F2。
由該式(15)，模式負荷Fm1、Fm2是如下式(16)被表示。
在此，計測負荷F1、F2之1次模式成分F1，1st、F2，1st、及2次模式成分F1，2nd、F2，2nd是能夠分別以下式(17)、式(18)算出。
又，此些兩個模式負荷的總和，是如式(19)所示地成為計測負荷F1、F2。
其次，將計測負荷F1、F2分離成計測負荷F的1次成分F1st及2次成分F2nd進行評價。首先，將計測負荷F的1次成分F1st使用下一變換行列A1st如以下地表現。
以n個校正實驗資料為基礎，藉由式(17)來變換計測負荷F1，則F1st被算出。其次，依據在校正實驗所給予的不平衡負荷B1與F1st之關係，算出變換行列A1st。
將如此所求出的變換行列A1st，分成靜態係數行列Ast(基準變換參數Ast)與依動態效果所致之增分的行列Ady而如式(21)地表示。
其次，如第5圖所示地，若考量輪胎平衡檢查裝置1在1自由度振動系統進行振動，1自由度振動系統的運動方程式是將作用負荷作為D，將應答量作為x而以下式(21’)表示。又，應答負荷是在位移x僅施加彈性剛性k之故，因而以x處理也可以。
若將靜態位移作為x0(=D/k)，則在某一振動數f的應答x，是使用固有振動數f0而以下式(22)表 示。
因應答x對於靜態位移x0的增加分量是x-x0，因此其增加分量是作為對於x0之比率而以下式(23)表示。將該值作為α。
式(18)之Ady，1st，是由Ast，1st與1次模式的α 1以下式(24)表示。
[數28]A 1st =A st,1st +α 1 A st,1st ‧‧‧(24’)
因此，由式(20)、式(21)、式(24)、式(24’)，1次模式的變換行列Ast，1st與Ady，1st，是可如下式(25)所示地求出。
同樣地，2次模式的變換行列，是能夠如下式(26)所示地算出。
在合成1次模式與2次模式的全體系統中，以下式(27)表示。
由該式所算出的行列Ast，相當於靜態基準變換行列。該行列Ast，是既然由旋轉體所構成的測定部的支撐剛性無變化，並未依輪圈或輪胎之質量、或是輪圈位置而成為一定數值。因此，事先求出該行列Ast，若加以記憶，實際上計測平衡負荷之際成為基準之行列。
又，如上所述地實施校正實驗，在求出行列Ast或是行列Ady的狀態下，以式(3)被定義的變換行列C，是利用下式(28)能夠求出。
[數32]C=(A st +A dy ) -1 ‧‧‧(28)
其次，固有振動數因輪胎或輪圈之質量、或是輪圈寬度之變化等而變化時的變換行列T的算出方法加以說明。
在實際上旋轉輪胎而計測其不平衡負荷之前，利用上述之方法求出檢查裝置的固有振動數f1’與f2’、固有振動模式r1’與r2’。由此些固有振動數與固有振動模式，並由式(23)算出動態放大係數α1’與α2’，又由式(17)、(18)算出模式變換行列的R1’與R2’。
針對於在實際運轉的輪胎不平衡負荷B、及計測負荷F’之關係，除掉因固有振動所致之動態效果的靜態成分，為使用以校正實驗求出的靜態基準變換行列Ast而以下式(29)表示。
該靜態負荷Fst，是由現在的固有振動數狀態的模式變換行列R’，如式(30)地能夠分離成1次與2次的模式負荷。
又，各模式的動態負荷成分是利用靜態負荷成分之α’倍被算出。
計測負荷F’，是成為靜態負荷F’st與兩個動態負荷F’dy，1st、F’dy，2nd的合成數值之故，因而使用式(29)至(31)，而以下式(32)被表示。
因此，變換行列C’，是將E作為單位行列並能夠利用下式(33)算出。
[數37]C'=[(E+α 1 'R 1 '+α 2 'R 2 ')A st ] -1 ‧‧‧(33)
還有，利用該變換行列C所計算的輪胎不平衡負荷B，是並不依存實際的輪圈位置，成為在實施校正實驗時的輪圈位置(第9A圖的b0、c0)的評價值。因此，使用表示於如下的方法進行補正。首先，如第9A圖所示地，將校正實驗時的輪圈位置作為b0、c0。將在該位置所算出的負荷B變換成表示於第9B圖的實際運轉時的 輪圈位置b、c的數值。
在第9A圖、第9B圖中，因在基準位置的負荷F與力矩M是成為相等，因此，在利用式(33)所求出的B10、B20與實際之輪圈位置的B1、B2有如下的關係式。
[數38]B 1+B 2=B 10+B 20、(b+c)B 1+bB 2=(b 0+c 0)B 10+b 0 B 20‧‧‧(34)
由該式，求出下式。
當在下式的基準位置的輪圈位置上的平衡負荷B1、B2代入式(36)，則得到下式(36)。
因此，也考慮到輪圈寬度等之變化的影響的最後性的變換行列C”，是藉由下式被算出。
[數41]C"=TC'=T[(E+α 1 'R 1 '+α 2 'R 2 ')A st ] -1 ‧‧‧(37)
最後，在與基準位置b0、c0不相同的位置進 行校正實驗時，針對於將其結果換算成基準位置的基準變換行列Ast的方法加以說明。首先，利用校正實驗算出與基準不相同的位置關係的靜態基準換算行列A’st。輪胎不平衡B與計測負荷的靜態分量Fst是有如下之關係。
在該式代入式(30)，
因此，在基準位置的靜態基準換算行列Ast是在下式被求出。
[數44]A st =A' st T‧‧‧(40)
為了提高變換行列之精度，在複數之輪圈位置狀態下進行校正實驗，將此些結果全部置換成基準位置的換算行列，作成平均化較理想。
又，應理解這次所揭示的實施形態是在所有內容上為例示而非為具限制性者。尤其是，在這次所揭示的實施形態中，明示地未揭示的事項，例如：運轉條件或是作業條件、各種參數、構成物的尺寸、重量、體積等，是並未超 越熟悉該項技術者通常實施之範圍者，若為一般的熟悉該項技術者，採用能夠容易地設定的數值。
為了說明上述的校正方法，例示利用測力傳感器5進行負荷計測的輪胎平衡檢查裝置1。然而，本發明的校正方法，是對於計測表示於第2圖的X1、X2位置的利用位移感測器或速度感測器或是加速度感測器等所得到的位移信號、速度信號、加速度信號的輪胎平衡檢查裝置，也能夠以同一的要領或次序實施。
將本案發明詳細地或參照特定之實施形態加以說明，惟在未超越本發明之精神與範圍內能夠施加各式各樣的變更或修正是對於熟習該項技術者所熟悉。
本案發明，是依據2012年4月13日所申請的日本專利申請(特願2012-092068)者，其內容是在此作為參照而被取入。
1‧‧‧輪胎平衡檢查裝置
2‧‧‧心軸
3‧‧‧器殼
4‧‧‧軸承部
5‧‧‧測力傳感器(負荷計測部)
6‧‧‧固定框架
7‧‧‧驅動用馬達
8‧‧‧不平衡算出部
T‧‧‧輪胎

Claims (6)

  1. 一種輪胎平衡檢查裝置之校正方法，是具有：心軸、及負荷計測部；該心軸，是能夠裝設輪胎的輪圈被設置於上部，且使上述輪圈繞朝向垂直方向的旋轉軸周圍旋轉，該負荷計測部，是設置於對上述心軸之軸向離間的預定之兩部位，以計測發生於上述心軸的負荷，其特徵為：有關於將發生於上述心軸之負荷的計測值變換成發生於上述輪胎的不平衡量的負荷變換參數，依據進行不平衡計測的狀態下的裝置之固有振動數與固有振動模式，算出上述負荷變換參數。
  2. 如申請專利範圍第1項所述的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，其中，利用在上述兩部位的負荷計測部所計測的上述計測值的比率，算出上述負荷變換參數。
  3. 如申請專利範圍第1項或第2項所述的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，其中，事先求出不受固有振動之影響的參數亦即基準變換參數，使用上述基準變換參數算出上述負荷變換參數。
  4. 如申請專利範圍第1項或第2項所述的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，其中，在上述輪圈設置質量為已知且在旋轉時所發生的不平衡量亦為已知的校正用砝碼， 計測：在使上述校正用砝碼旋轉之際所發生的不平衡力、及在上述兩部位之負荷計測部所計測的計測值、及上述旋轉軸之固有振動數及固有振動模式，依據所計測的上述不平衡力與上述計測值與上述固有振動數及上述固有振動模式，求出基準變換參數。
  5. 如申請專利範圍第1項或第2項所述的輪胎平衡檢查裝置之校正方法，其中，在計測上述旋轉軸之固有振動數及固有振動模式之際，在將上述輪胎安裝於上述輪圈之狀態下對上述輪胎施加振動。
  6. 一種輪胎平衡檢查裝置，其特徵為具備：心軸、負荷計測部、不平衡算出部；該心軸，是能夠裝設輪胎的輪圈被設置於上部，且使上述輪圈繞朝向垂直方向的旋轉軸周圍旋轉，該負荷計測部，是設置於對上述心軸之軸向離間的預定之兩部位，以計測發生於上述心軸的負荷，該不平衡算出部，是使用由上述負荷計測部所得到之發生於心軸的負荷的計測值，進行如申請專利範圍第1項或第2項所述的校正方法。
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