付坤盛, 王 雷, 龔俊杰*, 管大勝, 黃艷平, 韋源源

(1. 揚(yáng)州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 江蘇 揚(yáng)州 225127; 2. 上海承飛航空特種設(shè)備有限公司, 上海 201600)

罐車是主要用于運(yùn)輸粉末貨物、液體和液化氣體的罐式容器, 以及進(jìn)行特定作業(yè)的專用車輛, 在運(yùn)輸業(yè)中起到越來越重要的作用, 因此對于罐車安全性的研究尤為重要[1]．為了盡可能減少液體晃動對罐車罐體的影響,需要在罐體內(nèi)部安裝并焊接防浪板．防浪板的合理布置可以顯著降低在不同行駛工況下的液體晃動幅度,對罐車的穩(wěn)定性和安全性極為重要[2-4]．Han等[5]分析了液罐車橫向、縱向和旋轉(zhuǎn)激勵(lì)的任意組合所引起的液體晃動, 指出液倉旋轉(zhuǎn)運(yùn)動對晃蕩力的影響不可忽略; Gridnev等[6]通過數(shù)值計(jì)算分析了主要交通參數(shù)在油罐車制動時(shí)的影響; Hernndez-Morales等[7]考慮了四種不同的罐體結(jié)構(gòu), 分別采用十字形和X形防浪板, 根據(jù)每種配置下罐內(nèi)液體發(fā)生的流動動力學(xué), 估算了罐體結(jié)構(gòu)中產(chǎn)生的應(yīng)力; Gao等[8]分析了具有各種多孔防浪板的二維儲罐在外部激勵(lì)下的液體晃動行為, 并研究了多孔擋板的長度、數(shù)量、位置、形狀、多孔效應(yīng)參數(shù)、外部載荷頻率和罐體形狀對液體晃蕩響應(yīng)的影響．本文擬從油罐車動態(tài)測試及仿真計(jì)算的角度對防浪板和罐體進(jìn)行研究, 并對測試結(jié)果和仿真結(jié)果進(jìn)行對比,確定罐體和防浪板是否符合強(qiáng)度要求(在許用應(yīng)力范圍內(nèi)),并找出油罐車疲勞壽命的薄弱部位,為油罐車在運(yùn)輸過程中的安全性提供依據(jù)．

1 罐體和防浪板有限元分析

1.1 有限元模型及材料參數(shù)

以某運(yùn)油半掛車為研究對象, 罐體及防浪板采用5083鋁合金材料, 材料的性能參數(shù)如表1所示．罐體壁厚5 mm, 長14.09 m, 寬2.986 m, 高2.651 m．油罐車三維簡化模型如圖1所示．本文采用實(shí)體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格, 單元大小為20 mm, 薄壁(罐體)網(wǎng)格為殼體單元．網(wǎng)格劃分后油罐車共有2 017 287節(jié)點(diǎn), 939 469個(gè)單元, 網(wǎng)格質(zhì)量為0.95．

表1 5083鋁合金材料的性能參數(shù)

圖1 三維模型Fig.1 3D model

1.2 流固耦合分析

為研究油罐車在經(jīng)過減速帶路況的行駛過程中罐內(nèi)液體對罐體及防浪板的作用,對油罐車進(jìn)行流固耦合仿真分析．由于油罐車為金屬結(jié)構(gòu), 其變形對流體形態(tài)影響較小, 故采用單向流固耦合分析．以水作為罐內(nèi)介質(zhì)[9], 采用多相流分析模型(水和空氣)對罐體內(nèi)液體進(jìn)行瞬態(tài)仿真, 設(shè)置罐體中液體的高度以及液體受到瞬時(shí)加速度a和重力加速度g的作用．

考慮到罐內(nèi)液體質(zhì)量及實(shí)際的使用狀況,對罐體在載重55 t(液面高度為1 750 mm, 罐內(nèi)液體占罐內(nèi)總體積90%), 車速為30 km·h-1的工況進(jìn)行分析．在動態(tài)仿真中, 液體的加速度由動態(tài)測試時(shí)加速度傳感器得到, 加速度傳感器布置在接近油罐車質(zhì)心的位置; 在過減速帶時(shí), 用加速度傳感器產(chǎn)生的3個(gè)加速度(ax,ay,az)分別表示油罐車質(zhì)心位置3個(gè)方向的加速度; 由于過減速帶時(shí), 車身會發(fā)生左右晃動的現(xiàn)象,因此產(chǎn)生一定的側(cè)向加速度．由此得到油罐車經(jīng)過減速帶時(shí), 其行駛方向加速度ay=0.373 6g, 側(cè)向加速度ax=0.434 3g, 垂直方向加速度az=0.47g．

當(dāng)油罐車經(jīng)過減速帶時(shí), 其罐內(nèi)液體的體積分布(流體狀態(tài))及罐體內(nèi)壁的壓力分布如圖2和圖3所示．由圖可知, 油罐車經(jīng)過減速帶, 會出現(xiàn)液面傾斜, 罐體上方產(chǎn)生一定“疏空”現(xiàn)象．由于罐體后部存在接近真空的狀態(tài), 在外界大氣壓作用下將產(chǎn)生負(fù)壓．

圖2 經(jīng)過減速帶時(shí)的罐內(nèi)流體狀態(tài)Fig.2 Fluid state in the tank when passing through the speed bump

圖3 罐體內(nèi)壁的壓力分布Fig.3 Pressure distribution on the inner wall of the tank

1.3 損傷熱點(diǎn)

流體瞬態(tài)仿真完成后, 將流體對罐體內(nèi)壁的壓力數(shù)值導(dǎo)入靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析中, 并定義罐體及防浪板的約束條件為底座固定約束．罐體的各組成部件間均采用焊接的方式連接,因此各接觸面之間接觸屬性均設(shè)置為綁定接觸．應(yīng)力分布仿真結(jié)果如圖4所示．仿真結(jié)果表明,罐體上應(yīng)力較大區(qū)域集中于罐體兩側(cè),其中第7塊防浪板及第5塊防浪板與罐體兩側(cè)的接觸部位應(yīng)力較大,最大應(yīng)力達(dá)58.84 MPa;損傷熱點(diǎn)位于第7塊防浪板的底部流水孔處,等效應(yīng)力為77.89 MPa．

圖4 應(yīng)力分布云圖Fig.4 Cloud chart of stress distribution

2 動應(yīng)力測試

根據(jù)仿真結(jié)果, 選取防浪板結(jié)構(gòu)中可能出現(xiàn)應(yīng)力破壞的區(qū)域作為動應(yīng)力測試點(diǎn)的位置, 用來驗(yàn)證油罐車經(jīng)過減速帶路況下的應(yīng)力變化．第7塊防浪板的測點(diǎn)分布如圖1所示．各個(gè)測點(diǎn)均粘貼單向電阻應(yīng)變計(jì), 測得各點(diǎn)的單向應(yīng)變值ε, 并根據(jù)單向應(yīng)力狀態(tài),運(yùn)用應(yīng)力應(yīng)變公式σ=Eε計(jì)算出各點(diǎn)應(yīng)力值, 式中E為5083鋁合金的彈性模量,采用第四強(qiáng)度理論計(jì)算主應(yīng)力．

圖5為各測點(diǎn)通過仿真計(jì)算和動態(tài)測試的應(yīng)力結(jié)果．由圖5可知, 過減速帶路況下,防浪板上測點(diǎn)的應(yīng)力試驗(yàn)值與計(jì)算值變化趨勢基本一致,由于動態(tài)測試得到的應(yīng)力值為測點(diǎn)所受到的最大應(yīng)力,而防浪板上測點(diǎn)處的應(yīng)力并非為最大動應(yīng)力,且實(shí)驗(yàn)中油罐車經(jīng)過減速帶時(shí)的情況較為復(fù)雜,在仿真時(shí)僅以質(zhì)心處測得的加速度進(jìn)行仿真,實(shí)際油罐車在經(jīng)過減速帶時(shí)的搖擺與俯仰是造成上部低應(yīng)力區(qū)應(yīng)力實(shí)測值偏大的主要原因之一．

圖5 測點(diǎn)的動態(tài)應(yīng)力測試值與仿真值Fig.5 Dynamic stress test value and simulation value of the measuring point

3 疲勞分析

3.1 信號處理

對加速度信號進(jìn)行短時(shí)傅里葉變換, 加速度信號由油罐車經(jīng)過減速帶時(shí)加速度傳感器獲?。鶕?jù)采樣定理, 可得到在0～30 Hz范圍內(nèi)對應(yīng)的功率譜密度, 如圖6所示．

圖6 功率譜密度Fig.6 Power spectral density

3.2 壽命預(yù)測

將油罐車模型導(dǎo)入nCode DesignLife疲勞分析軟件, 建立多軸隨機(jī)振動疲勞壽命分析, 并對損傷熱點(diǎn)區(qū)域選擇其平均疲勞壽命[11]．由于影響疲勞壽命的因素不僅限于應(yīng)力大小, 還與應(yīng)力循環(huán)特性有關(guān), 結(jié)合實(shí)際運(yùn)行工況與仿真結(jié)果,低疲勞壽命區(qū)域大多位于第7塊防浪板上, 如圖7所示．因此分別在防浪板各區(qū)域選擇3個(gè)節(jié)點(diǎn)求低疲勞壽命區(qū)域的平均壽命,結(jié)果如表2所示．對于3個(gè)節(jié)點(diǎn)的選擇依據(jù)為:前期使用中曾經(jīng)出現(xiàn)開裂的部位,廠方初步計(jì)算應(yīng)力偏高的區(qū)域,前期設(shè)計(jì)中已做過反復(fù)改動的區(qū)域．結(jié)果顯示, F5區(qū)域的疲勞壽命最低, 循環(huán)次數(shù)達(dá)3.148×108次, 由公式T=nt/3 600可計(jì)算出防浪板的最低壽命, 式中n為循環(huán)次數(shù),t為仿真時(shí)間．本文仿真時(shí)間t為3 s, 計(jì)算可得疲勞壽命約為26 230.83 h．測試過程中油罐車的行駛速度為30 km·h-1, 則里程數(shù)達(dá)786 925 km時(shí)該區(qū)域發(fā)生疲勞破壞．

表2 低疲勞壽命區(qū)域的平均疲勞壽命

圖7 第7塊防浪板的損傷熱點(diǎn)區(qū)域Fig.7 Damage hot spot area of the 7th wave breaker

由于該油罐車僅限于機(jī)場使用,滿載時(shí)速度被嚴(yán)格限制在30 km·h-1, 過減速帶是其典型工況,根據(jù)《中國境內(nèi)汽車報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)》中規(guī)定的重、中型載貨汽車?yán)塾?jì)行駛40萬公里的標(biāo)準(zhǔn),該鋁合金運(yùn)油半掛車滿足行駛里程數(shù)的要求,因此無須對最低疲勞壽命處進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)．

4 結(jié)論

本文以油罐車及其防浪板為研究對象,對油罐車經(jīng)過減速帶時(shí)的特定路況進(jìn)行動力學(xué)分析;并在此基礎(chǔ)上預(yù)測油罐車的隨機(jī)振動疲勞壽命,得到了以下結(jié)論:

1) 結(jié)合仿真分析和動態(tài)測試,得到罐體上應(yīng)力較大區(qū)域主要分布于罐體兩側(cè),最大應(yīng)力值為58.84 MPa; 第7塊防浪板底部流水孔區(qū)域的應(yīng)力較大,最大應(yīng)力值為77.89 MPa; 許用應(yīng)力取5083鋁合金抗拉強(qiáng)度的1/4,即罐體的許用應(yīng)力為73 MPa,可知罐體滿足強(qiáng)度要求并有足夠的安全裕度,而第7塊防浪板的底部流水孔處存在高應(yīng)力區(qū)域, 故可在D9～D12測點(diǎn)處優(yōu)化設(shè)計(jì)方案;

2) 通過試驗(yàn)與仿真數(shù)據(jù)的對比可知測點(diǎn)應(yīng)力的試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果具有較好的一致性,故可用油罐車模型進(jìn)行疲勞分析;

3) 油罐車短疲勞壽命區(qū)域位于第7塊防浪板的F5區(qū)域, 其疲勞壽命為26 230.83 h, 故該型號油罐車滿足使用要求．