平板式動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)的算法設(shè)計(jì)

郁峰

摘 要： 目前國(guó)內(nèi)對(duì)于超載超限車輛的治理和執(zhí)法普遍采用板式和條狀傳感器作為感知元件的動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)。鑒于這兩種動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)受車輛自身振動(dòng)信號(hào)的干擾，且沒有一種行之有效的濾波算法進(jìn)行徹底濾除，導(dǎo)致稱重誤差偏大、不能完全滿足超載超限執(zhí)法對(duì)稱重精度的要求。因此本文從車輛自身振動(dòng)產(chǎn)生的原因分析入手，針對(duì)性的對(duì)平板式動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)提出解決方案。

關(guān)鍵詞： 板式傳感器;條狀傳感器;動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng);振動(dòng);平板式動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)

【中圖分類號(hào)】TH715.12???? 【文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼】B???? 【文章編號(hào)】1674-3733（2020）17-0212-02

1 車輛振動(dòng)與荷載研究

車輛在路面上行駛，輪胎對(duì)路面產(chǎn)生的作用除了車輛、貨物的重力外，還有汽車振動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)沖擊力[21]等。這些力隨路況、交通工具狀況不同而變化，其中有豎向力、橫向力和縱向力等。如何消除各種干擾力的影響，得到真實(shí)的汽車重量信號(hào)，成為了平板式動(dòng)態(tài)稱重研究的核心問題。

1.1 車輛運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分析

對(duì)于動(dòng)態(tài)荷載測(cè)量而言，測(cè)量的對(duì)象就是車輛由于運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)輪胎力。動(dòng)態(tài)輪胎力是由車輛運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的，所以我們首先來研究車輛的動(dòng)態(tài)狀態(tài)對(duì)動(dòng)態(tài)荷載測(cè)量的影響。汽車運(yùn)動(dòng)，狹義來講，只是沿其行駛方向移動(dòng);廣義來講，則不僅僅只是沿行駛方向移動(dòng)，而是在所有方位上都存在著各種不同形式的運(yùn)動(dòng)。運(yùn)動(dòng)是力存在的表現(xiàn)形式。有運(yùn)動(dòng)就有力的存在，這些力將影響動(dòng)態(tài)荷載測(cè)量系統(tǒng)的準(zhǔn)確性。

圖1 簡(jiǎn)化的車輛運(yùn)動(dòng)模型

如圖 1 所示長(zhǎng)方體被稱物體 （包括汽車和載貨）用一平行六面體代表。當(dāng)它在動(dòng)態(tài)下通過稱臺(tái)時(shí)可以導(dǎo)致幾個(gè)方向的運(yùn)動(dòng)：沿X，Y，Z各軸移動(dòng);圍繞X，Y，Z 各軸轉(zhuǎn)動(dòng)。在 X軸上的滾動(dòng)，表示車軸重量從軸的一側(cè)向另一側(cè)轉(zhuǎn)移;在Y軸 上俯仰，表示在車軸重量從前軸向后軸移;在 Z軸上旋轉(zhuǎn)，表示在 XOY面的移動(dòng)。伴隨這些運(yùn)動(dòng)必然引起相應(yīng)的力，它們之間的相互作用和影響，使要求的重力即沿 Z軸向下的力受到嚴(yán)重干擾，其變化波動(dòng)不斷，給稱重帶來了極大的麻煩。為了獲得較為理想的結(jié)果，除了要充分估計(jì)各干擾因素所造成的效應(yīng)后果外，還應(yīng)針對(duì)要害采取行之有效的對(duì)策。

1.2 車輛動(dòng)態(tài)荷載分析

設(shè)有車輛荷載沿X軸以勻速 V運(yùn)動(dòng)，車輛對(duì)路面的作用力

F（x，t，V）=P0（t） δ（x-Vt）

P0（t）：稱為動(dòng)力荷載，它由穩(wěn)態(tài)荷載P1（t）和動(dòng)態(tài)（或瞬態(tài)）荷載P2（t）組成;

P1（t）：是車輛自身重量引起，也是本文需要求出的;

P2（t）：產(chǎn)生的因素很多，但主要是由車輛自振引起：

如果為了描述車輛的振動(dòng)情況，但又不希望過于復(fù)雜，那么可用簡(jiǎn)諧振動(dòng)的荷載來進(jìn)行分析; 隨機(jī)振動(dòng)荷載是比較完善的模型，實(shí)際應(yīng)用中可用：

P2（t）=∑∞k=1Aksin（kωt+θk）

由此可以得出重量信號(hào)的數(shù)學(xué)模型為：

Y（t）=M+P2（t）

M——穩(wěn)態(tài)載荷;

k——噪聲包含正弦分量的個(gè)數(shù);

Ak——各正弦分量的幅值;

θk——各正弦分量初始相位;

對(duì)于車輛稱重中自振的低頻周期干擾研究已經(jīng)非常多，而且大部分車輛的振動(dòng)頻率都在1-6（Hz）的低頻范圍內(nèi)。鑒于一般動(dòng)態(tài)稱重系統(tǒng)都安裝于國(guó)省道路上，車流量大、車速快。因此稱重儀在計(jì)算重量的過程中算法不能過于復(fù)雜而占用太多的時(shí)間。本論文規(guī)定了一些參數(shù)，采樣頻率為5Khz，取樣樣本為每間隔10ms取一個(gè)數(shù)據(jù)，取7個(gè)樣本。每輛車只取一次諧波。根據(jù)所述參數(shù)建立數(shù)學(xué)模型就相對(duì)簡(jiǎn)單了，數(shù)學(xué)模型簡(jiǎn)化為：

Y（t）=M+Asin（2πft+θ）

表1為7組采集樣本數(shù)據(jù)：

把7個(gè)樣本數(shù)據(jù)和1-6 （Hz）的6個(gè)頻率依次代入模型中利用最小二乘法擬合出M、A、θ等參數(shù)，最后對(duì)不同頻率擬合出來的曲線做偏差平方和，取偏差平方和最小的那組參數(shù)做為我們所要求的精度最高的穩(wěn)態(tài)載荷。

通過圖2計(jì)算流程最終得出本車輛在自振頻率為5Hz情況下，也就是：

Y（t）=M+Asin（10πt+θ）

公式擬合最接近實(shí)測(cè)波形平方差和最小，曲線擬合如圖4.11：

T=∑0.06t=0[f（t）-Y（t）]2

通過以下方程組就可以求解出M、A、C的值。

TM（M，A，C）=0

TC（M，A，C）=0

TA（M，A，C）=0

擬合結(jié)果參數(shù)：

M=6312;A=-556;θ=-0.873π;

由參數(shù)得出完整公式：

Y（t）=6312-556sin（10πt-0.873π）

其中M為車輛的真實(shí)重量即6312Kg。以上實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)由江西贛州的點(diǎn)位測(cè)試得來，測(cè)試車輛為2軸重量6.46噸卡車，相比誤差為-2.29%，符合國(guó)標(biāo)5級(jí)精度。由此說明本設(shè)定條件和算法擬合公式符合車輛動(dòng)態(tài)稱重的精度要求。

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