大吨位油罐车罐体结构动态性能研究

付坤盛, 王 雷, 龚俊杰*, 管大胜, 黄艳平, 韦源源

(1. 扬州大学机械工程学院, 江苏 扬州 225127; 2. 上海承飞航空特种设备有限公司, 上海 201600)

罐车是主要用于运输粉末货物、液体和液化气体的罐式容器, 以及进行特定作业的专用车辆, 在运输业中起到越来越重要的作用, 因此对于罐车安全性的研究尤为重要[1]．为了尽可能减少液体晃动对罐车罐体的影响,需要在罐体内部安装并焊接防浪板．防浪板的合理布置可以显著降低在不同行驶工况下的液体晃动幅度,对罐车的稳定性和安全性极为重要[2-4]．Han等[5]分析了液罐车横向、纵向和旋转激励的任意组合所引起的液体晃动, 指出液仓旋转运动对晃荡力的影响不可忽略; Gridnev等[6]通过数值计算分析了主要交通参数在油罐车制动时的影响; Hernndez-Morales等[7]考虑了四种不同的罐体结构, 分别采用十字形和X形防浪板, 根据每种配置下罐内液体发生的流动动力学, 估算了罐体结构中产生的应力; Gao等[8]分析了具有各种多孔防浪板的二维储罐在外部激励下的液体晃动行为, 并研究了多孔挡板的长度、数量、位置、形状、多孔效应参数、外部载荷频率和罐体形状对液体晃荡响应的影响．本文拟从油罐车动态测试及仿真计算的角度对防浪板和罐体进行研究, 并对测试结果和仿真结果进行对比,确定罐体和防浪板是否符合强度要求(在许用应力范围内),并找出油罐车疲劳寿命的薄弱部位,为油罐车在运输过程中的安全性提供依据．

1 罐体和防浪板有限元分析

1.1 有限元模型及材料参数

以某运油半挂车为研究对象, 罐体及防浪板采用5083铝合金材料, 材料的性能参数如表1所示．罐体壁厚5 mm, 长14.09 m, 宽2.986 m, 高2.651 m．油罐车三维简化模型如图1所示．本文采用实体单元划分网格, 单元大小为20 mm, 薄壁(罐体)网格为壳体单元．网格划分后油罐车共有2 017 287节点, 939 469个单元, 网格质量为0.95．

表1 5083铝合金材料的性能参数

图1 三维模型Fig.1 3D model

1.2 流固耦合分析

为研究油罐车在经过减速带路况的行驶过程中罐内液体对罐体及防浪板的作用,对油罐车进行流固耦合仿真分析．由于油罐车为金属结构, 其变形对流体形态影响较小, 故采用单向流固耦合分析．以水作为罐内介质[9], 采用多相流分析模型(水和空气)对罐体内液体进行瞬态仿真, 设置罐体中液体的高度以及液体受到瞬时加速度a和重力加速度g的作用．

考虑到罐内液体质量及实际的使用状况,对罐体在载重55 t(液面高度为1 750 mm, 罐内液体占罐内总体积90%), 车速为30 km·h-1的工况进行分析．在动态仿真中, 液体的加速度由动态测试时加速度传感器得到, 加速度传感器布置在接近油罐车质心的位置; 在过减速带时, 用加速度传感器产生的3个加速度(ax,ay,az)分别表示油罐车质心位置3个方向的加速度; 由于过减速带时, 车身会发生左右晃动的现象,因此产生一定的侧向加速度．由此得到油罐车经过减速带时, 其行驶方向加速度ay=0.373 6g, 侧向加速度ax=0.434 3g, 垂直方向加速度az=0.47g．

当油罐车经过减速带时, 其罐内液体的体积分布(流体状态)及罐体内壁的压力分布如图2和图3所示．由图可知, 油罐车经过减速带, 会出现液面倾斜, 罐体上方产生一定“疏空”现象．由于罐体后部存在接近真空的状态, 在外界大气压作用下将产生负压．

图2 经过减速带时的罐内流体状态Fig.2 Fluid state in the tank when passing through the speed bump

图3 罐体内壁的压力分布Fig.3 Pressure distribution on the inner wall of the tank

1.3 损伤热点

流体瞬态仿真完成后, 将流体对罐体内壁的压力数值导入静态结构分析中, 并定义罐体及防浪板的约束条件为底座固定约束．罐体的各组成部件间均采用焊接的方式连接,因此各接触面之间接触属性均设置为绑定接触．应力分布仿真结果如图4所示．仿真结果表明,罐体上应力较大区域集中于罐体两侧,其中第7块防浪板及第5块防浪板与罐体两侧的接触部位应力较大,最大应力达58.84 MPa;损伤热点位于第7块防浪板的底部流水孔处,等效应力为77.89 MPa．

图4 应力分布云图Fig.4 Cloud chart of stress distribution

2 动应力测试

根据仿真结果, 选取防浪板结构中可能出现应力破坏的区域作为动应力测试点的位置, 用来验证油罐车经过减速带路况下的应力变化．第7块防浪板的测点分布如图1所示．各个测点均粘贴单向电阻应变计, 测得各点的单向应变值ε, 并根据单向应力状态,运用应力应变公式σ=Eε计算出各点应力值, 式中E为5083铝合金的弹性模量,采用第四强度理论计算主应力．

图5为各测点通过仿真计算和动态测试的应力结果．由图5可知, 过减速带路况下,防浪板上测点的应力试验值与计算值变化趋势基本一致,由于动态测试得到的应力值为测点所受到的最大应力,而防浪板上测点处的应力并非为最大动应力,且实验中油罐车经过减速带时的情况较为复杂,在仿真时仅以质心处测得的加速度进行仿真,实际油罐车在经过减速带时的摇摆与俯仰是造成上部低应力区应力实测值偏大的主要原因之一．

图5 测点的动态应力测试值与仿真值Fig.5 Dynamic stress test value and simulation value of the measuring point

3 疲劳分析

3.1 信号处理

对加速度信号进行短时傅里叶变换, 加速度信号由油罐车经过减速带时加速度传感器获取．根据采样定理, 可得到在0～30 Hz范围内对应的功率谱密度, 如图6所示．

图6 功率谱密度Fig.6 Power spectral density

3.2 寿命预测

将油罐车模型导入nCode DesignLife疲劳分析软件, 建立多轴随机振动疲劳寿命分析, 并对损伤热点区域选择其平均疲劳寿命[11]．由于影响疲劳寿命的因素不仅限于应力大小, 还与应力循环特性有关, 结合实际运行工况与仿真结果,低疲劳寿命区域大多位于第7块防浪板上, 如图7所示．因此分别在防浪板各区域选择3个节点求低疲劳寿命区域的平均寿命,结果如表2所示．对于3个节点的选择依据为:前期使用中曾经出现开裂的部位,厂方初步计算应力偏高的区域,前期设计中已做过反复改动的区域．结果显示, F5区域的疲劳寿命最低, 循环次数达3.148×108次, 由公式T=nt/3 600可计算出防浪板的最低寿命, 式中n为循环次数,t为仿真时间．本文仿真时间t为3 s, 计算可得疲劳寿命约为26 230.83 h．测试过程中油罐车的行驶速度为30 km·h-1, 则里程数达786 925 km时该区域发生疲劳破坏．

表2 低疲劳寿命区域的平均疲劳寿命

图7 第7块防浪板的损伤热点区域Fig.7 Damage hot spot area of the 7th wave breaker

由于该油罐车仅限于机场使用,满载时速度被严格限制在30 km·h-1, 过减速带是其典型工况,根据《中国境内汽车报废标准》中规定的重、中型载货汽车累计行驶40万公里的标准,该铝合金运油半挂车满足行驶里程数的要求,因此无须对最低疲劳寿命处进行结构改进．

4 结论

本文以油罐车及其防浪板为研究对象,对油罐车经过减速带时的特定路况进行动力学分析;并在此基础上预测油罐车的随机振动疲劳寿命,得到了以下结论:

1) 结合仿真分析和动态测试,得到罐体上应力较大区域主要分布于罐体两侧,最大应力值为58.84 MPa; 第7块防浪板底部流水孔区域的应力较大,最大应力值为77.89 MPa; 许用应力取5083铝合金抗拉强度的1/4,即罐体的许用应力为73 MPa,可知罐体满足强度要求并有足够的安全裕度,而第7块防浪板的底部流水孔处存在高应力区域, 故可在D9～D12测点处优化设计方案;

2) 通过试验与仿真数据的对比可知测点应力的试验结果与仿真结果具有较好的一致性,故可用油罐车模型进行疲劳分析;

3) 油罐车短疲劳寿命区域位于第7块防浪板的F5区域, 其疲劳寿命为26 230.83 h, 故该型号油罐车满足使用要求．