基于ABAQUS 有限元模擬的油箱支架強(qiáng)度分析

王靜，劉俊，趙莉

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

1 前言

隨著重卡市場(chǎng)的發(fā)展，燃油系統(tǒng)作為重要的供給系統(tǒng)，對(duì)汽車的動(dòng)力及安全性起著極其重要的作用，是我國(guó)檢驗(yàn)汽車的強(qiáng)制性指標(biāo)之一。油箱支架是箱體的承載部件，油箱支架的可靠性驗(yàn)證是制造商非常重視的問題，也是眾多學(xué)者及CAE 分析工作者研究的課題之一。例如王慶超[1]在燃油箱支架開裂原因分析及修復(fù)中認(rèn)為焊接質(zhì)量不良和焊縫強(qiáng)度不足可能是燃油箱支架開裂的重要原因；呂若塵[2]在商用車油箱支架的有限元分析及優(yōu)化中采用HyperWorks 軟件分析了四種工況下的油箱支架的靜強(qiáng)度，并設(shè)計(jì)支架優(yōu)化方案進(jìn)行應(yīng)力對(duì)比；于泉泉[3]采用ANSYS 對(duì)變壓器油箱在抽真空條件下的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行仿真；石怡坤[4]主要以靜剛度特性考慮多工況油箱支架結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化，使用GAP 單元模擬油箱、緊固帶和支架之間的接觸關(guān)系。

關(guān)于油箱支架的分析方法很多，但對(duì)于油箱、支架、橡膠、緊固帶之間的接觸或不考慮，或進(jìn)行線性分析，顯然增大了誤差概率，降低了仿真精度。眾所周知，接觸分析是一種典型的非線性分析，而ABAQUS 被稱為“國(guó)際上最先進(jìn)的大型通用非線性有限元分析軟件”[5]。因此本文采用ABAQUS 軟件，以某重型卡車的油箱系統(tǒng)為例，對(duì)油箱支架處緊固帶、橡膠及油箱本體之間采用不同接觸類型的建模方法進(jìn)行對(duì)比分析，旨在改善油箱的有限元建模方法，提高油箱支架仿真結(jié)果的精度。

2 建立有限元模型

2.1 模型參數(shù)

某重型卡車的油箱系統(tǒng)由π 型支架、L 型支架、拉帶、箱體、橡膠墊塊等組成。建模過程中統(tǒng)一網(wǎng)格尺寸，鈑金件基本單元尺寸為10mm，鑄件基本單元尺寸5mm。橡膠采用實(shí)體單元（C3D8H）模擬，鈑金件采用殼單元（S4R）模擬，橡膠墊塊引入Mooney-Rivlin 本構(gòu)模型，具體參數(shù)見表1、表2 所示。

表1 油箱系統(tǒng)模型參數(shù)

表2 橡膠硬度與Mooney-Rivlin 參數(shù)

2.2 接觸設(shè)置

油箱系統(tǒng)的建模過程中，包含多個(gè)接觸對(duì)，其中包括有π 型支架和L 型支架之間的接觸，緊固帶和橡膠的接觸、箱體和橡膠的接觸、L 型支架和橡膠的接觸。橡膠一側(cè)與箱體接觸，另外一側(cè)與緊固帶和L 型支架接觸。

2.3 加載條件

在汽車坐標(biāo)系中，x 負(fù)方向?yàn)槠囆旭偡较颍瑈 正方向指向汽車右側(cè)，z 正向指向汽車上方。油箱系統(tǒng)和車架縱梁連接，全約束縱梁兩端（如圖1），計(jì)算垂向工況，轉(zhuǎn)彎工況，制動(dòng)工況。

圖1 油箱系統(tǒng)有限元模型

3 方案介紹

3.1 建模方案一

方案一油箱系統(tǒng)建模中，油箱緊固帶處不施加螺栓預(yù)緊力，π 型支架和L 型支架之間不建立接觸；橡膠與緊固帶、橡膠與L 型支架、橡膠與箱體之間均采用共節(jié)點(diǎn)的方式，即綁定式接觸。

3.2 建模方案二

方案二油箱系統(tǒng)建模中，油箱緊固帶處施加螺栓預(yù)緊力10KN，π 型支架和L 型支架之間建立接觸，接觸類型選用有限滑移，接觸屬性的法向設(shè)定為硬接觸，切向選取庫(kù)倫摩擦，摩擦系數(shù)0.15；橡膠與緊固帶、橡膠與L 型支架同方案一相同，采用綁定接觸。箱體和橡膠之間的接觸采用有限滑移接觸，接觸屬性設(shè)置為硬接觸，切向選取庫(kù)倫摩擦，摩擦系數(shù)

0.85。

4 結(jié)果對(duì)比及討論

4.1 方案一計(jì)算結(jié)果分析

L 型支架三種工況下應(yīng)力計(jì)算計(jì)算結(jié)果（如圖2），垂向工況下最大應(yīng)力899.3MPa，集中在第四個(gè)螺栓孔周圍；轉(zhuǎn)彎工況最大應(yīng)力為393.7MPa；制動(dòng)工況最大應(yīng)力為284.4MPa。由于π 型支架和L 型支架之間沒有做接觸導(dǎo)致螺栓孔周圍應(yīng)力集中，特別是在垂向工況下很明顯。三種工況下，L 型支架下部分最大應(yīng)力都不超過100MPa，根據(jù)力學(xué)分析此結(jié)果是不合理的。

圖2 方案一油箱L 型支架垂向工況、轉(zhuǎn)彎工況、制動(dòng)工況應(yīng)力結(jié)果

4.2 方案二計(jì)算結(jié)果分析

L 型支架三種工況下應(yīng)力計(jì)算結(jié)果（如圖3），垂向工況最大應(yīng)力582.3MPa，轉(zhuǎn)彎工況最大應(yīng)力304.6MPa，制動(dòng)工況最大應(yīng)力310.0MPa。三種工況下π 型支架和L 型支架之間建立有限滑移接觸，L 型支架上部分應(yīng)力比不建立接觸降低很多，孔周圍沒有應(yīng)力集中。L 型支架下部分最大應(yīng)力在300MPa 左右，位置靠近施加螺栓預(yù)緊力的孔周圍。在轉(zhuǎn)彎和制動(dòng)工況可以看出，螺栓預(yù)緊力的對(duì)L 型支架下部分影響很大，大于摩擦力的影響。

圖3 方案二油箱L 型支架垂向工況、轉(zhuǎn)彎工況、制動(dòng)工況應(yīng)力結(jié)果

4.3 結(jié)果對(duì)比列表

表3 L 型支架兩種方案應(yīng)力結(jié)果對(duì)比

5 結(jié)論

通過對(duì)油箱系統(tǒng)進(jìn)行精細(xì)化建模，采用Mooney-Rivlin本構(gòu)來(lái)代替常規(guī)各向同性本構(gòu)對(duì)橡膠的模擬，對(duì)比仿真結(jié)果可以得出：

（1）油箱緊固帶處螺栓預(yù)緊力對(duì)L 型支架應(yīng)力分布影響很大。

（2）π 型支架和L 型支架接觸部分必須建立接觸，否則在兩個(gè)支架連接螺栓孔的周圍易引起應(yīng)力集中。

（3）油箱和緊固帶之間不應(yīng)采用綁定，否則會(huì)造成緊固帶處螺栓預(yù)緊力失效，導(dǎo)致L 型支架應(yīng)力結(jié)果有誤。

（4）在模擬實(shí)際接觸行為時(shí)，不要輕易的采用綁定接觸，綁定很容易改變整體結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布形勢(shì)，需要多做對(duì)比分析，選取最合理的簡(jiǎn)化方式。