基于CAE 的貨車燃油箱結(jié)構(gòu)分析與改進

李 駿，龔思惠，魏煒陽

（華東交通大學機電與車輛工程學院，江西 南昌，330013）

隨著汽車產(chǎn)業(yè)的不斷發(fā)展壯大，汽車零部件的需求量越來越大，汽車生產(chǎn)廠商對燃油箱的需求也不斷增加。 大多數(shù)情況下，對于不同用途的汽車，其燃油箱的尺寸、容量、安裝位置以及性能要求也不相同。 多樣化高性能的燃油箱需求以及日趨嚴格的排放法規(guī)，對燃油箱生產(chǎn)廠商提出了苛刻的要求[1]。根據(jù)生產(chǎn)企業(yè)反饋，在復雜惡劣測試工況下，少數(shù)燃油箱會出現(xiàn)焊點處開裂情況。 燃油箱一旦發(fā)生泄漏，不但會對環(huán)境產(chǎn)生污染，而且極有可能發(fā)生火災對人們的生命財產(chǎn)安全構(gòu)成嚴重的威脅。

傳統(tǒng)的燃油箱設(shè)計方法是根據(jù)經(jīng)驗初步設(shè)計，對樣件進行試驗，再修改，再試驗直到符合要求，該方法生產(chǎn)周期長，產(chǎn)品質(zhì)量不能保證。 隨著CAE 技術(shù)的不斷發(fā)展，各汽車行業(yè)開始采用現(xiàn)代設(shè)計技術(shù)對產(chǎn)品進行初期設(shè)計驗證，通過仿真分析找到產(chǎn)品的缺陷，并進行有針對性的改進，既可以縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，又可以降低生產(chǎn)成本。

1 燃油箱結(jié)構(gòu)及應(yīng)用特點

燃油箱是汽車上存儲燃油的獨立箱體總成，是由燃油箱體、防波板、端板、表盤件、加油口、排污總成及其他附屬裝置裝配成的整體，是實現(xiàn)汽車正常運行的重要部件[2]。輕型貨車金屬燃油箱箱體一般是由鋼板沖壓而成的，形狀一般為長方體，其大小決定了燃油箱的容積。 防波板通常是焊接在箱體內(nèi)壁的，一般燃油箱內(nèi)都有兩個防波板，分別固定在油箱支架安裝位置，作為油箱內(nèi)部的加強骨架，增加燃油箱的結(jié)構(gòu)強度，避免在安裝及使用時在燃油箱箱體產(chǎn)生形變，在緊急剎車時，燃油箱內(nèi)部晃動劇烈，防波板能很大程度的減少油液對燃油箱的沖擊力，從而延長燃油箱的使用壽命。 端板一般是焊接在箱體兩端的，從而使燃油箱形成一種密閉的環(huán)境，防止油液泄漏[3]。 以某貨車燃油箱為例，如圖1，在該燃油箱中，防波板4 個圓孔的直徑均為50 mm。 箱體、防波板及端板的厚度均為1 mm。

圖1 某款貨車燃油箱結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Fuel tank structure of a truck

2 有限元分析

2.1 有限元建模

為找出燃油箱的薄弱環(huán)節(jié)并對燃油箱進行改進，對該貨車燃油箱進行有限元分析。 首先利用三維建模軟件進行建模，然后轉(zhuǎn)化為IGS 格式導入Workbench 中，對模型進行完善。對燃油箱的簡化和假設(shè)如下[4]：忽略油箱上面的貯油通氣管道和貯油孔以及油泵；不考慮沖壓制造影響，視燃油箱厚度均勻且為1 mm；不考慮焊接過程中可能會出現(xiàn)焊縫的情況，將箱體看做是一個封閉的整體。

燃油箱是由奧氏體不銹鋼沖壓而成，密度為7 800 kg/m3，彈性模量是2.03×1011Pa，泊松比為0.3，屈服強度不低于330 MPa，抗拉強度不低于760 MPa，正切模量為939 MPa。 箱體中液體用水代替，Workbench 中的Design Modeler 模塊具有填充流體的Fill 命令，利用該命令對油箱進行填充，并對其進行材料切除，使其轉(zhuǎn)化為只有半箱油液的流體模型，其密度取1 000 kg/m3，重力加速度取10 m/s2，箱體的厚度均為1 mm。

對模型進行網(wǎng)格劃分，對焊點和條狀筋等重要部位應(yīng)進行局部細化網(wǎng)格處理，通過質(zhì)量檢查模塊對所有網(wǎng)格進行質(zhì)量檢查，至所有網(wǎng)格都滿足質(zhì)量要求。

2.2 施加載荷及約束

就燃油箱的簡單使用工況而言，張奕等[5]對燃油箱的有限元仿真證明了燃油箱半箱油液制動時對箱體的沖擊最大。該燃油箱生產(chǎn)企業(yè)的測試試驗也是模擬該工況。因此，對半箱油液的燃油箱制動狀態(tài)下進行有限元分析。 在半箱油液制動狀態(tài)下，貨車燃油箱所受載荷有燃油箱自重、油液對燃油箱的靜水壓力、制動時的加速度載荷。 其中，制動加速度為

式中：φ 為路面附著系數(shù)，干燥水泥或瀝青路面附著系數(shù)0.7～1.0 之間，一般取0.7，即制動時貨車最大的最大加速度為7 m/s2。

燃油箱的自重通過Standard Earth Gravity 設(shè)置重力方向的重力加速度進行施加。 靜水壓力是通過Workbench 軟件中的Hydrostatic Pressure 功能進行施加，選擇燃油箱的所有內(nèi)壁面作為壓力受力面，設(shè)置流體為1 000 kg/m3，加速度分別設(shè)置制動方向大小為7 m/s2，重力方向大小為10 m/s2，自由液面位置設(shè)置為半箱油液位置。 燃油箱的制動載荷則通過Acceleration 功能選項選擇制動方向施加加速度7 m/s2。

按照貨車燃油箱的安裝方式，其約束應(yīng)施加在L 型支架上，因此對L 型支架施加全約束。

2.3 仿真結(jié)果及分析

確定載荷和約束后，對模型進行求解，得出燃油箱各部件的變形、應(yīng)力云圖。 圖2 為箱體變形云圖，圖3為箱體應(yīng)力云圖。從圖中可以看出箱體最大變形為5.783 mm，集中在箱體底部。箱體最大應(yīng)力為156.99 MPa，出現(xiàn)在與防波板焊點連接處，這是由于油液沖擊造成防波板與箱體拉扯，產(chǎn)生較大的應(yīng)力。 通過變形和應(yīng)力云圖可以看出，變形和應(yīng)力趨向于行駛方向，這是因為制動產(chǎn)生慣性，油液向行駛方向沖擊，造成箱體前端變形比后端大，應(yīng)力集中在箱體前端。

圖2 箱體變形云圖Fig.2 Deformation cloud diagram of box body

圖3 箱體應(yīng)力云圖Fig.3 Stress cloud diagram of box body

由于制動慣性作用，前端的端板和防波板受力和變形均比后端的端板和防波板大，因此只分析前端的端板和防波板情況。 圖4 為前端端板變形云圖，圖5 為前端端板應(yīng)力云圖，端板最大變形為0.494 4 mm，出現(xiàn)在端板的中部，由于端板的四周被箱體約束，其端面受到壓力時，端板的變形由四周向中心逐漸變大。 端板的最大應(yīng)力為50.839 MPa，出現(xiàn)在十字加強筋的頂點處，這是因為端板四周與箱體通過咬合的方式固定在一起，加強筋自身能夠承受較大的壓力，因此受到的壓力最終傳遞到加強筋邊緣的頂點處。

圖4 前端板變形云圖Fig.4 Deformation cloud diagram of front endplate

圖5 前端板應(yīng)力云圖Fig.5 Stress cloud diagram of front endplate

圖6 為前端防波板變形云圖，圖7 為前端防波板應(yīng)力云圖，從圖中可看出防波板最大變形量為0.106 75 mm，集中在防波板翻邊處，另外由于約束施加在L 型支架處，防波板偏向于L 型支架處的變形量較小，遠離支架的兩邊防波板翻邊變形相對較大，最大應(yīng)力為162.58 MPa，出現(xiàn)在翻邊的焊點上，因為防波板會受到箱體的拖拽，導致翻邊處的焊點應(yīng)力較大。

圖6 前防波板變形云圖Fig.6 Deformation cloud diagram of front anti-wave plate

圖7 前防波板應(yīng)力云圖Fig.7 Stress cloud diagram of front anti-wave plate

通過分析箱體、前端端板和防波板的變形、應(yīng)力云圖，可以得出制動工況下，燃油箱箱體底面變形最大，與防波板連接處的應(yīng)力最大，前端端蓋的變形和應(yīng)力相對都較小，前端防波板的變形較小，但其與箱體相連的焊點處應(yīng)力較大，在實際路況過程中工況復雜，受路面不平順的影響，由于箱體與防波板的連接處容易出現(xiàn)振動開裂現(xiàn)狀，屬于薄弱環(huán)節(jié)，這與企業(yè)反饋的信息一致。

3 結(jié)構(gòu)改進

3.1 改進方案分析

有限元分析結(jié)果表明，箱體中段出現(xiàn)最大變形和變形，防波板受沖擊的自身變形也使得其翻邊處受到很大應(yīng)力。 因此針對原結(jié)構(gòu)提出兩種改進方案：方案①在箱體四周壓制出條狀凸筋以提高強度；方案②改變防波板橫向圓孔孔徑，由原來的50 mm 改為70 mm， 以減小油液對油箱的沖擊。若單獨選擇方案①更好的能改善燃油箱箱體的一個受力情況，若單獨選擇方案②更好的能改善燃油箱的防波板的受力情況，為使燃油箱整體強度得到提高， 故選用兩種方案的綜合來進行改進。 最終的結(jié)構(gòu)改進方案如圖8 所示。

圖8 燃油箱改進結(jié)構(gòu)模型Fig.8 Improved fuel tank structure model

3.2 改進方案的有限元驗證

為驗證改進方案的有效， 對改進后的燃油箱進行同樣的有限元分析。 結(jié)構(gòu)改進后箱體最大變形為3.116 5 mm，最大應(yīng)力為133.22 MPa，相對于原結(jié)構(gòu)均有所減小，且通過查看箱體應(yīng)力云圖，可以發(fā)現(xiàn)箱體側(cè)面的應(yīng)力分布也有改變，側(cè)面應(yīng)力也所減小，這是由于防波板的改進導致油液對箱體的沖擊減小了。

通過觀察改進后防波板的變形云圖和應(yīng)力云圖， 可發(fā)現(xiàn)其最大變形量為0.063 505 mm， 最大應(yīng)力為126.89 MPa，相對于原結(jié)構(gòu)均有所減小，說明防波板橫向圓孔大小對制動時產(chǎn)生的沖擊力有所影響，但其變形與應(yīng)力分布規(guī)律仍與原結(jié)構(gòu)一致。 防波板的最大應(yīng)力減小了，可以減小防波板與箱體拉脫的風險。

3.3 結(jié)果對比

將原燃油箱與改進后的燃油箱有限元分析結(jié)果進行對比，如表1 所示。從表中可以看出對于變形量，改進后箱體和防波板的最大變形量減小百分比都比較大，在40%左右，而對于應(yīng)力，箱體的最大應(yīng)力減小了15.1%，防波板的最大應(yīng)力減小有22%。 不管是變形量還是應(yīng)力，改進后的燃油箱都得到了改善。

表1 改進前后燃油箱受力與變形結(jié)果對比Tab.1 Comparison of force and deformation results of fuel tank before and after improvement

4 總結(jié)

針對制動工況下貨車燃油箱的應(yīng)力及變形進行了有限元分析，結(jié)果顯示燃油箱變形最大出現(xiàn)在箱體底面的中部位置，最大應(yīng)力出現(xiàn)在箱體與防波板焊點連接位置，這與實際情況相吻合。 依據(jù)分析結(jié)果，提出了燃油箱改進方案：在原箱體四周壓制出條狀凸筋并將防波板橫向圓孔孔徑變大。 有限元分析結(jié)果表明改進方案可有效減少了最大變形量和最大應(yīng)力，改進方案可行。生產(chǎn)企業(yè)針對改進方案進行了試驗，試驗結(jié)果也證實了改進方案有效，改進方案已被采納并產(chǎn)生經(jīng)濟效益。 燃油箱有限元的優(yōu)化設(shè)計及可靠性分析提高理論依據(jù)，減少生產(chǎn)成本，縮短產(chǎn)品開發(fā)周期。