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一種秤前減速帶合理位置的計算方法.pdf

摘要
申請專利號:

CN201510664528.3

申請日:

2015.10.14

公開號:

CN105205284A

公開日:

2015.12.30

當前法律狀態:

撤回

有效性:

無權

法律詳情: 發明專利申請公布后的視為撤回IPC(主分類):G06F 17/50申請公布日:20151230|||實質審查的生效IPC(主分類):G06F 17/50申請日:20151014|||公開
IPC分類號: G06F17/50 主分類號: G06F17/50
申請人: 長安大學
發明人: 趙軒; 余強; 唐自強; 王鵬; 王棟梁; 鹿靜; 蘇楠
地址: 710064 陜西省西安市南二環中段33號
優先權:
專利代理機構: 西安通大專利代理有限責任公司 61200 代理人: 徐文權
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法律狀態
申請(專利)號:

CN201510664528.3

授權公告號:

||||||

法律狀態公告日:

2018.10.09|||2016.01.27|||2015.12.30

法律狀態類型:

發明專利申請公布后的視為撤回|||實質審查的生效|||公開

摘要

本發明公開了一種秤前減速帶合理位置的計算方法,本發明針對不同截面形狀和尺寸的秤前減速帶的合理位置進行尋優計算,從而解決秤前減速帶位置不合理設置所帶來的稱重精度及有效抑制不規范操作的矛盾,實現既能有效避免駕駛員不規范的過秤操作行為(跳秤、沖秤),同時又不影響車輛動態稱重的精度。

權利要求書

權利要求書
1.  一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,包括以下步驟:
步驟一,將秤臺稱量動力學模型簡化為一個單自由度稱量動力學模型,再根據汽車動態稱重系統AsTME1318-94標準中關于車速0-16km/h內的汽車軸載荷動態稱重精度的要求,當車輛的輪軸載荷變化在±4%之間時,即認為達到稱重系統動態精度要求,因此當秤臺承載器的振動加速度在±4%之間時,即認為秤臺達到了穩態并且稱重精度符合標準要求;
步驟二,為使稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)引起的秤臺振動加速度滿足此標準要求,已知稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)是車輛通過秤臺與減速帶之間距離S之后,減速帶引起的初始振動載荷F(t)衰減后得到的,因此基于秤臺稱量模型、汽車振動載荷F(t)和尋優算法搭建了減速帶最優位置尋優模型;而汽車振動載荷F(t)是根據載貨汽車動力學模型和減速帶模型建立的載貨汽車振動載荷特性模型獲得的,由于載荷汽車大多為三軸或多軸,因此只需考慮后軸的振動載荷Fr(t);
步驟三,汽車動力學模型的簧載質量運動主要考慮垂直運動和俯仰運動,非簧載質量運動主要考慮前輪、中輪、后輪的垂直運動,因此將復雜的三軸載貨汽車動力學模型簡化為一個五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型;
步驟四,根據目前應用于高速公路動態稱重秤臺前的減速帶截面形狀:圓弧狀橫斷面減速帶(駝峰減速帶)以及梯形橫斷面減速帶(梯形減速帶),參考交通行業標準《路面減速帶》(標準號:JT/T713-2008)中關于減速帶尺寸標準的規定,建立兩種類型減速帶的動力學模型;
步驟五,根據五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型和減速帶模型建立了三軸載貨汽車振動載荷特性模型,即可得到秤前減速帶合理位置。

2.  根據權利要求1所述的一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,所述步驟一中,汽車的輪軸通過秤臺時,秤臺稱量動力學模型所簡化為一個單自由度稱量動力學模型的動力學方程為,
(M+m)d2xd2t+cdxdt+kx=f(t)---(1)]]>
式(1)中,M為汽車輪軸的質量;m為秤臺承載器的質量;k為秤臺承載器的剛度;c為秤臺承載器的阻尼;f(t)為稱重過程中某一輪軸的振動載荷;x為秤臺承載器的位移。

3.  根據權利要求1所述的一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,所述步驟二中,假設車輛以臨界跳車車速v勻速通過減速帶后,引起車輪軸的振動載荷為F(t),繼續勻速v經過秤臺與減速帶之間的距離s后,車輪到達秤臺上,并且秤臺的寬度為z,稱重過程中任意時刻t某一輪軸的振動載荷f(t)可以表示為
f(t)=F(t+sv)t∈0zv---(2)]]>
因此應變片式秤臺傳感器測得的汽車輪軸重量Gz應為
Gz=Mg+MX··---(3)]]>
式(3)中,為秤臺承載器的振動加速度。

4.  根據權利要求3所述的一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,所述步驟二中,減速帶最優位置尋優模型的流程為:
1)確定初始稱前距離s;
2)尋找秤臺承載器最大振動加速度
3)若秤臺承載器最大振動加速度大于0.04g,則稱前距離為s+△s,返回2)重新尋找秤臺承載器最大振動加速度
若秤臺承載器最大振動加速度小于0.04g,結束尋優。

5.  根據權利要求1所述的一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,所述步驟三的五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型中,五個自由度分別為:簧載質量質心垂直位移Z2,簧載質量俯仰角θ2,前輪垂直位移Z1V,中輪垂直位移Z1m,后輪垂直位移Z1H;
根據前懸系統、中橋系統、后橋系統、簧載質量垂直振動和簧載質量俯仰運動的動力學方程構建的一階微分矩陣方程為:
AX·=BX+CX0---(4)]]>
其中
A=10000000000m1V000000000010000000000m1m000000000010000000000m1H000000000010000000000m2000000000010000000000J2]]>
B=0100000000-(C1V+C2V)d2V0000C2Vd2VC2VLVd2VLV000000000000-(C2H4+C1m)-d2H4-C2H4-d2H4C2H2d2H2-C2H2LH-d2H2LH000001000000-C2H4-d2H4-(C2H4+C1H)-d2H4C2H2d2H2-C2H2LH-d2H2LH0000000100C2Vd2VC2H2d2H2C2H2d2H2-(C2V+d2H)-(d2V+d2H)-(C2VLV-C2HLH)-(d2VLV-d2HLH)0000000001C2VLVd2VLV-12C2HLH-12d2HLH-12C2HLH-12d2HLH-(C2VLV-C2HLH)-(d2VLV-d2HLH)-(C2HLH2+C2VLV2)-(d2VLV2+d2HLH2)]]>
C=C1V000C1m000C1H000000000000000000000]]>
X=[X1,X2,X3,X4,X5,X6,X7,X8,X9,X10]T
X0=[X01,X02,X03]T
式中,m1V前軸非簧載質量;m1m中軸非簧載質量;m1H后軸非簧載質量;m2簧載質量;θ2簧載質量繞質心的俯仰角;J2x簧載質量俯仰運動繞質心的轉動慣量;Z2車身垂直位移;Z1V前輪垂直位移;Z1m中輪垂直位移;Z1H后輪垂直位移;Z2V前懸架垂直位移;Z2H后懸架垂直位移; Z0V前輪地面不平度激勵;Z0m中輪地面不平度激勵;Z0H后輪地面不平度激勵;C2V前懸架剛度;d2V前懸架阻尼系數;C1V前輪胎剛度;C2H后懸架剛度;d2H后懸架阻尼系數;C1H后輪胎剛度;C1m中輪胎剛度。

6.  根據權利要求1所述的一種秤前減速帶合理位置的計算方法,其特征在于,所述步驟四中,駝峰減速帶的截面形狀為圓弧形,設駝峰減速帶的高度為h,寬度為b,圓弧的圓心為o,半徑為r,設汽車以臨界跳車速度通過駝峰減速帶,根據駝峰減速帶外廓尺寸關系,得到駝峰減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=((b2)2+h22h)2-(vt-b2)2-(b2)2-h22h(0tb/v)---(5)]]>
梯形減速帶的截面形狀為梯形,設梯形減速帶的高度為h,寬度為b,橫斷面輪廓函數參數為d,設汽車以臨界跳車速度v通過梯形減速帶時,為方便問題的分析假設根據梯形減速帶外廓尺寸關系,可以得到梯形減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=hdvt0t<dvhdvt<b-dvbhd-vthdb-dvtbv---(6).]]>

說明書

說明書一種秤前減速帶合理位置的計算方法
【技術領域】
本發明屬于車輛動態稱重領域,具體涉及一種秤前減速帶合理位置的計算方法。
【背景技術】
隨著國民經濟及交通運輸業的快速發展,公路交通貨運周轉量迅猛發展。很多不法貨車主為了謀取最大的經濟利益,貨車超限超載運輸現象己屢見不鮮。為了治理貨車超限超載運輸以及促進我國高速公路運輸行業的持續健康發展,我國的高速公路針對貨車采取計重收費的模式。動態稱重相比靜態稱重具有節省時間、效率高和不停車收費的優點,提高了高速公路的通行效率,因此得到大量運用。然而在動態稱重過程中,一些駕駛員為了偷逃通行費,往往采用一些不規范的過秤操作行為(跳秤、沖秤),嚴重影響了動態稱重的精度。
目前,為了遏制駕駛員不規范的過秤操作行為所采取的方案為在秤臺前加裝減速帶,然而在秤臺前加裝減速帶的情況下,當減速帶與秤臺的距離較近時,汽車通過減速帶后,會引起汽車的車身、車輪以及懸架系統的振動,此時未消除的車輪振動載荷會引起秤臺的振動,從而影響秤臺的精度;當減速帶與秤臺的距離較遠時,并不能起到遏制駕駛員的不規范過秤行為;并且在減速帶與秤臺距離相同的情況下,不同截面形狀和尺寸的減速帶所引起的車輪振動載荷不同,且由車輪振動載荷引起的秤臺的振動也不同,從而對秤臺稱重精度影響也不一樣。
因此考慮稱重精度及有效抑制不規范操作的矛盾,對秤臺前不同截面形狀和尺寸減速帶的合理位置進行尋優計算具有十分重要的意義。
【發明內容】
本發明的目的在于克服上述不足,提供一種秤前減速帶合理位置的計算方法,能夠對稱前不同截面形狀和尺寸的減速帶的合理位置進行計算,解決秤前減速帶位置不合適,所帶來的稱 重精度及有效抑制不規范操作之間的矛盾。
為了達到上述目的,本發明包括以下步驟:
步驟一,將秤臺稱量動力學模型簡化為一個單自由度稱量動力學模型,再根據汽車動態稱重系統AsTME1318-94標準中關于車速0-16km/h內的汽車軸載荷動態稱重精度的要求,當車輛的輪軸載荷變化在±4%之間時,即認為達到稱重系統動態精度要求,因此當秤臺承載器的振動加速度在±4%之間時,即認為秤臺達到了穩態并且稱重精度符合標準要求;
步驟二,為使稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)引起的秤臺振動加速度滿足此標準要求,已知稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)是車輛通過秤臺與減速帶之間距離S之后,減速帶引起的初始振動載荷F(t)衰減后得到的,因此基于秤臺稱量模型、汽車振動載荷F(t)和尋優算法搭建了減速帶最優位置尋優模型;而汽車振動載荷F(t)是根據載貨汽車動力學模型和減速帶模型建立的載貨汽車振動載荷特性模型獲得的,由于載荷汽車大多為三軸或多軸,因此只需考慮后軸的振動載荷Fr(t);
步驟三,汽車動力學模型的簧載質量運動主要考慮垂直運動和俯仰運動,非簧載質量運動主要考慮前輪、中輪、后輪的垂直運動,因此將復雜的三軸載貨汽車動力學模型簡化為一個五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型;
步驟四,根據目前應用于高速公路動態稱重秤臺前的減速帶截面形狀:圓弧狀橫斷面減速帶(駝峰減速帶)以及梯形橫斷面減速帶(梯形減速帶),參考交通行業標準《路面減速帶》(標準號:JT/T713-2008)中關于減速帶尺寸標準的規定,建立兩種類型減速帶的動力學模型;
步驟五,根據五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型和減速帶模型建立了三軸載貨汽車振動載荷特性模型,即可得到秤前減速帶合理位置。
所述步驟一中,汽車的輪軸通過秤臺時,秤臺稱量動力學模型所簡化為一個單自由度稱量動力學模型的動力學方程為,
(M+m)d2xd2t+cdxdt+kx=f(t)---(1)]]>
式(1)中,M為汽車輪軸的質量;m為秤臺承載器的質量;k為秤臺承載器的剛度;c為秤臺承載器的阻尼;f(t)為稱重過程中某一輪軸的振動載荷;x為秤臺承載器的位移。
所述步驟二中,假設車輛以臨界跳車車速v勻速通過減速帶后,引起車輪軸的振動載荷為F(t),繼續勻速v經過秤臺與減速帶之間的距離s后,車輪到達秤臺上,并且秤臺的寬度為z,稱重過程中任意時刻t某一輪軸的振動載荷f(t)可以表示為
f(t)=F(t+sv)t&Element;0zv---(2)]]>
因此應變片式秤臺傳感器測得的汽車輪軸重量Gz應為
Gz=Mg+MX&CenterDot;&CenterDot;---(3)]]>
式(3)中,為秤臺承載器的振動加速度。
所述步驟二中,減速帶最優位置尋優模型的流程為:
1)確定初始稱前距離s;
2)尋找秤臺承載器最大振動加速度
3)若秤臺承載器最大振動加速度大于0.04g,則稱前距離為s+△s,返回2)重新尋找秤臺承載器最大振動加速度
若秤臺承載器最大振動加速度小于0.04g,結束尋優。
所述步驟三的五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型中,五個自由度分別為:簧載質量質心垂直位移Z2,簧載質量俯仰角θ2,前輪垂直位移Z1V,中輪垂直位移Z1m,后輪垂直位移Z1H;
根據前懸系統、中橋系統、后橋系統、簧載質量垂直振動和簧載質量俯仰運動的動力學方程構建的一階微分矩陣方程為:
AX&CenterDot;=BX+CX0---(4)]]>
其中
A=10000000000m1V000000000010000000000m1m000000000010000000000m1H000000000010000000000m2000000000010000000000J2]]>
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式中,m1V前軸非簧載質量;m1m中軸非簧載質量;m1H后軸非簧載質量;m2簧載質量;θ2簧載質量繞質心的俯仰角;J2x簧載質量俯仰運動繞質心的轉動慣量;Z2車身垂直位移;Z1V前輪垂直位移;Z1m中輪垂直位移;Z1H后輪垂直位移;Z2V前懸架垂直位移;Z2H后懸架垂直位移;Z0V前輪地面不平度激勵;Z0m中輪地面不平度激勵;Z0H后輪地面不平度激勵;C2V前懸架剛度; d2V前懸架阻尼系數;C1V前輪胎剛度;C2H后懸架剛度;d2H后懸架阻尼系數;C1H后輪胎剛度;C1m中輪胎剛度。
所述步驟四中,駝峰減速帶的截面形狀為圓弧形,設駝峰減速帶的高度為h,寬度為b,圓弧的圓心為o,半徑為r,設汽車以臨界跳車速度通過駝峰減速帶,根據駝峰減速帶外廓尺寸關系,得到駝峰減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=((b2)2+h22h)2-(vt-b2)2-(b2)2-h22h(0tb/v)---(5)]]>
梯形減速帶的截面形狀為梯形,設梯形減速帶的高度為h,寬度為b,橫斷面輪廓函數參數為d,設汽車以臨界跳車速度v通過梯形減速帶時,為方便問題的分析假設根據梯形減速帶外廓尺寸關系,可以得到梯形減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=hdvt0t<dvhdvt<b-dvbhd-vthdb-dvtbv---(6).]]>
與現有技術相比,本發明針對不同截面形狀和尺寸的秤前減速帶的合理位置進行尋優計算,從而解決秤前減速帶位置不合理設置所帶來的稱重精度及有效抑制不規范操作的矛盾,實現既能有效避免駕駛員不規范的過秤操作行為(跳秤、沖秤),同時又不影響車輛動態稱重的精度。
【附圖說明】
圖1為秤臺單自由度稱量模型圖
圖2為五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型圖;
圖3為駝峰減速帶的靜態模型圖;
圖4為梯形減速帶的靜態模型圖;
圖5為三軸載貨振動載荷特性模型圖
圖6為秤前減速帶最優位置尋優流程架構圖;
圖7為尋優算法流程圖;
圖8為秤前減速帶最優位置尋優模型圖。
【具體實施方式】
下面結合附圖對本發明作進一步說明。
如圖1所示是秤臺單自由度稱量模型,汽車的輪軸通過秤臺時,秤臺的動力學方程為
(M+m)d2xd2t+cdxdt+kx=f(t)---(1)]]>
式(1)中,M為汽車輪軸的質量;m為秤臺承載器的質量;k為秤臺承載器的剛度;c為秤臺承載器的阻尼;f(t)為稱重過程中某一輪軸的振動載荷;x為秤臺承載器的位移。
假設車輛以臨界跳車車速v勻速通過減速帶后,引起車輪軸的振動載荷為F(t),繼續勻速v經過秤臺與減速帶之間的距離s(m)后,車輪到達秤臺上,并且秤臺的寬度為z(m)。稱重過程中任意時刻t某一輪軸的振動載荷f(t)可以表示為
f(t)=F(t+sv)t&Element;0zv---(2)]]>
因此應變片式秤臺傳感器測得的汽車輪軸重量Gz應為
Gz=Mg+MX&CenterDot;&CenterDot;---(3)]]>
式(3)中,為秤臺承載器的振動加速度。
根據上文對秤臺稱量動力學模型的分析及式(3)可知,秤臺稱重精度實質上決定于輪軸振動載荷激勵下的秤臺振動加速度。同時根據汽車動態稱重系統AsTME1318-94標準中關于車速0-16km/h內的汽車軸載荷動態稱重精度的要求,當車輛的輪軸載荷變化在±4%之間時,即認為達到稱重系統動態精度要求。所以可知秤臺承載器的振動加速度在±0.04g之間時,即 認為秤臺達到了穩態并且稱重精度符合標準要求。為使得稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)對秤臺稱重精度滿足此標準要求,根據式(1)-(3)可知需要對秤臺與減速帶之間距離S進行尋優計算。已知稱重過程中某一輪軸的振動載荷f(t)是車輛通過秤臺與減速帶之間距離S之后,減速帶引起的初始振動載荷F(t)衰減后得到的,因此為獲得秤臺與減速帶之間最優距離S,需要基于秤臺稱量模型、汽車振動載荷F(t)和尋優算法搭建減速帶最優位置尋優模型;而汽車振動載荷F(t)是根據載貨汽車動力學模型和減速帶模型建立的載貨汽車振動載荷特性模型來獲得的,由于載貨汽車大多為三軸或多軸,因此只需考慮后軸的振動載荷Fr(t)。
如圖2所示是五自由度二分之一三軸載貨汽車動力學模型,其中五個自由度分別為:簧載質量質心垂直位移Z2,簧載質量俯仰角θ2,前輪垂直位移Z1V,中輪垂直位移Z1m,后輪垂直位移Z1H。根據前懸系統、中橋系統、后橋系統、簧載質量垂直振動和簧載質量俯仰運動的動力學方程構建的一階微分矩陣方程為:
AX&CenterDot;=BX+CX0---(4)]]>
其中
A=10000000000m1V000000000010000000000m1m000000000010000000000m1H000000000010000000000m2000000000010000000000J2]]>
B=0100000000-(C1V+C2V)-d2V0000C2Vd2VC2VLVd2VLV000100000000-(C2H4+C1m)-d2H4-C2H4-d2H4C2H2d2H2-C2H2LH-d2H2LH000001000000-C2H4-d2H4-(C2H4+C1H)-d2H4C2H2d2H2-C2H2LH-d2H2LH0000000100C2Vd2VC2H2d2H2C2H2d2H2-(C2V+C2H)-(d2V+d2H)-(C2VLV-C2HLH)-(d2VLV-d2HLH)0000000001C2VLVd2VLV-12C2HLH-12d2HLH-12C2HLH-12d2HLH-(C2VLV-C2HLH)-(d2VLV-d2HLH)-(C2HLH2+C2VLV2)-(d2VLV2+d2HLH2)]]>
C=C1V000C1m000C1H000000000000000000000]]>
X=[X1,X2,X3,X4,X5,X6,X7,X8,X9,X10]T
X0=[X01,X02,X03]T
式中,m1V前軸非簧載質量;m1m中軸非簧載質量;m1H后軸非簧載質量;m2簧載質量;θ2簧載質量繞質心的俯仰角;J2x簧載質量俯仰運動繞質心的轉動慣量;Z2車身垂直位移;Z1V前輪垂直位移;Z1m中輪垂直位移;Z1H后輪垂直位移;Z2V前懸架垂直位移;Z2H后懸架垂直位移;Z0V前輪地面不平度激勵;Z0m中輪地面不平度激勵;Z0H后輪地面不平度激勵;C2V前懸架剛度;d2V前懸架阻尼系數;C1V前輪胎剛度;C2H后懸架剛度;d2H后懸架阻尼系數;C1H后輪胎剛度;C1m中輪胎剛度。
如圖3所示為駝峰減速帶的靜態模型,駝峰減速帶的截面形狀為圓弧形,設駝峰減速帶的高度為h,寬度為b,圓弧的圓心為o,半徑為r,設汽車以臨界跳車速度通過駝峰減速帶,根據駝峰減速帶外廓尺寸關系,得到駝峰減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=((b2)2+h22h)2-(vt-b2)2-(b2)2-h22h(0tb/v)---(5)]]>
如圖4所示為梯形減速帶的靜態模型,梯形減速帶的截面形狀為梯形,設梯形減速帶的高度為h,寬度為b,橫斷面輪廓函數參數為d,設汽車以臨界跳車速度v通過梯形減速帶時,為方便問題的分析假設根據梯形減速帶外廓尺寸關系,可以得到梯形減速帶引起的動態激勵xv(t)為:
xv(t)=hdvt0t<dvhdvt<b-dvbhd-vthdb-dvtbv---(6)]]>
同時參考交通行業標準《路面減速帶》(標準號:JT/T713-2008)中關于減速帶尺寸標準的規定,同時結合實地調研結果,目前常用的減速帶尺寸如表1。
表1實驗選用的減速帶結構參數

如圖5所示為三軸載貨振動載荷特性模型,該模型是根據載貨汽車動力學模型和減速帶模型所建立的,實現輸出三軸載貨汽車通過不同尺寸和類型減速帶的情況下的汽車后軸的振動載荷Fr(t)。
如圖6所示為稱前減速帶最優位置尋優流程架構圖,如圖7所示為尋優算法流程圖。其中尋優算法通過調用稱前減速帶最優位置尋優模型,并賦予秤臺與減速帶之間距離s值,稱前減速帶最優位置尋優模型輸出秤臺承載器的秤臺振動加速度,并尋找出最大的秤臺振動加速度接著尋優算法依據相應的參數調整機制,實現重新調用稱前減速帶最優位置尋優模型以及賦予距離s值。如此循環執行,當滿足秤臺振動加速度小于或等于0.04g時,結束整個尋優過程,并給出最后的尋優距離s的值。
如圖8所示為稱前減速帶最優位置尋優模型,該模型是根據秤臺稱量模型、汽車振動載荷F(t)和尋優算法所搭建的。

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一種 減速 合理 位置 計算方法
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