環(huán)衛(wèi)車輛水罐封頭壓型深度值對比分析

劉建培 尹騰飛 朱永智 李斌

河南森源重工有限公司 河南長葛 461500

1 前言

隨著國民對環(huán)境質量的要求逐漸提高，市場上對灑水保潔類環(huán)衛(wèi)車輛的需求日益增大，尤其是抑塵車、清洗車、灑水車等，而此類車型最為核心的部件應屬載水罐體。罐體本體結構主要包括筒體、封頭和防浪板，而封頭的結構強度與剛度對罐體整體結構性能起決定性作用，因此對封頭結構的設計與分析顯得十分必要。傳統(tǒng)的封頭結構設計僅僅局限于封頭的形狀、尺寸等，而對于壓型后封頭的強度與剛度的分析，以及壓型的深度對結構的強度與剛度的影響，仍鮮有討論。本文采用有限元法，借用有限元分析軟件HyperWorks，通過對某環(huán)衛(wèi)車輛水罐進行全模型分析，旨在解決此問題。

2 物理模型

有限元分析結果的精確度隨著物理模型完整度的提高而提高，而有限元分析需要的計算機資源和計算時間隨著物理模型完整度的提高亦提高，其為相互矛盾體。結合本文的研究目的，盡可能保留罐體結構的完整性，簡化對分析結果影響較小，而對資源和時間影響較大的結構，如：罐體頂部人孔、吊耳、行走平臺和防護欄等[1]。本文重點研究封頭的結構，故假定防浪板在筒體內均勻布置，簡化后的罐體三維物理模型如圖1所示，圖2為罐體封頭壓型結構示意圖。

圖1 罐體三維物理模型

圖2 罐體封頭壓型結構示意圖

本文分三種不同封頭壓型深度值M（如圖2所示）進行對比分析，即M=80/100/125 mm，防浪板壓型深度同封頭保持一致，其余罐體參數(shù)保持一致。如表1所示為罐體關鍵參數(shù)。

表1 罐體關鍵參數(shù)

3 有限元模型

3.1 有限元法原理

有限元法的數(shù)學基礎是變分原理和加權余量法，其基本求解思想是把計算域離散為有限個互不重疊的單元，在每個單元內，選擇一些合適的節(jié)點作為求解函數(shù)的插值點，將微分方程中的變量改寫成由各變量或其導數(shù)的節(jié)點值與所選用的插值函數(shù)組成的線性表達式，借助于變分原理或加權余量法，將微分方程離散求解。

在有限元法中，把計算域離散剖分為有限個互不重疊且相互連接的單元，在每個單元內選擇基函數(shù)，用單元基函數(shù)的線形組合來逼近單元中的真解，整個計算域上總體的基函數(shù)可以看作由每個單元基函數(shù)組成的，則整個計算域內的解可以看作是由所有單元上的近似解構成。

3.2 有限元模型建立

有限元模型的簡化[2]：a. 不考慮液體流動對結構的影響，未采用流固耦合計算；b. 焊接和螺紋連接等連接對力和力矩傳遞可靠，且不考慮焊接過程對結構的影響；c. 加工和裝配中參與應力的制造因素的影響被忽略；d. 承載區(qū)的載荷均布；e. 結構上的小圓角、倒角、工藝孔等工藝因素不予考慮。

在真實反映該罐體主要力學特性的前提下，盡可能地選取較少的節(jié)點和單元，對罐體結構的力學模型進行簡化：a. 由于罐體絕大部分結構是由各種不同厚度的板材支撐，因此采用板殼單元模擬具有足夠的精度，同時可以大大提高計算速度；b.因罐體本體各部件之間，以及罐體本體與支撐梁、緊固拉馬等底架結構均為焊接連接，故對焊接部位采用共節(jié)點處理。

抽取罐體三維物理模型中面，采用殼單元進行網格劃分，網格劃分結果如圖3所示，單元數(shù)量為679 349，節(jié)點數(shù)量為679 414。

圖3 罐體有限元模型

4 邊界條件

4.1 約束施加

罐體通過緊固拉馬螺栓固定在底盤上，對緊固拉馬螺栓孔周邊節(jié)點約束其所有自由度，罐體縱梁下平面緊貼底盤縱梁上平面，約束其垂直于底盤上表面方向的移動自由度。

4.2 載荷施加

根據(jù)GB 18564.1-2006《道路運輸液體危險貨物罐式車輛第1部分:金屬常壓罐體技術要求》規(guī)定，罐體在運輸工況中所承受的慣性力有以下四種：a. 縱向，即車輛行駛方向；b. 橫向，即與車輛行駛方向成直角方向；c. 垂直向上；d. 垂直向下[2]?？紤]環(huán)衛(wèi)車輛實際工作狀況并結合筆者從業(yè)經驗，環(huán)衛(wèi)車輛多在城鎮(zhèn)作業(yè)，實際作業(yè)路面相對平穩(wěn)，故情況c和d對罐體封頭強度和剛度影響較小，本文在分析過程中予以忽略，只考慮情況a和b，其中情況a縱向方向可分為車輛啟動與制動，而車輛啟動與制動情況下的慣性力對罐體封頭的作用效果是一致的，但車輛制動加速度遠大于車輛啟動加速度，故本文忽略車輛啟動工況。罐體除了受縱向、橫向加速度引起的慣性力外，還受結構自重G和罐體內部水的壓力P0影響。

將罐體所受慣性力按照公式(1)轉換為壓力進行計算。

式中，P為施加壓力， MPa；A為罐體在垂直于對應運動方向的投影面面積[3]， 縱向方向為3.12×106，橫向方向為9.54×106，mm2；a為罐體的加速度，縱向方向為6×103，橫向方向為1.25×103[4]， mm/s2，其他參數(shù)如表1所示。

5 計算分析

將建立的有限元模型，在HyperMesh中按照4.1、4.2所述，進行約束、載荷的施加，以及計算求解，得到不同壓型深度的罐體在橫向和縱向沖擊作用下的應力與變形云圖。圖中應力單位為MPa，變形單位為mm。

Ⅰ、漲型深度M=80 mm罐體的應力與變形云圖，如圖4所示。

圖4 80 mm深度的罐體在橫向和縱向沖擊作用下的應力與變形云圖

Ⅱ、漲型深度M=100 mm罐體的應力與變形云圖，如圖5所示。

從以上分析結果可以得知：

a. 罐體在橫向方向工況下的最大應力點在罐體與支撐梁結合處，而罐體在縱向方向工況下的最大應力點轉移到封頭與筒體結合處，且大片應力區(qū)域位于封頭下半部分，此兩處在焊接過程應特別注意保證焊接質量；

b. 橫向、縱向兩種工況下，罐體最大變形位置均為封頭中、下部位；

c. 壓型深度在80 mm、100 mm和125 mm條件下，罐體縱向最大應力分別為240 MPa、178 MPa和165 MPa，最大變形量為13.9 mm、6.5 mm和3.75 mm，可見罐體最大應力和最大變形量隨著封頭壓型深度的增加而減??；

圖5 100mm深度的罐體在橫向和縱向沖擊作用下的應力與變形云圖

圖6 125 mm深度的罐體在橫向和縱向沖擊作用下的應力與變形云圖

d. 在壓型深度為80 mm條件下，罐體的最大應力已超過了材料的許用應力，而在壓型深度為100 mm和125mm條件下，罐體最大應力分別為17 8MPa（安全系數(shù)1.3）和165 MPa（安全系數(shù)1.4），均滿足強度要求，但考慮壓型模具的制作成本及封頭壓型后回彈量控制的難易程度，應在滿足結構性能要求范圍內，盡可能地減小壓型深度值。

6 結語

a. 通過對環(huán)衛(wèi)車輛水罐全模型的有限元分析，得出罐體在不同工況下的最大應力和最大變形的位置。設計時，可在受力和變形最大部位進行局部加強；加工時，應在受力和變形最大部位進行重點指導；

b. 罐體封頭壓型深度的不同直接影響著罐體的強度與剛度，罐體最大應力和最大變形量隨著封頭壓型深度的增加而減小；

c. 罐體整體強度與剛度性能隨著罐體封頭壓型值的增大而提高，但考慮實際壓型模具的制作成本及封頭壓型后回彈量控制的難易程度，應在滿足強度和剛度要求范圍內，盡可能減小壓型深度值。

d. 運用有限元法對環(huán)衛(wèi)車輛水罐進行結構性能預估，可以大大縮短開發(fā)周期，提高一次設計成功率，降低生產成本。

[1]劉建培.汽車輪邊減速器系統(tǒng)耦合動態(tài)特性分析及動態(tài)響應優(yōu)化[D].重慶大學碩士學位論文,2014.

[2]GB 18564.1-2006道路運輸液體危險貨物罐式車輛 第一部分：金屬常壓罐體技術要求[S].

[3]翟繪軍,李紅.罐體承載式液罐車罐體結構強度的有限元分析[J].揚州大學學報,2010,13(3):74-78.

[4]劉洋,覃先云.環(huán)衛(wèi)車輛矩形水箱的CAE結構分析[J].建設機械技術與管理,2013,21(1):85-88.