基于ANSYS/LS-DYNA的移動(dòng)式壓力容器動(dòng)態(tài)碰撞仿真分析

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(石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,河北 石家莊 050043)

0 引言

隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展以及現(xiàn)代工業(yè)的快速成長，氣體產(chǎn)品種類越來越豐富，氣體工業(yè)加速發(fā)展，加上世界制造業(yè)的調(diào)整，移動(dòng)式壓力容器的裝備制造中心也正迅速崛起并向中國轉(zhuǎn)移。移動(dòng)式壓力容器所具有的裝載量大、運(yùn)輸手段靈活和運(yùn)輸成本低廉的特點(diǎn)，逐步發(fā)展成為運(yùn)輸工業(yè)氣體的主力，并在我國國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展過程中起著重要的作用。移動(dòng)式壓力容器儲(chǔ)運(yùn)的介質(zhì)絕大多數(shù)都屬于易燃、易爆等有害液化氣體，如果引發(fā)安全事故，不僅造成財(cái)產(chǎn)損失，也容易污染環(huán)境甚至造成人員傷亡，社會(huì)影響極其惡劣。

國內(nèi)外在移動(dòng)式壓力容器的研究主要集中于壓力容器的無損探傷、優(yōu)化設(shè)計(jì)、運(yùn)輸車的靜強(qiáng)度分析、罐體內(nèi)部防波板的靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)以及防波性能等方面，對移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車的整體動(dòng)態(tài)追尾碰撞的研究尚屬空白，主要由于其整體建模非常復(fù)雜，瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析的計(jì)算量過于龐大，造成很多人心有余而力不足，面對本課題無從下手。本文重點(diǎn)針對HGJ9403GYQ型半掛運(yùn)輸車滿載時(shí)在運(yùn)行狀態(tài)下被后方車輛以60 km/h的相對速度追尾的情況作分析。由于移動(dòng)式壓力容器及其運(yùn)輸車的模型非常復(fù)雜，故使用Solidworks完成其三維實(shí)體模型的建模，巧妙利用Solidworks與Workbench的接口將模型無縫導(dǎo)入，得到三維有限元模型，并根據(jù)實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)做適當(dāng)精簡和換算后將仿真條件加載，用LS-DYNA對其進(jìn)行運(yùn)算，最后在LS-PREPOST中觀察仿真結(jié)果。仿真流程如圖1所示。本研究創(chuàng)造性地利用了各軟件間的兼容性，將仿真做到簡單、高效、所有數(shù)據(jù)精確無誤，并且為該型半掛運(yùn)輸車后續(xù)設(shè)計(jì)制造提供理論依據(jù)，給同行在實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和仿真方法上提供參考。

圖1 碰撞仿真流程圖

1 建立Solidworks三維模型

Solidworks作為一款三維實(shí)體建模軟件，具有功能強(qiáng)大、易學(xué)易用等特點(diǎn)，可以勝任復(fù)雜模型的建立，相比在ANSYS Workbench中更加具有靈活性和可操作性。通過Solidworks對移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車進(jìn)行實(shí)體建模，先建立零件模型，最后進(jìn)行裝配，得到整體模型如圖2所示。

2 有限元模型的建立

2.1 模型簡化

由于移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車的模型非常復(fù)雜，為加快其有限元分析的速度，需要按以下原則進(jìn)行化簡[1]：(1)總體簡化。分析主要集中在壓力容器以及與之關(guān)聯(lián)的螺栓和車架，不考慮車頭以及輪胎的受力情況，故可在保留其對壓力容器的有效載荷的情況下將其化簡；(2)零件簡化。在不影響計(jì)算結(jié)果的基礎(chǔ)上，對壓力容器非直接碰撞部位的零部件進(jìn)行適當(dāng)簡化；(3)微小特征簡化。對模型中不重要的零部件上的小孔、圓角、倒角等特征進(jìn)行適當(dāng)簡化，對關(guān)鍵部位的特征則進(jìn)行了保留。將簡化后的模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，如圖3所示。

圖2 移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車三維模型 圖3 簡化的三維模型

2.2 材料機(jī)械性能

模型中，壓力容器的材料為16MnR，車體及相關(guān)附件的材料為45鋼，表1列出了相關(guān)材料的機(jī)械性能[2]。

表1 材料的相關(guān)參數(shù)

2.3 接觸設(shè)置

移動(dòng)式壓力容器的許多零件間的接觸都是面面接觸，故需要建立接觸對，在接觸對中指定接觸面和目標(biāo)面時(shí)需要按照一定的原則設(shè)置[3]：網(wǎng)格較細(xì)的面設(shè)為接觸面，較粗的設(shè)為目標(biāo)面；凸面設(shè)為接觸面，凹面設(shè)為目標(biāo)面；面積小的面設(shè)為接觸面，大面設(shè)為目標(biāo)面；比較軟的面設(shè)為接觸面，比較硬的設(shè)為目標(biāo)面。依此方法設(shè)置接觸，使其接近實(shí)際條件。

2.4 網(wǎng)格劃分

模型的網(wǎng)格劃分是有限元分析的重要環(huán)節(jié)，其網(wǎng)格的質(zhì)量好壞直接影響計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。本文綜合利用了自由劃分、四面體網(wǎng)格、六面體網(wǎng)格主導(dǎo)、掃掠以及多區(qū)掃掠的方法，利用全局網(wǎng)格控制和局部網(wǎng)格控制，并綜合手動(dòng)控制和自動(dòng)網(wǎng)格來劃分，以便達(dá)到預(yù)期的網(wǎng)格化模型。模型整體都遵循先簡單后復(fù)雜，先劃小零件、后劃結(jié)構(gòu)件，先局部后整體的原則，并以Mesh Metric的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)反復(fù)修改各個(gè)零部件的網(wǎng)格參數(shù)，不斷提高網(wǎng)格質(zhì)量，以保證網(wǎng)格的最優(yōu)化。相對于ANSYS傳統(tǒng)的手動(dòng)劃分網(wǎng)格，更加易于控制網(wǎng)格的劃分走向，同時(shí)對于自動(dòng)劃分網(wǎng)格的方法，更易于控制網(wǎng)格的劃分質(zhì)量，將模型的網(wǎng)格基本全部劃成優(yōu)質(zhì)網(wǎng)格，從而極大地減少了畸形網(wǎng)格的數(shù)量，提高了精度，在網(wǎng)格化模型的過程中將耗時(shí)和質(zhì)量都達(dá)到最優(yōu)狀態(tài)，使以往因?yàn)槟Ｐ瓦^于復(fù)雜而不能進(jìn)行的仿真成為了可能。網(wǎng)格化的模型中，四面體單元占多數(shù)，六面體單元次之，極少數(shù)的五面體單元，其中壓力容器罐體部分采用的是殼單元，在不影響計(jì)算精度的情況下，可以顯著提高計(jì)算速度。

2.5 邊界條件與載荷

仿真主要是模擬移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車遭受60 km/h相對速度的車輛追尾后，容器、車體和連接螺栓等的受力情況，不關(guān)心追尾車輛的受力變形情況，故將其簡化成一個(gè)5 000 mm×3 500 mm×110 mm，質(zhì)量為15 t的質(zhì)量塊，可以顯著加快計(jì)算速度。

由于模型中已將車頭及輪胎化簡，為減小仿真誤差，需將其質(zhì)量及摩擦力附加在模型中[4-5]。摩擦力和慣性力產(chǎn)生于碰撞瞬間、運(yùn)輸車狀態(tài)發(fā)生改變的時(shí)刻，故可以統(tǒng)一換算成阻力。后輪與地面的阻力F1和前方牽引銷處的阻力F2可表示為

F1=uMcg

(1)

F2=u(m11+m3)g

(2)

式中,u為輪胎與路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，取值0.7;Mc為運(yùn)輸車在后軸上分布的質(zhì)量總和;g為重力加速度，9.8 m/s2;m11為滿載罐體分配在牽引銷上的質(zhì)量;m3為車頭的質(zhì)量，參數(shù)提供為5 990 kg。已知

Mc=(M-m1-m2)+m12

(3)

L=(m0-m2)/m1

(4)

m11=m1L

(5)

m12=m1-m11

(6)

式中,L為重心距左封頭的相對位置;M為滿載整車質(zhì)量，參數(shù)提供為40 000 kg;m0為牽引銷的載荷，參數(shù)提供為16 100 kg;m1為滿載罐體質(zhì)量，參數(shù)提供為35 610 kg;m2為牽引銷的質(zhì)量，參數(shù)提供為592 kg;m12為滿載罐體分配在后軸上的質(zhì)量;將式(3)～(6)帶入式(1)和式(2)中，計(jì)算得:F1=164 077 N;F2=147 353 N。

將得到的載荷分別施加在車體后梁和前方牽引銷處，對后方的質(zhì)量塊施加16.67 m/s的初始速度，方向正對壓力容器軸線，且質(zhì)量塊相對壓力容器上下、左右對稱，并保證滿載時(shí)內(nèi)部壓力為2.16 MPa。

2.6 求解過程控制

在進(jìn)行輸出以前，還要設(shè)置相關(guān)的求解控制參數(shù)，包括計(jì)算時(shí)間控制(設(shè)為100 ms)、輸出頻率、沙漏控制類型、沙漏系數(shù)以及缺省設(shè)置。由LS-DYNA EXPORTE模塊輸出K文件，打K文件設(shè)置內(nèi)存空間,以及為提高計(jì)算速度而適當(dāng)進(jìn)行質(zhì)量縮放[6]的修改。設(shè)置K文件中的參數(shù)需要具有一定的理論基礎(chǔ)，難度比較大，但是正確的設(shè)置會(huì)大大提高求解效率，縮短仿真時(shí)間，將復(fù)雜的仿真模型快速求解。

3 有限元分析及結(jié)果處理

3.1 有限元求解

瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真軟件LS-DYNA是專門用于求解各種二維、三維的非線性結(jié)構(gòu)的高速碰撞、爆炸和金屬成型等非線性動(dòng)力學(xué)問題的，具有廣泛的好評和極高的可靠性[7]。將K文件輸入LS-DYNA中進(jìn)行運(yùn)算，并將得到的數(shù)據(jù)文件導(dǎo)入到LS-PREPOST中查看仿真結(jié)果。相比于在Workbench中直接求解，LS-DYNA在求解超大型碰撞模型時(shí)占用的資源更少、資源利用率更高、求解速度更快，中途由于K文件設(shè)置不當(dāng)可停止糾錯(cuò)后重新啟動(dòng)分析，不會(huì)造成前面的計(jì)算全部浪費(fèi)；另外，由于可直接操作K文件，可人為控制求解參數(shù)的設(shè)置與讀取，極大地方便了后期數(shù)據(jù)的處理，而在Workbench的界面操作中，操作更加簡單但很難達(dá)到這樣的預(yù)期效果，得到的結(jié)果往往并非是計(jì)算所需求的。

3.2 結(jié)果分析

3.2.1 車體受力分析

在LS-PREPOST中可以即時(shí)查看動(dòng)態(tài)碰撞的受力和變形情況，按預(yù)先設(shè)置好的時(shí)間步逐步分析碰撞對移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車造成的整體和關(guān)鍵部件的影響。圖4為碰撞結(jié)束時(shí)的整體狀態(tài)圖。

從圖4可以明顯看出，車體的變形較大，特別是罐體與車體的連接螺栓變形很嚴(yán)重。圖5所示為車體及螺栓在碰撞結(jié)束后的整體應(yīng)變圖，車體后方單元32047受撞擊后材料內(nèi)部應(yīng)力高達(dá)6.56 GPa，很明顯已經(jīng)失效。觀察車體，碰撞發(fā)生后車體變形嚴(yán)重，其內(nèi)部應(yīng)力整體均遠(yuǎn)超屈服極限，可以斷定車體此時(shí)已經(jīng)報(bào)廢。

圖4 碰撞后的整體狀態(tài) 圖5 車體碰撞應(yīng)變圖

連接車體與壓力容器的連接螺栓的受力變形從圖5上也可以看出非常嚴(yán)重。在遭受碰撞后，螺栓的響應(yīng)是基本一致的，取如圖5所示的兩個(gè)位置的螺栓作分析，得到其前20 ms的應(yīng)力曲線圖，如圖6、圖7所示。觀察可知其應(yīng)力曲線雖然存在差異，但是整體卻非常相似，都在5 ms左右達(dá)到了屈服強(qiáng)度355 MPa，并隨著碰撞的進(jìn)行應(yīng)力逐步增大最后發(fā)生失效。并且由于左右兩側(cè)螺栓應(yīng)力的差異導(dǎo)致了車體在碰撞后有側(cè)傾的傾向。

圖6 左1號螺栓應(yīng)力圖 圖7 右1號螺栓應(yīng)力圖

3.2.2 牽引銷受力分析

牽引銷是負(fù)責(zé)連接車頭和壓力容器運(yùn)輸車的部件，頂部與壓力容器焊接，下方插銷插于車頭的牽引基座內(nèi)。圖8即為牽引銷在后方追尾發(fā)生后，在碰撞沖擊作用下的應(yīng)力云圖，主要以等效應(yīng)力為主，單元8547碰撞瞬間的最大應(yīng)力為345 MPa，非常接近屈服強(qiáng)度。圖9為牽引銷應(yīng)力最大單元8547整個(gè)碰撞過程的應(yīng)力曲線。從應(yīng)力曲線也可以看出只有一個(gè)瞬間達(dá)到了345 MPa，其平均應(yīng)力在250 MPa左右，均沒有超出材料的屈服強(qiáng)度，該牽引銷在承受沖擊載荷后可能降低其使用年限，但不會(huì)在短時(shí)間內(nèi)失效。

圖8 牽引銷應(yīng)力云圖 圖9 牽引銷應(yīng)力曲線

3.2.3 容器受力分析

由于壓力容器內(nèi)部滿載，壓力高達(dá)2.16 MPa，在車體尾部保險(xiǎn)杠抵消了部分沖擊載荷后才遭受碰撞，因此碰撞對壓力容器造成的變形較小。壓力容器整體的應(yīng)力如圖10所示，壓力容器罐體中段上的最大應(yīng)力單元號為227 074，并對該單元的應(yīng)力進(jìn)行繪圖，如圖11所示。由應(yīng)力圖解可以看出，曲線非常符合實(shí)際情況，撞擊所帶來的沖擊載荷在罐體上形成振蕩，罐體上的單元應(yīng)力有形成振蕩，隨著時(shí)間的振蕩逐步衰減，趨于穩(wěn)定。罐體所受最大應(yīng)力峰值為217 MPa，遠(yuǎn)沒有達(dá)到破壞極限345 MPa，可以認(rèn)為該罐體的強(qiáng)度可以滿足實(shí)際生產(chǎn)的使用要求。

圖10 壓力容器整體應(yīng)力云圖 圖11 罐體最大應(yīng)力單元的應(yīng)力曲線

壓力容器的變形主要集中在右封頭上，左封頭沒有受到直接的碰撞無明顯變形。右封頭的變形程度不大，由于受到內(nèi)部壓力的限制，其變形也受到一定的阻力，導(dǎo)致形變不是很嚴(yán)重，中心凸臺只向內(nèi)部最大位移58 mm。右封頭由于發(fā)生直接碰撞，開始后產(chǎn)生的最大等效應(yīng)力時(shí)刻的等效應(yīng)力如圖12所示。碰撞帶來的沖擊應(yīng)力對右封頭的應(yīng)力影響非常嚴(yán)重。由于是滿載情況，造成的形變不很明顯，但是應(yīng)力卻比較大，應(yīng)力達(dá)到了424 MPa。根據(jù)應(yīng)力單元的位置可以知道其發(fā)生在中心凸臺的周邊，所以在內(nèi)部滿載的情況下極有可能造成裂縫并泄漏，因此需要將此處的結(jié)構(gòu)加強(qiáng)，以滿足安全的需要。

3.2.4 組合支座分析

壓力容器支座是在主梁上支撐罐體的主要部件，將支撐墊板、支座和連接塊作為一個(gè)焊接組合體來考慮在觀察各部件變形的同時(shí)也可觀察到焊接部位的受力情況，方便對整體的把握。圖13所示的是追尾車輛與車架開始碰撞瞬間組合體整體的應(yīng)力云圖，經(jīng)過觀察碰撞動(dòng)畫與應(yīng)力的動(dòng)態(tài)關(guān)系，發(fā)現(xiàn)組合體此時(shí)所受的應(yīng)力是最大的，故主要研究組合體此時(shí)的應(yīng)力形變。

圖12 右封頭等效應(yīng)力云圖 圖13 組合支座的應(yīng)力云圖

分析得知，該圖的最大應(yīng)力為916 MPa，發(fā)生連接塊與連接螺栓的連接處，單元305 461即表示此時(shí)最大應(yīng)力的地方。統(tǒng)計(jì)分析發(fā)現(xiàn)所有連接塊與連接螺栓處的受力都在880 MPa左右，考慮到它們的應(yīng)力狀況，螺栓被拉斷對連接塊造成的影響是比較嚴(yán)重的，需要進(jìn)行適當(dāng)加強(qiáng)或改善設(shè)計(jì)。另一側(cè)的支座受力和變形情況與此極為相似，只是有略微的不同，故不再贅述。

4 結(jié)論

綜合應(yīng)用Solidworks、ANSYS/Workbench、LS-DYNA、LS-PREPOST對移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車進(jìn)行了整體建模和三維有限元?jiǎng)討B(tài)碰撞仿真，分別得到了車體、壓力容器、連接螺栓及主要結(jié)構(gòu)件的應(yīng)力響應(yīng)，仿真結(jié)果表明,車體承受了碰撞的絕大部分沖擊，并且產(chǎn)生了嚴(yán)重變形，承擔(dān)連接罐體與車體的連接螺栓也全部失效，但它們對碰撞產(chǎn)生了有效的緩沖，在很大程度上保護(hù)了壓力容器不受致命性的損壞，也很好地保證了周邊環(huán)境的安全。壓力容器罐體的右封頭變形相對較為嚴(yán)重，在滿載的情況下造成裂紋并泄漏氣體的可能性較大，因此在后續(xù)的設(shè)計(jì)制造中應(yīng)適當(dāng)加強(qiáng)右封頭的抗沖擊強(qiáng)度和焊接強(qiáng)度。壓力容器罐體和左封頭沒有受到直接的撞擊，故安全性相對較高。本課題對移動(dòng)式壓力容器運(yùn)輸車的整體都做了全面的仿真，并逐一分析了各個(gè)構(gòu)件的受力響應(yīng)和變形情況，所有實(shí)驗(yàn)參數(shù)均已得到并證實(shí)基本符合實(shí)際情況，仿真目的全部達(dá)到。

本次仿真采用了不同于以往的全新的仿真方法，主要通過各仿真軟件之間的協(xié)調(diào)，將仿真巧妙地分為4個(gè)階段，每個(gè)階段都采用最擅長的軟件來進(jìn)行處理，各軟件的優(yōu)勢得到充分發(fā)揮，同時(shí)也使本仿真得以順利進(jìn)行。事實(shí)證明，這種仿真手段的應(yīng)用可以極大的提高設(shè)計(jì)效率，節(jié)省人力物力，為今后同行進(jìn)行類似的仿真提供了有利的參考。

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