液體晃動對槽罐車擺振系統動力學響應的影響分析

李金輝， 盧劍偉， 姜俊昭， 張 磊

(合肥工業大學 機械與汽車工程學院，合肥 230009)

前輪擺振是車輛運行中經常會出現的現象。擺振嚴重時會導致方向盤抖動、引發駕駛疲勞，并加速零部件的磨損，因此需要加以控制[1]。槽罐車罐內的液體晃動會對車身造成橫向沖擊，導致質心位移，并改變車身橫擺、側傾響應，對前輪擺振響應產生不可忽視的影響。

在前期人們對于非獨立懸架車輛擺振的相關研究中，通常基于經典的三自由度擺振動力學模型進行分析[2]，獲得了大量有用的結論。而針對罐體內液體晃動的研究也取得了一些成果，如陳銘軍[3]通過解析法分析液體的質心偏移，得到其對整車產生的附加作用力矩，考察了車輛的側翻臨界坡度角。管迪華等[4]研究了罐體與車身的連接機構對轉向輪擺振的影響，并重點探討了如何改變連接剛度以消除自激振動。陳益苞等[5]探討了不同的罐體截面形狀對車身穩定性的影響。但是，在上述研究中未考慮罐體內液體晃動對轉向輪擺振的影響。

基于上述原因，本文建立了液體晃動的等效模型，進而得到了考慮液體晃動影響的車輛擺振系統動力學模型，并通過數值算例分析了車輛在初始激勵作用下液體晃動對其擺振系統動力學響應的影響。

1 液體晃動等效模型

設槽罐內液體域為V，液體穩態自由面為?Vf，槽罐的濕表面為?Vu[6-7]，建立坐標系O-xyz，坐標原點O取在液體表面，如圖1所示。

圖1 槽罐簡化示意圖Fig.1 Schematic diagram of simplified tank

只考慮槽罐受到橫向平動的激勵，且速度為v0(t)，液體滿足連續性方程和不可滲透條件，得到勢函數χ(x,y,z,t)的邊界條件：

(1)

當液罐橫向激勵v0(t)=0時，液體自由晃動的特征模態同樣適用于受迫晃動。根據文獻[8]，令χ，ζ為只有晃動特征模態Φ、波高函數H的線性組合，即：

(2)

圖2 液體晃動等效示意圖Fig.2 Schematic diagram of equivalent liquid sloshing

對于第i階晃動方程，在z軸上zi處設置質量為mi的質點，受到剛度為ki的彈簧和阻尼為ci的阻尼作用力。其中m0是固定質量點，h為液面高度，如圖2所示。令mi偏離平衡位置的位移為yi(t)，則質點的運動微分方程為：

(3)

由上述公式得到等效模型參數與液體晃動動力參數之間的關系：

(4)

2 槽罐車擺振系統動力學模型

液體晃動與前輪擺振涉及的影響因素比較復雜，因此在確保分析結果有效的前提下作如下假設以簡化建模分析的難度。以兩軸罐車為例，將整車模型簡化成轉向系、車身、輪胎、液體等效系統，系統共有如下十個自由度：右輪擺角θ1，左輪擺角θ2，前橋側擺ψ，橫拉桿橫擺θram，質心側偏β，橫擺θω，車身側傾角φ，前三階等效質量晃動位移yi。進而分析系統的動能、勢能、耗散能及廣義力，并利用拉格朗日方程建立系統的動力學模型。

2.1 擺振系統動力學模型

建立非獨立懸架汽車擺振動力學模型，如圖3、圖4所示，為分析方便，本論文中僅計入橫拉桿左側的間隙，θ1、θ2為兩側車輪繞主銷的擺動角；kl為換算到主銷的直拉桿剛度；cl為換算到主銷的直拉桿阻尼；φ為車身的側傾角；ψ為前橋繞縱軸的側擺角。

圖3 轉向輪擺振模型Fig.3 Steering wheel shimmy model

橫拉桿和左梯形臂之間的間隙副如圖5所示，忽略油膜等因素的影響，軸銷中心為O1；半徑R1；軸套中心為O2；半徑R2，其間隙r為兩者半徑之差。

圖5中，e為O1、O2之間的距離，ex、ey分別為e在x，y方向上的分量，參考文獻[9]，當e

圖4 前懸架簡化模型Fig.4 Simplified model of front suspension

圖5 橫拉桿與左梯形臂運動副模型Fig.5 Motion pair model of tie rod and left trapezoid arm

在自由狀態下，橫拉桿與左梯形臂之間沒有作用力，而在接觸狀態下，假設只有軸套會發生彈性變形，而軸銷是剛體，則有：

Pn=Kκn+Cnun

(5)

式中：Pn為沿著O1O2方向的法向力；κn為法向變形；K、Cn為材料的剛度與法向阻尼系數；un為接觸點的法向速度。

由于運動副之間接觸時存在滑動，其切向力公式為：

Pt=-fcρcPn-Ctut

(6)

式中：fc為間隙的摩擦因數；ρc為與ut法向相同的階躍函數ρc=sign(vt)，Ct為切向阻尼系數；ut為間隙接觸點的切向速度[10]。

間隙運動副接觸力對左右轉向節的力矩分別為：

(7)

(8)

式中： 接觸力在x，y方向的分力為Fx、Fy；lram為橫拉桿長度；PHI為轉向梯形底角。

2.2 整車動力學模型

罐車結構如圖6所示，δ為右前輪轉角；Fyf、Fyr分別為前后輪胎受到地面的側向力；β為質心側偏角；β=vy/vx；ω為橫擺角速度；a，b分別為前后軸到質心的距離；d為液體等效晃動質心到整車質心的距離。

圖6 罐車結構示意圖Fig.6 Schematic diagram of tank truck structure

車身結構如圖7、8所示，ms為包括車架和液體質量在內的簧載質量；hs為車身簧載質心到偏轉軸距離，液體總質量為ml， 則m0=ml-∑mi；hi為各階晃動質量到液罐底部的高度，即hi=h+zi；h0為等效固定質量到液罐底部的高度；hg為側傾軸到液罐底部的高度。

圖7 車身前軸結構示意圖Fig.7 Schematic diagram of the front axle structure

圖8 車身后軸結構示意圖Fig.8 Schematic diagram of the rear axle structure

本文采用魔術公式描述輪胎的側偏力，可以寫為：

Fy=Sy+Dsin{Carctan[B(α-Sx)(1-E)+EarctanB(α-Sx)]}

(9)

式中：Fy輪胎的動態側偏力，a為車輪的側偏角。Sx，Sy，B，C，D，E為魔術公式參數，利用參考文獻[11]所給參數值，Sx=0，Sy=0，B=9.032 rad-1，C=1.29，D=-5.25 kN，E=-0.801，可以得到輪胎純側偏角工況下側偏力與側偏角之間的關系。

3 動力學方程的建立

根據有阻尼系統的拉格朗日方程，T，U，D，Q分別為系統的動能、勢能、耗散能和廣義力，qi為各階廣義坐標。

系統的動能：

(10)

式中：m為整車質量；β為質心側偏角；u為汽車前進速度；Iz為汽車橫擺轉動慣量；Iφ為簧載質量側傾轉動慣量；It1為前輪繞主銷的轉動慣量；IΨ為前橋繞其縱軸的側擺慣量。

系統的勢能：

(11)

式中：kφf、kφr分別為前、后懸架側傾角剛度；ki為第i階等效晃動剛度。

系統的耗散能：

(12)

式中：ci為第i階等效晃動阻尼；cφf、cfr分別為前、后簧載質量側傾角阻尼；ct為車輪繞主銷的當量阻尼。

系統的廣義力：

(13)

式中：hs為簧載質心到偏轉軸距離；Fyf為前輪側向力；Fyr為后輪側向力。

(14)

(15)

式中：hi為各階晃動質量到液罐底部的高度；h0為等效固定質量到液罐底部的高度；hg為側傾軸到液罐底部的高度。

(16)

(17)

式中：It2為車輪繞其本身的旋轉軸轉動慣量；ky為輪胎側向剛度；kz為輪胎垂向剛度；Fr為通過魔術公式得到的右輪側偏力，γ為主銷后傾角，ε為輪胎拖矩；l為主銷延長線與地面交點到車輪對稱面距離；f為滾動阻力系數；L為前軸輪距。

(18)

式中：Fl為通過魔術公式得到的左輪側偏力。

(19)

(20)

根據第二類拉格朗日方程，得到系統的微分方程：

(21)

(22)

(23)

(24)

(25)

(26)

(27)

(28)

4 算例分析及結論

為對比液體晃動對罐車的影響，以廈工某車型為分析對象，假設存在對比車型，罐內貯有相同密度，相同體積但不可晃動的固體，其他參數均相同。罐體尺寸長寬高分別為6 m×1.8 m×1.6 m，車輛其它參數如下表所示。

初始時車輛在平直的道路上勻速直線行駛，罐內充液比80%，以密度720 kg/m3的汽油為例，在1 s時刻，車輪駛過路面凹坑，前輪產生0.001 rad的擺角。

通過數值計算，得到車輛車身的側傾如圖9所示，由于罐內液體對罐體存在沖擊，使得槽罐車的車身側傾更加明顯，同時使車身側傾時晃動頻率降低，達到穩態的擺動次數增加，并且達到穩態的時間有所延長。

表1 車輛參數

圖9 車身側傾對比Fig.9 Comparison of roll motion

圖10為右前輪的擺角最大值隨著車速的變化曲線。假設初始激勵為右前輪發生0.001 rad的擺動，其中，橫拉桿與梯形臂之間的球鉸鏈間隙取值為0.2 mm。從圖中可以看出，當不存在液體晃動時，在車速18 km/h時發生一次跳躍。在45～75 km/h速度區間，液體晃動與擺振現象耦合最劇烈，抵消了液體阻尼的抑制作用，在其他速度區間，擺振與液體耦合作用比較弱，阻尼充分占主導。

圖10 擺振幅值分岔圖Fig.10 Bifurcation of shimmy amplitude

圖11和圖12分別為60 km/h的情況下，存在液體晃動和無晃動時達到穩態后的動力學響應，通過對比可以發現，存在液體時，擺振的幅值會變大，同時振動頻率降低，兩種狀況同樣為周期運動，但存在液體時會使運動形態發生改變。

圖11 考慮液體晃動時右前輪動力學響應Fig.11 Dynamic response of the right front wheel considering liquid sloshing

圖13所示，在橫拉桿與梯形臂間隙為0.2 mm和0.5 mm時，達到穩態后振幅會明顯增大，但頻率沒有發生變化，同時會使前輪的擺動的相位發生變化。

為了考察不同充液比下液體晃動對擺振的影響，將車速設定為發生擺振最明顯的60 km/h，對比貯有液體和等密度等體積固體的罐車在受到初始激勵后的響應。如圖14所示，貯有固體時其擺振近似線性增強；充液比很低和充滿的情況下，貯有液體與固體差別不大；而在65%～85%的充液比下，液體的晃動對擺振的影響最大。

圖12 不考慮液體晃動時右前輪動力學響應Fig.12 Dynamic response of the right front wheel without considering liquid sloshing

圖13 不同間隙擺角對比Fig.13 Comparison of shimmy with different clearance

圖14 充液比對擺振影響Fig.14 Effect on shimmy of different fluid filling rate

5 結 論

本文根據勢流理論和拉格朗日方程，建立了十個自由度的槽罐車擺振動力學模型，并分析了液體晃動對車輛轉向輪擺振的影響，并得到以下結論：

(1) 罐內液體的晃動會對罐車的前輪擺振產生影響，在低于45 km/h和高于75 km/h速度段，液體晃動存在的阻尼作用會抑制擺振的發生，而在45 km/h到75 km/h之間，會加劇擺振現象，使擺振峰值從0.006 rad增長到0.012 rad。

(2) 罐內的晃動會改變擺振的運動形態，振動頻率降低，但依然是周期運動。轉向系運動副間隙由0.2 mm增大到0.5 mm會明顯加劇擺振現象，使其60 km/h的擺振峰值由0.012 rad增長到0.018 rad，但不影響振動頻率。

(3) 在實際使用過程中，盡量避免80%左右的充液比，注意避開60 km/h左右的車速，轉向系運動副間隙過大時應及時更換修復，可以有效減小擺振的影響。

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