許文超，程江峰

(安徽理工大學機械工程學院，安徽淮南　232001)

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汽車罐車縱板式防側(cè)翻罐體的設計

許文超，程江峰

(安徽理工大學機械工程學院，安徽淮南232001)

建立罐車側(cè)傾數(shù)學模型，推導罐體液體晃動附加力矩和罐車傾覆力矩的計算公式。為使罐體液體晃動附加力矩和罐車傾覆力矩降到最小，提出縱板式罐體的概念。基于罐體結(jié)構(gòu)設計理論，設計多縱板式罐體和動縱板式罐體，運用流體仿真軟件Fluent對罐車側(cè)向瞬時制動和勻速轉(zhuǎn)向工況下多縱板式罐體與傳統(tǒng)罐體內(nèi)液體晃動特性進行仿真。結(jié)果表明：多縱板式罐體將液體對罐體單側(cè)內(nèi)壁的瞬時沖擊力分解到了雙側(cè)內(nèi)壁和弧形縱向防波板上，從而降低了罐體因單側(cè)內(nèi)壁受力過大而側(cè)翻的概率。設計動縱板式罐體結(jié)構(gòu)及其智能化防側(cè)翻系統(tǒng)，通過對罐車罐體質(zhì)心和底盤質(zhì)心的實時協(xié)調(diào)控制，實現(xiàn)罐車的智能化防側(cè)翻。

防側(cè)翻罐體；縱向防波板；液體沖擊；傾覆力矩；Fluent仿真

油罐車罐體多處于非滿載狀態(tài)，油罐車行駛狀態(tài)的改變使得罐體內(nèi)液體對罐體內(nèi)壁產(chǎn)生瞬時沖擊，該瞬時沖擊力對油罐車的側(cè)傾和橫擺運動有重要影響，甚至會導致油罐車的側(cè)翻[1-3]。所以研究油罐車罐內(nèi)液體的橫向沖擊對油罐車的防側(cè)翻控制和行駛穩(wěn)定性有重要的意義。

近年來，國內(nèi)外學者針對油罐車罐體內(nèi)液體的晃動和沖擊進行了大量的深入研究。文獻[4]規(guī)定，現(xiàn)有罐車罐體內(nèi)部的防波板主要以橫向安裝的防波板為主。諸多學者主要圍繞罐體內(nèi)部橫向防波板的材料屬性、面積以及布置位置對整車橫向穩(wěn)定性的影響進行研究[5-8]。目前，關(guān)于罐體內(nèi)布置縱向防波板時，油罐車罐體內(nèi)油液橫向晃動特性的研究較少。文獻[9]針對罐體內(nèi)液體的橫向晃動，建立液體受迫晃動的等效力學模型和半掛油罐車的數(shù)學模型，通過仿真得出液體晃動對半掛油罐車的行駛參數(shù)和失穩(wěn)形式的影響；文獻[3,10]研究瞬時液體沖擊對車輛側(cè)傾穩(wěn)定的影響；文獻[11]研究罐體內(nèi)安裝的縱向防波板的數(shù)量、尺寸對罐體受到的液體晃動力的影響。

本文基于罐體側(cè)傾模型準靜態(tài)分析方法，設計油罐車縱板式罐體，采用在罐體中增設弧形縱向防波板來減緩液體的橫向沖擊效果，并結(jié)合流體仿真軟件Fluent對罐體內(nèi)油液的沖擊特性進行研究，以期為油罐車橫向穩(wěn)定性和防側(cè)翻控制研究提供參考。

1　縱板式罐體概念的提出

1.1罐車側(cè)傾模型

油罐車側(cè)傾模型的準靜態(tài)(QS)方法分析表明，罐車傾覆力矩的改善有利于提高車輛的側(cè)傾穩(wěn)定性[12-13]，罐車的傾覆力矩是表征汽車罐車側(cè)傾穩(wěn)定性的重要指標之一。油罐車罐體內(nèi)油液的實際晃動存在著液體的瞬時動態(tài)沖擊，在建立罐車側(cè)傾模型時，需要考慮液體晃動附加力矩的影響。文獻[14]提出罐體液體晃動附加力矩的概念及計算方法。本文在建立油罐車側(cè)傾模型時，綜合考慮罐車的傾覆力矩和罐體內(nèi)油液晃動的附加力矩對罐體側(cè)傾的影響，以質(zhì)心高度大、液體沖擊大[15]的圓形截面罐體的油罐車為研究對象，建立油罐車側(cè)傾模型如圖1所示。

圖1　罐車側(cè)傾模型

圖1中，C0、Cl分別為無側(cè)傾、側(cè)傾狀態(tài)下油液的質(zhì)心，Ci為側(cè)傾狀態(tài)下罐體內(nèi)固體貨物的質(zhì)心，C為罐車整車質(zhì)心，Cv為罐車整備質(zhì)量時的質(zhì)心，m為罐體內(nèi)油液的質(zhì)量，ab為側(cè)傾狀態(tài)下油液的液面線，cd為側(cè)傾狀態(tài)下固體貨物高度線，α為ab液面線與水平面的夾角，θ為罐車的側(cè)傾角，L1為C和P(P為O在地面上的投影)之間的水平距離，L2為Ci和Cl之間的水平距離，H2為C距側(cè)傾中心O的垂直距離，H1為側(cè)傾中心距地面的垂直距離，φ為OC連線與水平面的夾角，ay為罐車的側(cè)向加速度，B為罐車輪距，F(xiàn)Zi、FZO為轉(zhuǎn)向內(nèi)、外側(cè)車輪的垂直載荷，g為重力加速度。

文獻[16]給出無側(cè)傾狀態(tài)下罐內(nèi)液體質(zhì)心坐標C0的求解方法。側(cè)傾狀態(tài)下罐內(nèi)液體的質(zhì)心位置采用幾何方法確定[10]1090-1091。設罐內(nèi)液體的質(zhì)心坐標為Cl(yl，zl)，根據(jù)材料力學的知識，其計算公式為：

(1)

式中Q為積分區(qū)域，即液面線與罐體下方所圍區(qū)域。

1.2液體晃動附加力矩

罐體內(nèi)油液由于質(zhì)心橫向移動會產(chǎn)生附加的晃動力矩，研究表明，降低液體晃動附加力矩有利于減少汽車罐車轉(zhuǎn)向時側(cè)翻的概率[2]39-54。液體晃動的附加力矩

T=mgL2。

(2)

式(2)中，L2≥0，若要使得T的值盡可能的小，則應使L2=0。為實現(xiàn)L2取值為零的工況，應保證側(cè)傾狀態(tài)下，罐體內(nèi)盛裝油液時的質(zhì)心位置和盛裝固體貨物時的質(zhì)心位置保持相同。

1.3罐車傾覆力矩

在得出罐體內(nèi)液體晃動附加力矩變化規(guī)律的基礎(chǔ)上，進一步研究由罐體內(nèi)油液質(zhì)心轉(zhuǎn)移產(chǎn)生的整車傾覆力矩(定義為罐車傾覆力矩)的變化規(guī)律。設罐車的傾覆力矩為M，計算罐車的傾覆力矩時，忽略輪胎的變形和側(cè)傾，對圖1中P點取矩，得罐車傾覆力矩

式中：L1=hcosφ；H2=hsinφ,其中h為C距測傾中心O的距離。

因此有

(3)

因φ大于OCl連線與水平面的夾角，可進一步得到φ的取值范圍

(4)

M=Dsinφ+Ecosφ+F。

(5)

在傾覆力矩M取值最大時，φ的取值

(6)

對式(5)求導，可得M關(guān)于φ的變化規(guī)律：當φ=φ1時，M取值最大；當0<φ<φ1時，M隨著φ的增大而增大；當φ>φ1時，M隨著φ的增大而減小。

為得到M的實際取值區(qū)間，需要判斷φ的取值和φ1的關(guān)系。文中考慮油罐車行駛極限工況，取罐車的側(cè)向加速度為1.0g，側(cè)傾角為8°[17]，代入式(6)得φ1=45°。

罐內(nèi)液體質(zhì)心位置與罐車的結(jié)構(gòu)參數(shù)、行駛狀態(tài)和充液率有關(guān)。研究表明，罐內(nèi)液體所占體積比為0.7～0.8時圓形截面罐體罐內(nèi)液體沖擊較大[13，18]。文中以罐體75%的充液比為例，根據(jù)式(1)、(4)，針對幾種重型油罐車的OCl連線與水平面的夾角進行估算，其φ取值為65°～75°，均大于45°，因此可得φ>φ1。

因此，在現(xiàn)有車型的基礎(chǔ)上，為了將油罐車罐體的傾覆力矩降到最小，應使φ取最大值，即

(7)

由式(7)可知，在罐車側(cè)傾模型中，需要保證整車質(zhì)心位置位于罐體坐標系z軸上，才能使罐車傾覆力矩最小。

1.4縱板式罐體設計

a)多縱板式罐體　　　　　　　b)動縱板式罐體圖2　 2種縱板式罐體模型簡圖

根據(jù)罐車側(cè)傾模型的計算分析，為使罐體內(nèi)液體晃動的附加力矩和罐車傾覆力矩最小，參照油罐車罐體的設計理論，本文提出縱板式罐體的概念，即在罐體內(nèi)布置垂直于罐體坐標系Z軸的縱向防波板，從而改變罐體內(nèi)晃動液體的質(zhì)心位置。根據(jù)防波縱板的空間布置，縱板式罐體又可分為多縱板式、動縱板式2種設計方案，如圖2所示。多縱板式罐體的結(jié)構(gòu)可靠性和控制系統(tǒng)難易度優(yōu)于動縱板式罐體，但在抑制液體晃動效果上，多縱板式罐體不如動縱板式。

2　多縱板式罐體的結(jié)構(gòu)設計及工作原理

2.1罐體的結(jié)構(gòu)設計

圖3　多縱板式罐體結(jié)構(gòu)原理圖

基于油罐結(jié)構(gòu)設計理論[18]優(yōu)選一種多縱板式罐體，如圖3所示。多縱板式罐體由1#～6#(1～6)縱板、支撐立柱7、氣壓檢測器8、氣壓平衡管9、注油口10、液位檢測器11、呼吸閥12、單向閥13以及橫向隔板組成。6塊縱板固定安裝在罐體內(nèi)，且縱板中部均呈一定圓弧狀，呈“八”字形。每層艙內(nèi)設中間單向閥、左邊緣單向閥和右邊緣單向閥，分別位于各塊縱板的中間圓弧處、縱板邊緣和罐體壁接觸處。每層艙內(nèi)均安裝呼吸閥、液位檢測器、氣壓檢測器各1個。氣壓平衡管的一端和6#縱板固連，另一端和罐體上壁固連[19]。

2.2罐體的控制系統(tǒng)

6塊弧形縱板縱向布置，將整個罐體沿z軸劃分為7層艙，從上至下分別為第1～7層艙。罐體控制系統(tǒng)包括7個子系統(tǒng)，每層艙內(nèi) 布置1個子系統(tǒng)。在各單層艙內(nèi)，子系統(tǒng)用于實時監(jiān)測和控制艙內(nèi)油液裝卸過程、氣壓調(diào)節(jié)等過程。單層艙內(nèi)子系統(tǒng)主要控制路線如圖4所示。

1)氣壓檢測器實時檢測罐體內(nèi)的壓力，并通過呼吸閥和氣壓平衡管平衡罐體內(nèi)的氣壓；

2)由液位檢測器提供的液位第一閾值控制左、右邊緣單向閥的截止，進而關(guān)閉左、右邊緣的進油通道；由液位檢測器提供的液位第二閾值控制中間單向閥的截止，進而關(guān)閉整個艙內(nèi)的進油通道。

2.3罐體油液裝卸流程

罐體內(nèi)第1～7層艙裝油按照“從下向上”依次裝滿的原則，卸油按照“從上向下”依次卸完的原則。罐體實際裝卸油時，每層艙內(nèi)油液滿載是指油液容量達到艙容積的92%。罐體裝卸油步驟為：

圖4　罐體內(nèi)單層艙控制系統(tǒng)路線圖

1)油罐車罐體裝油時，油液從注油口流入到1#縱板上，當1#縱板上的油液壓力達到縱板上3個單向閥全導通的值時，油液流入到2#縱板上，依此順序，油液從1#縱板一直流到6#縱板；在第7層艙內(nèi)油液的液位達到第一閾值時，6#縱板左、右邊緣處的單向閥停止導通，液位達到第二閾值時，6#縱板上中間圓弧處的單向閥停止導通，此時第7層艙內(nèi)油液裝滿，依此順序，直至第1層艙油液裝滿，加油過程完成。

2)罐體卸油時，油液從放油口流出，1#～6#縱板上的各單向閥均呈導通狀態(tài)。第7層艙內(nèi)的油液首先被釋放出來，且上一層艙內(nèi)的油液迅速流下補充，使第7層艙內(nèi)始終保持裝滿油液的狀態(tài)，依此順序，上層艙內(nèi)的油液不斷流入到下層艙內(nèi)，直至油罐車中的油液卸除完為止。

3　多縱板式罐體液體沖擊仿真

3.1罐體有限元模型

本文以某重型罐車圓形油罐為研究對象，按1:1對罐體實際建模，罐體截面直徑為2.03 m，縱向防波板和罐體壁厚均為22 mm。在模擬罐體內(nèi)油液側(cè)向晃動時，假設罐體縱向不受外力，只側(cè)向受力，將實際的三維液體晃動簡化為二維。在進行數(shù)值模擬分析時，液體晃動模型采用k-ε湍流模型，自由界面采用VOF兩相流模型。設罐體內(nèi)部介質(zhì)為Fuel和Air，罐體充液比為60%。為便于仿真，多縱板式罐體的單層艙為滿載100%填充油液的狀態(tài)。為對比研究傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體的液體晃動特性，在Fluent中分別建立傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體的有限元模型如圖5所示。

a)傳統(tǒng)罐體　　　　　　　　b)多縱板式罐體圖5　傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體有限元模型

3.2罐體內(nèi)液體Fluent仿真

罐車側(cè)向加速度會增大罐車的側(cè)向力[11]1267-1268，導致罐車的側(cè)翻。為研究罐車制動瞬時的液體沖擊對整車穩(wěn)定性的影響，文中考慮罐車側(cè)向瞬時制動的極限行駛工況，假設罐車初始時刻保持靜止，在0～1 s時間段，罐體和油液共同沿圖1中y軸正方向以2 m/s速度運動，當?shù)竭_1 s時，罐車采取緊急制動，速度瞬時減為0。圖6a)、b)為緊急制動后傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體罐內(nèi)油液晃動的氣液兩相體積分布圖。氣液兩相分布圖以液體為參考標準，數(shù)字0～1代表液體在兩相中的體積分數(shù)，如圖6所示，淺色代表液體的體積分數(shù)為100%，深色代表液體的體積分數(shù)為0。

從圖6可看出，在罐車緊急制動后，罐體內(nèi)液體迅速涌向罐體的側(cè)壁，隨著時間的累積，在t=1.1 s時，多縱板式罐體右側(cè)內(nèi)壁的液體沖擊首先達到第一次峰值，接著在t=1.4 s時，傳統(tǒng)罐體右側(cè)內(nèi)壁的液體沖擊達到第一次峰值。在液體沖擊達到第一次峰值后，罐內(nèi)液體會撞擊回流，然后涌向罐體左側(cè)壁，如此往復。在兩種形式罐體內(nèi)，液體均作晃動幅度不斷衰減的來回振蕩沖擊，在沖擊過程中，多縱板式罐體內(nèi)液體同時與罐體側(cè)壁和弧形縱板產(chǎn)生撞擊，而傳統(tǒng)罐體內(nèi)液體僅與罐體側(cè)壁發(fā)生撞擊。在10 s左右時，多縱板式罐體內(nèi)液體的晃動幅度已經(jīng)很小，接近于靜止狀態(tài)下的液面，在15 s左右時，傳統(tǒng)罐體內(nèi)液體晃動恢復平靜。通過對比分析得出，在罐車側(cè)向緊急制動后的時間段內(nèi)，多縱板式罐體內(nèi)液體的沖擊達到歷次峰值的時間均早于傳統(tǒng)罐體，且趨于穩(wěn)定的時間較短，同時，多縱板式罐體內(nèi)液體的振蕩幅度遠遠小于傳統(tǒng)罐體。

1.0 s　　　　　　　　1.4 s　　　　　　　　1.7 s　　　　　　　　2.6 s　　　　　　　　3.6 s　　　　　　　15.1 sa)傳統(tǒng)罐體

1.0 s　　　　　　　　1.1 s　　　　　　　　1.5 s　　　　　　　4.0 s　　　　　　　　5.4 s　　　　　　　　10.0 sb)多縱板式罐體

圖6　油液晃動過程中的氣液兩相體積分布圖

為研究2種形式罐體罐內(nèi)油液沖擊力對罐車側(cè)翻的影響，本文在Fluent軟件中分別繪制2種罐體沿圖1中y軸負向、沿y軸正向的受力曲線圖。在Fluent中選取沖擊力測量點時，為測量罐體左側(cè)液體沖擊力，傳統(tǒng)罐體選取罐體左半側(cè)內(nèi)壁，多縱板式罐體選取罐體左半側(cè)內(nèi)壁、縱板左半側(cè)下表面、縱板右半側(cè)上表面；為測量罐體右側(cè)液體沖擊力，傳統(tǒng)罐體選取罐體右半側(cè)內(nèi)壁，多縱板式罐體選取罐體右半側(cè)內(nèi)壁、縱板右半側(cè)下表面、縱板左半側(cè)上表面。提取仿真迭代的0～4 000步時間段內(nèi)傳統(tǒng)罐體左、右側(cè)液體沖擊力變化曲線如圖7所示。由圖7可知，傳統(tǒng)罐體左側(cè)液體沖擊力峰值為Fzmax1=34 kN，右側(cè)液體沖擊力峰值Fymax1=205 kN。

a)罐體左側(cè)液體沖擊力　　　　　　　　　　　　　　　　　b)罐體右側(cè)液體沖擊力圖7　傳統(tǒng)式罐體左、右側(cè)液體沖擊力曲線圖

圖8為仿真過程中迭代的0～400步時間段內(nèi)多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力變化曲線圖，由圖8可得，多縱板式罐體左側(cè)液體沖擊力峰值為Fzmax2=108 kN，右側(cè)液體沖擊力峰值為Fymax2=158 kN。

多縱板式罐體左側(cè)液體沖擊力峰值為傳統(tǒng)罐體的317.6%，右側(cè)液體沖擊力峰值為傳統(tǒng)罐體的77%，多縱板式罐體將傳統(tǒng)罐體轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)所受液體沖擊力的峰值減少23%，緩解了罐體的危險受力工況，但罐體另一側(cè)所受液體沖擊力峰值有所增加。為全面評價罐體左、右側(cè)液體沖擊力在罐車側(cè)翻中所占的權(quán)重，建立液體沖擊下罐車的側(cè)翻指標，定義罐體左、右側(cè)液體沖擊力不均衡差

(8)

將傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體左、右側(cè)液體峰值沖擊力分別代入式(8)，得到傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體的左、右側(cè)液體沖擊力不均衡差分別為γ1=83.4%、γ2=31.6%。即多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力的不均衡差為傳統(tǒng)罐體的37.9%。

a)罐體左側(cè)液體沖擊力　　　　　　　　　　　　　　　　　　b)罐體右側(cè)液體沖擊力圖8　多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力曲線

罐車轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)的罐體內(nèi)壁所受的瞬時液體沖擊是造成罐車側(cè)翻的重要因素[3]。罐體左、右側(cè)液體沖擊力不均衡差反映罐車的側(cè)翻可能性，不均衡差越大，罐車左、右側(cè)受力越不均衡，越容易側(cè)翻。多縱板式罐體的左、右側(cè)液體沖擊力的均衡性優(yōu)于傳統(tǒng)罐體。從能量守恒的方面解釋，多縱板式罐體罐內(nèi)晃動的油液質(zhì)量少，且油液的晃動空間小，使得油液在晃動過程中的蓄能時間短，因此罐體左、右側(cè)液體沖擊的能量差小。同時，在多縱板式罐體中，弧形縱板和油液的接觸面積大，吸收了油液晃動的大部分能量。上述分析表明，在罐體轉(zhuǎn)向過程中，多縱板式罐體的“八”字形縱板將液體對罐體單側(cè)內(nèi)壁的瞬時沖擊力分解到左、右側(cè)內(nèi)壁上，從而避免罐體內(nèi)壁單側(cè)受力過大而導致的罐體側(cè)翻。

為驗證上述結(jié)論的有效性，文中選取罐車的低速、低側(cè)向加速度的轉(zhuǎn)向行駛工況作為驗證實例。在Fluent軟件中設置罐車以3 m/s的速度、0.3g的側(cè)向加速度轉(zhuǎn)彎，轉(zhuǎn)向時間為1 s，通過繪制該工況下傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力變化曲線可得，傳統(tǒng)罐體左側(cè)液體沖擊力峰值為Fzmax3=14.8 kN，右側(cè)液體沖擊力峰值Fymax3=50.6 kN，多縱板式罐體左側(cè)體沖擊力峰值為Fzmax4=36.0 kN，右側(cè)液體沖擊力峰值Fymax4=42.0 kN，多縱板式罐體左側(cè)液體沖擊力峰值為傳統(tǒng)罐體的243.2%，右側(cè)液體沖擊力峰值為傳統(tǒng)罐體的83%，多縱板式罐體將傳統(tǒng)罐體轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)的最大液體沖擊力峰值減少了17%。由式(8)計算可得，傳統(tǒng)罐體和多縱板式罐體的左、右側(cè)液體沖擊力不均衡差分別為：γ3=70.8%、γ4=14.3%。即多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力的不均衡差為傳統(tǒng)罐體的20.2%，仿真結(jié)果進一步驗證了多縱板式罐體減緩液體沖擊、降低罐車側(cè)翻概率結(jié)論的正確性。

4　動縱板式罐體設計

圖9　動縱板式罐體結(jié)構(gòu)原理圖

多縱板式罐體減緩液體沖擊的實質(zhì)是通過將罐體劃分為7個艙，減少罐體內(nèi)晃動液體的質(zhì)量，多縱板式罐體的6塊“八”字形縱板實現(xiàn)罐內(nèi)液體的“有級”防晃動。為實現(xiàn)罐體內(nèi)液體“無級”、智能防晃動，設計動縱板式罐體，如圖9所示。在動縱板式罐體的基礎(chǔ)上，基于整車協(xié)調(diào)控制，提出智能化油罐車防側(cè)翻控制系統(tǒng)，主要由車架1、罐體2、多維氣動壓板調(diào)節(jié)裝置3、組合式壓板4、質(zhì)心環(huán)形調(diào)節(jié)裝置5、罐體質(zhì)心控制器6、中央控制器7、罐車傳感器8、六維調(diào)姿仿生輪腿9、輪腿調(diào)姿控制器10組成[20]，如圖9所示。多維氣動壓板調(diào)節(jié)裝置對組合式壓板進行空間內(nèi)2轉(zhuǎn)動1平移共3個自由度的調(diào)節(jié)，采用3-{RPS}結(jié)構(gòu)的并聯(lián)機構(gòu)，其中移動副P為雙作用氣缸；組合式壓板用于抑制罐體內(nèi)油液的晃動；質(zhì)心環(huán)形調(diào)節(jié)裝置可沿罐體外壁作周向往復運動；六維調(diào)姿仿生輪腿數(shù)量為4個，每個輪腿具有空間內(nèi)6個自由度的調(diào)節(jié)，單個輪腿優(yōu)選R1-P-R2-P-3-{RPS}-R3(其中，R1⊥R2⊥R3)結(jié)構(gòu)的混聯(lián)機構(gòu)，其中移動副P優(yōu)選直線氣動機構(gòu)。罐車傳感器包括輪速和陀螺儀傳感器。

系統(tǒng)控制流程如圖10所示。設罐體坐標系和車輛坐標系相同。多維氣動壓板調(diào)節(jié)裝置和組合式壓板通過沿坐標系z軸平移和繞x軸轉(zhuǎn)動(圖9中的垂直紙面向里的方向)。轉(zhuǎn)動來調(diào)節(jié)罐體內(nèi)油液的質(zhì)心時，部分油液從泄油閥被壓出，質(zhì)心環(huán)形調(diào)節(jié)裝置盛裝泄油閥排出的油液，在罐體質(zhì)心控制器的協(xié)調(diào)控制下沿罐體外壁周向運動，以此實現(xiàn)罐體質(zhì)心的協(xié)同調(diào)節(jié)。在輪腿調(diào)姿控制器的控制下，4條輪腿協(xié)調(diào)工作實現(xiàn)罐車底盤質(zhì)心的調(diào)節(jié)。在中央控制器的控制下，輪腿調(diào)姿控制器和罐體質(zhì)心控制器協(xié)調(diào)工作，實現(xiàn)整車罐體質(zhì)心和底盤質(zhì)心的調(diào)節(jié)，進而通過改變整車質(zhì)心來抑制車輛的側(cè)翻。

圖10　動縱板式罐體控制系統(tǒng)流程圖

5　結(jié)語

1)建立罐車側(cè)傾模型和推導罐體的液體晃動附加力矩和傾覆力矩的計算公式，得出罐體液體晃動附加力矩和罐車傾覆力矩取最小值的方法，設計多縱板式罐體結(jié)構(gòu)。

2)多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力不均衡差分別為傳統(tǒng)罐體的37.9%和20.2%，多縱板式罐體左、右側(cè)液體沖擊力均勻，降低了罐體因單側(cè)內(nèi)壁液體沖擊力過大而側(cè)翻的幾率。

3)設計動縱板式罐體及油罐車智能化防側(cè)翻系統(tǒng)，通過對罐車罐體質(zhì)心和底盤質(zhì)心的實時協(xié)調(diào)控制，實現(xiàn)罐車的智能化防側(cè)翻。

研究結(jié)果可為進一步研究縱向防波板減緩罐車罐體內(nèi)液體瞬時沖擊的機理和縱板式罐體的產(chǎn)品開發(fā)提供參考。后續(xù)研究將圍繞弧形縱板的力學解析、多縱板式罐體的最優(yōu)結(jié)構(gòu)參數(shù)以及罐車的行駛條件對弧形板防沖擊效果的影響等方面展開。

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(責任編輯：楊秀紅)

Design and Research of Anti-Rollover Tank with Longitudinal Anti-Wave Baffle of Tanker

XUWenchao，CHENGJiangfeng

(AnhuiUniversityofScienceandTechnology,CollegeofMechanicalEngineering，Huainan232001，China)

A mathematic model of tanker rollover is built. Based on the model, the formula of liquid sloshing′s additional moment and overturning moment of tanker is derived. To minimize the value of liquid sloshing′s additional moment and overturning moment，the concept of tank with longitudinal baffle is put forward. Based on tank structure design theory，the tank with multiple longitudinal baffle and the tank with moving longitudinal baffle is designed. The study applies Fluent software to simulate liquid sloshing characteristics for tank with multiple longitudinal baffle as well as for traditional tank under the lateral instantaneous braking condition and uniform steering working condition. It turns out that the tank with multiple longitudinal baffle decomposes liquid impact on unilateral wall onto double side walls of tank and arc-shaped longitudinal baffle. Thus,the rollover probability of tanks is reduced by decreasing the impact on unilateral wall. The design of tank structure with moving longitudinal baffle and intelligent anti-rollover system finally achieves the intelligent control of tanker anti-rollover through real-time coordinated control of tank′s center of gravity and chassis′s center of gravity.

anti-rollover tank; longitudinal anti-wave baffle; liquid impact; overturning moment; Fluent simulation

2016-06-17

許文超(1992—)，男，安徽亳州人，碩士研究生，主要研究方向為車輛可靠性與安全技術(shù)，E-mail:wenchaoxu521@163.com.

10.3969/j.issn.1672-0032.2016.03.004

U469.61

A

1672-0032(2016)03-0016-08