贾会星

(滁州职业技术学院汽车工程系，安徽 滁州 239000)

汽车行驶速度的提高使人们生活和工作更加便捷高效。车速越高，对于罐式汽车制动时的行驶稳定性也要求越高。罐式汽车一般装载质量较大，所运输介质大多为液体，当罐车制动时，罐内液体的晃动会对其行驶稳定性造成极大影响。为了提高罐车的行驶稳定性，研究罐车制动时液体晃动对行驶稳定性的影响有着重要的意义。

1 计算模型的建立

本文采用Fluent软件，运用VOF方法对罐车罐体内液体大幅晃动特性进行数值模拟。在每个控制单元里，流体成分相态的存在性决定了迁移方程的特性。这是个双相位系统，该系统用下标1表示气体，下标2表示液体。如果流体的体积分数不断变化，则每个小单元的密度如下:

式中: ρ1、ρ2分别为气体和液体密度;μ1、μ2分别为气体和液体密度动力黏度系数。

体积分数方程不可以解决气体相态。规定体积分数αq的和为:，在每个小单元里αq是相等的，如此可计算得到气体的体积分数。

只需解决整个网域的一个单一方程，以此作为最终的速度域由所有相位所共享。通过ρ和μ，依照所有的相位体积分数得出动量方程，如式(2)所示:

1.1 罐式汽车模型的建立

本文根据某油罐车厂家提供的实车参数，利用CATIA三维建模软件做出罐车的三维模型(图1)。

图1 罐车三维模型

1.2 网格的划分

靠近罐体壁及防波板附近的黏性流体流动状态比较复杂，本次研究采用TetHybrid网格单元类型。其他流体区域采用HexWedge网格单元类型，既可以控制网格数量，又可以提高计算效率。网格模型如图2所示，x轴指向汽车前进方向且平行于地面，y轴平行于地面向左，z轴垂直地面向上。

图2 罐车模型网格

1.3 边界条件及初始条件的设定

罐体及防波板表面设置为无滑移壁面边界条件，初始时气液交界面平行于xy平面，假设液体和气体相对罐体速度为0，气体压强为1×105Pa。

1.4 求解方法及计算参数的确定

这里，速度和压强的耦合处理方法采用PISO法，压力修正方程的离散格式采用Body Force Weighted格式，对流项离散格式采用一阶迎风格式。罐体内二相流为空气和煤油，空气假设为理想气体，设其密度为1.225 kgm3，动力黏性系数为1.7894×10－5kg(m·s);煤油密度为 780 kgm3，动力黏性系数为2.24×10－3kg(m·s)。非定常计算中时间步长为0.0001 s，并且每计算20步记录一次流体动态模拟图像。

2 计算结果及分析

2.1 液体晃动受制动减速度的影响

在不同路面上，地面制动力为:

故汽车能达到的减速度为:

若允许汽车的前后车轮同时抱死，则

若装有理想的制动防抱死装置来控制汽车的制动，则制动减速度为

故罐车受到制动减速度ab变化范围应满足如表1给出的各路面平均附着系数。

表1 几种路面平均附着系数

假设，罐车充液比 Δ =Vliquid满载Vliquid非满载=0.8，制动前罐车匀速直线行驶，从t=0时刻开始制动，制动减速度ab每间隔0.1 g从ab=0.2 g到ab=0.5 g，4 种工况。

仿真过程中，罐车制动时受到地面提供的制动力作减速运动，而罐体内的液体受到惯性力的作用向行驶方向迅速涌起，随后又涌落，如此往复。液体晃动会引起罐体内液体对罐体壁产生冲击力(图3、图4)、液体重心位置变化以及载荷分布变化(图5)，使得罐车制动稳定性能变差。

在仿真过程中，每隔0.1 s记录一次罐体在x、y、z方向受力大小，计算结果表明制动时罐体受y方向冲击力变化很小约等于0，在2 s内罐体在x，z方向所受液体冲击力大小Fx，Fz随时间的变化历程分别如图3、图4所示，其中Fx沿 x轴正向，Fz沿z轴负向。

图3 不同减速度下x方向罐体受力

图4 不同减速度下z方向罐体受力

由图3可见，制动开始后2 s内，罐体所受x方向冲击力大小迅速增大，到达第一个峰值之后，液体由于前端隔板的阻挡开始往回运动，受力逐渐减小，涌向另一端后受力又逐渐增大，如此往复。同时，x方向受力峰值、变化幅度均随减速度的增大而增大，并且减速度越大，峰值增速越快。

由图4可见，制动开始后2 s内，罐体z方向受力围绕G=253 kN(静止时罐体受力)上下波动变化，到达第一波峰之后受力逐渐变小，又逐渐变大到第二波峰，如此周而复始。同时，z向受力峰值、变化幅度也均随减速度的增大而增大，并且减速度越大，峰值增速越快。

罐车制动时液体晃动影响整车的轴荷分配。图5为不同加速度下，t=0.3 s时罐体底部压强对比图。

图5 不同ab下，t=0.3 s时罐体底部压强

由图5可见，不同ab时的汽车载荷前后分布不均匀，且ab越大差距越大。

2.2 充液比对液体晃动的影响

罐车罐体在充装时不允许充满全部容积，必须留出液体膨胀所需空间，否则会因温升、液体膨胀力过大而产生破裂，所以罐车在充装时必须严格控制充装量［3］。

假设充液比Δ每间隔0.1取值，从Δ=0.5到Δ=0.8共4种工况下，制动前罐车匀速直线行驶，从t=0时刻以ab=0.5g开始制动，罐体在x，z方向所受液体冲击力绝对值大小Fx，Fz随时间的变化历程分别如图6、图7所示，其中Fx沿x轴正向，Fz沿z轴负向。

图6 不同Δ下x方向罐体受力

图7 不同Δ下z方向罐体受力

由图6、图7可见，随着Δ的增加，两个方向的整体受力均明显增大，z方向受力峰值随Δ的增加单调增大，而x方向受力峰值随Δ的增加先增大后减小。

由图8可见，不同Δ时的汽车载荷前后分布不均匀，且Δ越大差距越大。

2.3 防波板对液体晃动的影响

假设罐车充液比Δ=0.8，制动减速度为ab=0.5g，设计了有横向防波板、无横向防波板的动态仿真对比。

由图9可见，罐车在相同制动减速度下，有防波板时罐体x方向受力变化幅度明显小于无防波板时，并且峰值远远小于无防波板时。

由图10可见，罐车在相同制动减速度下，有防波板时罐体z方向受力变化幅度明显小于无防波板时，并且最大峰值远远低于无防波板时。图11所示为相同条件下，t=0.3 s时罐体底部压强对比图。

图8 不同Δ下，t=0.3 s时罐体底部压强

图9 罐体x方向受力对比

图10 罐体z方向受力对比

图11 相同条件下，t=0.3 s时罐体底部压强对比图

仿真结果对比表明，设置横向防波板对行驶方向抑制液体晃动效果非常明显。

通过以上分析，相对于运输固体货物的货车，运输液体货物的罐车随着制动减速度、充液量的增加，由于晃动干扰的原因，其所受到的纵向力和纵向力矩峰值增加迅速，这使得罐车行驶时制动稳定性变差。纵向力的大小在水平路面对车身稳定性影响不大，但在坡道行驶时，对车身稳定性影响较大。故在坡道行驶时，为了保证罐车的行驶安全，应降低制动减速度、减小充液量、设置防波板。而减小充液量使罐车的运输经济性变差，故为了保证罐车的坡道行驶安全，与装载固体货物总质量相同的货车相比，罐车必须以更低的车速、更小制动减速度或设置合理的防波板，才能确保坡道行驶的安全性。

3 结语

本文分别对罐车无防波板时不同制动减速度，不同充液比，以及充液比Δ=0.8、制动减速度ab=0.5 g条件下，罐车有、无防波板3种情况的罐内液体晃动进行了数值模拟。仿真结果表明:

(1)随着制动减速度增加，罐体竖直、行驶方向受力峰值及侧倾力矩均变大;随充液比增加，竖直方向受力峰值增大，行驶方向受力峰值与侧倾力矩峰值先增大后减小。而增加的行驶方向受力峰值及侧倾力矩严重影响罐车坡道行驶的稳定性，这要求罐车驾驶员在坡道行驶时相对于运送固态货物的车辆来说，应以更低的车速、更小制动力来操作罐车，才能确保罐车坡道行驶的稳定性。

(2)在相同条件下，对有、无防波板的罐体内液体晃动仿真结果进行对比，发现有防波板时，罐体竖直、行驶方向受力变化幅度明显减小，设置横向防波板对罐车制动时抑制液体晃动效果明显。故在罐车的结构设计上应设置合理的横向防波板以提高其制动时的行驶稳定性。

［1］王照林，刘延柱.充液系统动力学［M］.北京:科学出版社，2002.

［2］余志生.汽车理论［M］.北京:机械工业出版社，2007.

［3］洑春干，薛定.槽罐车操作技术［M］.北京:化学工业出版社，2009.2.

［4］王勇.考虑液体晃动的三大件转向架罐车耦合系统动力性能研究［D］.西安:西安交通大学，2004.

［5］刘静.液罐车防侧翻姿态控制与报警策略仿真分析［D］.南京:南京林业大学，2009.