基于有限元的液罐車罐體結構分析*

房 亮

(海沃機械(中國)有限公司，江蘇 揚州 225006)

0 引言

在交通運輸業中，罐車運輸扮演著十分重要的角色。在液罐車運輸過程中，隨著罐車加速或者減速，罐車里面的液體會產生晃動的現象，這種液體的波動會對罐體和車身造成損害，降低罐車的安全穩定性[1]。因此，對液罐車液體晃動進行分析具有非常重要的意義[2]。

在關于罐車晃動的研究方面，相關人員已進行了一些研究，如王瓊瑤等[3]采用一種流體-彈性膜耦合動力學模型，研究了二維水平圓柱形罐體在橫向加速度激勵下液體晃動的動力學現象；張詩琪等[4]通過SPH方法建立了非慣性系下大幅晃動液體的運動方程，并利用達朗貝爾原理計算得到向質心簡化的晃動力和晃動力偶矩,以此建立了充液單剛體的動力學方程，最后考慮剛體之間的運動學約束關系，建立了剛-液耦合多體系統的動力學方程。

本文對某消毒液罐車進行研究，對液罐車在不同液面高度以及不同加速度下進行流固耦合分析，并基于流體仿真結果，將流體對罐體內壁的壓力導入靜態結構分析中，計算出應力大小，從而得到液體晃動對罐體結構的影響。

1 有限元模型的建立

本文以某消毒液罐車作為研究對象，運用SoildWorks建立其三維模型，再將其導入到Workbench軟件中進行分析計算，并且對模型進行相應簡化及幾何清理，刪除模型中對分析結果影響很小的孔，簡化后的罐車模型如圖1所示。罐體及防浪板均采用鋁合金5083，材料的性能參數如表1所示。根據罐體模型建立罐內流體模型，如圖2所示。根據罐體結構生成流體計算域，流體主要包括空氣和液體(仿真中設置為液態水)。

圖1 簡化后的罐車模型

采用實體單元對模型進行網格劃分，單元大小為20 mm，薄壁(罐體)網格為殼單元，網格劃分后共得到97 098個節點、511 192個單元，網格質量為0.94。

表1 鋁合金5083材料的性能參數

2 求解方法設置

為研究罐車在剎車或減速狀態下罐內液體對罐車的作用，計算罐車整體應力，對罐車進行流固耦合仿真分析。由于車體為金屬結構，其變形對流體形態影響較小，故采用單向流固耦合分析[5]。將流體網格導入Fluent，采用多相流分析模型對罐體內液體進行瞬態仿真分析，設置罐體中水的高度，罐體中的液體受到瞬時加速度和重力加速度作用，加速度方向及多相流模型如圖3所示。制動前車速為40 km/h，當罐車開始制動時，開始計時t=0。

3 仿真分析

根據消毒液罐車實際行駛情況，本文在罐內液面高度為0.9 m、主加速度為0.7g時對其進行仿真研究。之后根據流體仿真結果，將流體對罐體內壁的壓力導入靜態結構分析中進行車體靜態結構分析。

圖2 罐內流體模型圖3 水-空氣多相流分析模型

3.1 流體仿真分析

罐體內流體狀態如圖4所示，罐內液體上方晃動較為明顯。罐體內壁所受壓力如圖5所示，罐體內壁所受壓力最大部位位于受沖擊一側的最底部，最大壓力為13.03 kPa，沿著該部位到水面壓力值逐漸減少。

圖4 罐體內流體狀態 圖5 罐體內壁所受壓力云圖 圖6 罐體受沖擊一側擋板應力云圖

3.2 罐車車體靜態分析

罐體受沖擊一側擋板應力云圖如圖6所示。由圖6可以看出：由于液體沖擊，罐體受沖擊一側擋板會明顯受力，最大應力區域在擋板下方加強筋處，最大應力為172.35 MPa，擋板主要應力區位于上下兩處加強筋及中間區域，擋板上方受到的應力相對小很多。同時，防浪板的存在可以大幅減少罐體內部液體沖擊和波動，防浪板的應力云圖如圖7所示，防浪板最大應力部位位于靠近底部兩側，最大應力為6.76 MPa。

因此，在本工況下，罐體內壁和防浪板所受到的應力均很小，結合材料性能可知，罐體內壁和防浪板在實際工況下具有較高的可靠性。通過計算結果，得出最大應力部位在受沖擊一側擋板上，且最大應力達到172.35 MPa，結合實際更加復雜工況，可知擋板存在一定安全隱患。因此，下文通過多種工況分析不同因素對該擋板的影響。

4 多工況分析

4.1 不同罐內液面高度分析結果

在主加速度為0.7g時，對罐內液面高度分別為0.3 m、0.6 m、0.9 m、1.2 m的情況進行計算分析。

計算結果顯示，罐內液面高度為0.3 m時液體晃動最明顯，同時，罐內內壁所受最大壓力的部位為受液體沖擊一側底部，隨著液面高度的提高，最大壓力不斷提高，在液面高度為1.2 m時，最大壓力為14.4 kPa。對于防浪板，最大應力部位位于防浪板底部的兩側，在液面高度為0.9 m時，最大應力為6.76 MPa，但當液面高度為1.2 m時，可認定為滿載狀態，防浪板最大應力為0.9 MPa。對于整體應力最大的受沖擊一側擋板，最大應力部位均位于擋板的下方加強筋上，所受最大應力如圖8所示。由圖8可知，在罐內液面高度由0.3 m增大到0.9 m時，擋板所受最大應力快速提高，由液面高度為0.3 m時的53.85 MPa提升到液面高度為0.9 m時的172.35 MPa，在液面高度為1.2 m時，最大應力達到202.17 MPa。

4.2 不同主加速度分析結果

當液面高度為0.9 m，對罐車主加速度分別為0.3g、0.4g、0.5g、0.6g、0.7g時的情況進行計算分析。

經過仿真計算發現，在主加速度為0.3g時，液體晃動最為明顯。對于罐體內壁壓力，壓力最大區域位于受沖擊一側底部，主加速度越大，最大壓力隨之緩慢提高，在主加速度為0.7g時，最大壓力為13.03 kPa。對于防浪板，最大應力區域位于接近底部兩側，隨著主加速度增加，最大應力也逐步增大，主加速度為0.7g時，最大應力為6.76 MPa。對于受沖擊一側擋板，最大應力區域位于下方加強筋上，不同主加速度下最大應力如圖9所示。由圖9可以看出，隨著主加速度增加，擋板最大應力增加較大，在主加速度為0.3g時，最大應力為119.8 MPa，在主加速度為0.7g時，最大應力為172.35 MPa。

圖7 罐體防浪板應力云圖 圖8 受沖擊一側擋板在不同液面高度時的最大應力 圖9 受沖擊一側擋板在不同主加速度下的最大應力

5 結論

針對液罐車在工作中罐體內液體晃動現象，根據液罐車實際行駛情況，對消毒液罐車進行流固耦合分析，再根據流體仿真結果，將流體對罐體內壁的壓力導入靜態結構分析中，進行車體靜態結構分析，得出液罐車結構性能。由分析結果可知，最大應力位于受沖擊一側擋板上。

同時以不同罐內液面高度以及不同主加速度兩個因素進行變量分析。通過仿真結果可知，最大應力均位于受沖擊一側擋板上。在主加速度為0.7g時，隨著液面高度增加，最大應力迅速增大，液面高度為1.2 m時最大應力達到202.17 MPa。在液面高度為0.9 m時，隨著主加速度增大，最大應力也隨之增加，在主加速度為0.7g時，最大應力為172.35 MPa。在不同液面高度和加速度下，罐體內壁最大壓力為14.4 kPa，防浪板最大應力為6.76 MPa，小于材料屈服強度，因此該液罐車強度滿足設計要求。