張韜 柯龍燕 白光建

ZHANG Tao- et al

中航（上海）汽車技術(shù)有限公司 上海 200092

1 前言

罐車在行駛過程中由于加速、減速或轉(zhuǎn)彎等運動狀態(tài)的改變，會產(chǎn)生慣性力，進(jìn)而引起液體的晃動，出現(xiàn)罐車罐體與介質(zhì)的流固耦合效應(yīng)。在這種流固耦合系統(tǒng)的作用下，一方面可能會導(dǎo)致罐車的動力不穩(wěn)定，另一方面罐體中介質(zhì)的晃動會對罐體產(chǎn)生顯著的壓力，嚴(yán)重時會造成罐體結(jié)構(gòu)破壞[1]。罐體內(nèi)一般都布置有防波板或阻浪板，將罐體內(nèi)的液體分成多個小艙室，在流固耦合作用下，整個罐體內(nèi)液體的沖擊力將由各防波板分擔(dān)，因此需對防波板的受力過程進(jìn)行分析，以便通過在罐體內(nèi)部設(shè)置合理的防晃裝置降低罐車防波板損壞的可能性[2]。

本文使用流固耦合分析軟件對罐車在緊急制動工況下罐內(nèi)的油料晃動過程進(jìn)行了分析計算，研究了罐體各部分受力隨時間的變化趨勢以及防波板的應(yīng)力分布情況。

2 計算模型和計算方法

2.1 控制方程組

本文對于流體部分采用VOF多相流模型計算罐內(nèi)氣液兩相非定常湍流流動，控制方程組包括連續(xù)性方程和動量守恒方程。

式中，u為速度，p為壓強，ρ和μ分別為多相流的平均密度和動力粘性系數(shù)。i、 j為速度矢量方向，ui和uj分別表示速度的x方向和y方向分量。非穩(wěn)態(tài)計算中t為時間。

式中，αy多 相流中液體的體積分?jǐn)?shù)，ρy和ρg分別為多相流中液體和氣體密度，μy和μg分別為多相流中液體和氣體的動力粘性系數(shù)。湍流采用k-ε雙方程模型進(jìn)行模擬[3]。

2.2 罐體模型和網(wǎng)格劃分

以某型號油罐車為研究對象，其罐體模型如圖1所示。罐體由前后封頭、5個防波板和罐體組成。其中防波板將罐體分割為六個區(qū)域，區(qū)域之間通過兩個開孔相連。罐體總長約10.2 m，寬約2.3 m，高約1.6 m。

計算時，坐標(biāo)系固定于罐體上，原點位于罐體前封頭端面底部中心位置，x軸以罐體前進(jìn)方向為正方向且平行于地面，y軸垂直于地面，向上為正方向，z軸平行于地面，向右為正方向。模型網(wǎng)格劃分采用混合網(wǎng)格結(jié)構(gòu)，使用移動坐標(biāo)平面將罐體切分為6個小罐體和5個包含防波板的部分，小罐體可采用六面體掃掠網(wǎng)格，其余部分采用四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格過渡部分保證平滑且節(jié)點一一對應(yīng)，如圖2所示。這樣可以大大減少網(wǎng)格總數(shù)，提高計算效率。

2.3 邊界條件

罐體及防波板表面設(shè)置為無滑移壁面邊界條件。多相流采用VOF模型，可以精確模擬氣液分界面的變化情況以模擬液體晃動過程。初始?xì)庖航唤缑嫫叫杏趚z平面，液體和氣體相對罐體速度為0，氣體壓強為1.013×105Pa。湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型和標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)模型[4]。

罐車以80 km/h的初始速度正向行駛，在0.1 s時施加0.5 g的反向加速度模擬制動工況。罐車內(nèi)介質(zhì)為油，密度900 kg/m3，粘性0.048 kg/m·s，充裝率80%。實體材料均為Q235鋼，彈性模量2.06×1011Pa，泊松比為0.25。制動速度曲線如圖3所示。

2.4 求解器參數(shù)設(shè)置

速度和壓強的耦合處理采用PISO方法，壓力修正方程離散格式采用Body Force Weighted格式，對流項離散格式采用二階迎風(fēng)格式。非定常計算中時間步長為0.002 s[5]。

3 制動工況計算結(jié)果及分析

圖4、5為前后封頭和各防波板壓力隨時間的變化曲線。從各曲線圖可以看出，罐車制動后在0.52 s時液體各部分壓力達(dá)到最大值，而后開始逐漸減小。

在制動之前，罐體各部分由于液體重力的存在而受到的壓力基本相同。在制動初期，前封頭和前4個防波板所受壓力呈現(xiàn)震蕩式上升。這是由于初期液體晃動趨勢較小，在經(jīng)過四次震蕩后逐漸向峰值接近。后封頭和第五個防波板受力曲線相似，均呈現(xiàn)逐漸減小的趨勢，同時越靠近后封頭的防波板受力越小，這是由于液體正向運動的慣性導(dǎo)致罐體前后部的受力趨勢不同。

罐體受力為峰值時，液體晃動最為劇烈，隨后受力減小。這是由于液體受到罐體一側(cè)壁面的阻擋開始做折返運動，涌向另一側(cè)。在整個晃動過程中前封頭受到的峰值壓力最大。

圖6、7為初始時刻、0.52 s即壓力達(dá)到峰值時罐體內(nèi)液相分布圖。圖8～11為上述兩個時刻罐體和防波板壓力分布圖。壓力分布情況與前述分析結(jié)果一致。罐內(nèi)液體受晃動影響集中在每個腔內(nèi)的前部，因此每個腔內(nèi)前部壓力大于后部壓力。0.52 s時液體處在向前運動的動量最大處，因此對罐體的沖擊最大，而后由于罐體的阻擋向反方向運動。

圖12～14為0.52 s時，罐體和防波板所受應(yīng)力云圖和位移云圖。從圖中可以看出初始時刻罐體和防波板受到的力較小，0.52 s時，壓力達(dá)到最大值后，應(yīng)力和位移也達(dá)到最大值，防波板最大應(yīng)力約545 MPa，受力點在前部第一、二個防波板的固定點折彎角位置。

圖15、16為模型封頭、防波板結(jié)構(gòu)修改后的示意圖和應(yīng)力計算云圖。主要將底部圓孔附近面修改為規(guī)則的平整截面、增加折邊寬度并加入三角支撐結(jié)構(gòu)。從計算結(jié)果中可知模型最大應(yīng)力減小為174.19 MPa，小于材料屈服極限要求。

4 結(jié)語

使用有限體積法和FLUENT軟件，對充有空氣與油的臥式柱形罐車內(nèi)部介質(zhì)晃動進(jìn)行了模擬，確定了VOF方法用于自由液面的定義，標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型作為湍流計算模型，并確定了流固耦合計算模型，為進(jìn)一步研究探索了方法和方向。

罐車制動后在0.52 s時液體各部分壓力達(dá)到最大值。前封頭和前四個防波板所受壓力趨勢相同，第五個防波板和后封頭受壓趨勢相同。前封頭在整個晃動過程中所受峰值壓力最大，而后各部分峰值壓力值逐漸減小。

防波板所受最大應(yīng)力約為545 MPa，受力點在前部第一、二個防波板的固定點折彎角的位置。因此可考慮在此處適當(dāng)改變結(jié)構(gòu)以減小應(yīng)力集中，以提高罐車的可靠性和安全性。經(jīng)過結(jié)構(gòu)改進(jìn)后應(yīng)力降至174.19 MPa，滿足材料的屈服極限要求。

[1] 陳銘年,林永智,徐建全.橢圓矩形油罐車轉(zhuǎn)彎橫向穩(wěn)定性的計算分析[J].專用汽車,2003(5):3-5.

[2] 陳志偉.移動式壓力容器介質(zhì)晃動數(shù)值模擬及防波裝置研究[D].浙江大學(xué)材料與化學(xué)工程學(xué)院,2006.

[3] 王福軍.計算流體動力學(xué)分析[M].北京:清華大學(xué)出版社,2004.

[4] 李松,高芳清,楊翊仁等.液體晃動有限元模態(tài)分析及試驗研究[J].核動力工程,2007.28(4):54-57.

[5] 劉奎,康寧.罐車制動時液體晃動的仿真分析[J].北京航空航天大學(xué)報,2009.35(7):799-803.