罐车制动工况液体晃动的流固耦合分析

张韬 柯龙燕 白光建

ZHANG Tao- et al

中航（上海）汽车技术有限公司 上海 200092

1 前言

罐车在行驶过程中由于加速、减速或转弯等运动状态的改变，会产生惯性力，进而引起液体的晃动，出现罐车罐体与介质的流固耦合效应。在这种流固耦合系统的作用下，一方面可能会导致罐车的动力不稳定，另一方面罐体中介质的晃动会对罐体产生显著的压力，严重时会造成罐体结构破坏[1]。罐体内一般都布置有防波板或阻浪板，将罐体内的液体分成多个小舱室，在流固耦合作用下，整个罐体内液体的冲击力将由各防波板分担，因此需对防波板的受力过程进行分析，以便通过在罐体内部设置合理的防晃装置降低罐车防波板损坏的可能性[2]。

本文使用流固耦合分析软件对罐车在紧急制动工况下罐内的油料晃动过程进行了分析计算，研究了罐体各部分受力随时间的变化趋势以及防波板的应力分布情况。

2 计算模型和计算方法

2.1 控制方程组

本文对于流体部分采用VOF多相流模型计算罐内气液两相非定常湍流流动，控制方程组包括连续性方程和动量守恒方程。

式中，u为速度，p为压强，ρ和μ分别为多相流的平均密度和动力粘性系数。i、 j为速度矢量方向，ui和uj分别表示速度的x方向和y方向分量。非稳态计算中t为时间。

式中，αy多 相流中液体的体积分数，ρy和ρg分别为多相流中液体和气体密度，μy和μg分别为多相流中液体和气体的动力粘性系数。湍流采用k-ε双方程模型进行模拟[3]。

2.2 罐体模型和网格划分

以某型号油罐车为研究对象，其罐体模型如图1所示。罐体由前后封头、5个防波板和罐体组成。其中防波板将罐体分割为六个区域，区域之间通过两个开孔相连。罐体总长约10.2 m，宽约2.3 m，高约1.6 m。

计算时，坐标系固定于罐体上，原点位于罐体前封头端面底部中心位置，x轴以罐体前进方向为正方向且平行于地面，y轴垂直于地面，向上为正方向，z轴平行于地面，向右为正方向。模型网格划分采用混合网格结构，使用移动坐标平面将罐体切分为6个小罐体和5个包含防波板的部分，小罐体可采用六面体扫掠网格，其余部分采用四面体网格，网格过渡部分保证平滑且节点一一对应，如图2所示。这样可以大大减少网格总数，提高计算效率。

2.3 边界条件

罐体及防波板表面设置为无滑移壁面边界条件。多相流采用VOF模型，可以精确模拟气液分界面的变化情况以模拟液体晃动过程。初始气液交界面平行于xz平面，液体和气体相对罐体速度为0，气体压强为1.013×105Pa。湍流模型采用标准k-ε模型和标准壁面函数模型[4]。

罐车以80 km/h的初始速度正向行驶，在0.1 s时施加0.5 g的反向加速度模拟制动工况。罐车内介质为油，密度900 kg/m3，粘性0.048 kg/m·s，充装率80%。实体材料均为Q235钢，弹性模量2.06×1011Pa，泊松比为0.25。制动速度曲线如图3所示。

2.4 求解器参数设置

速度和压强的耦合处理采用PISO方法，压力修正方程离散格式采用Body Force Weighted格式，对流项离散格式采用二阶迎风格式。非定常计算中时间步长为0.002 s[5]。

3 制动工况计算结果及分析

图4、5为前后封头和各防波板压力随时间的变化曲线。从各曲线图可以看出，罐车制动后在0.52 s时液体各部分压力达到最大值，而后开始逐渐减小。

在制动之前，罐体各部分由于液体重力的存在而受到的压力基本相同。在制动初期，前封头和前4个防波板所受压力呈现震荡式上升。这是由于初期液体晃动趋势较小，在经过四次震荡后逐渐向峰值接近。后封头和第五个防波板受力曲线相似，均呈现逐渐减小的趋势，同时越靠近后封头的防波板受力越小，这是由于液体正向运动的惯性导致罐体前后部的受力趋势不同。

罐体受力为峰值时，液体晃动最为剧烈，随后受力减小。这是由于液体受到罐体一侧壁面的阻挡开始做折返运动，涌向另一侧。在整个晃动过程中前封头受到的峰值压力最大。

图6、7为初始时刻、0.52 s即压力达到峰值时罐体内液相分布图。图8～11为上述两个时刻罐体和防波板压力分布图。压力分布情况与前述分析结果一致。罐内液体受晃动影响集中在每个腔内的前部，因此每个腔内前部压力大于后部压力。0.52 s时液体处在向前运动的动量最大处，因此对罐体的冲击最大，而后由于罐体的阻挡向反方向运动。

图12～14为0.52 s时，罐体和防波板所受应力云图和位移云图。从图中可以看出初始时刻罐体和防波板受到的力较小，0.52 s时，压力达到最大值后，应力和位移也达到最大值，防波板最大应力约545 MPa，受力点在前部第一、二个防波板的固定点折弯角位置。

图15、16为模型封头、防波板结构修改后的示意图和应力计算云图。主要将底部圆孔附近面修改为规则的平整截面、增加折边宽度并加入三角支撑结构。从计算结果中可知模型最大应力减小为174.19 MPa，小于材料屈服极限要求。

4 结语

使用有限体积法和FLUENT软件，对充有空气与油的卧式柱形罐车内部介质晃动进行了模拟，确定了VOF方法用于自由液面的定义，标准k-ε湍流模型作为湍流计算模型，并确定了流固耦合计算模型，为进一步研究探索了方法和方向。

罐车制动后在0.52 s时液体各部分压力达到最大值。前封头和前四个防波板所受压力趋势相同，第五个防波板和后封头受压趋势相同。前封头在整个晃动过程中所受峰值压力最大，而后各部分峰值压力值逐渐减小。

防波板所受最大应力约为545 MPa，受力点在前部第一、二个防波板的固定点折弯角的位置。因此可考虑在此处适当改变结构以减小应力集中，以提高罐车的可靠性和安全性。经过结构改进后应力降至174.19 MPa，满足材料的屈服极限要求。

[1] 陈铭年,林永智,徐建全.椭圆矩形油罐车转弯横向稳定性的计算分析[J].专用汽车,2003(5):3-5.

[2] 陈志伟.移动式压力容器介质晃动数值模拟及防波装置研究[D].浙江大学材料与化学工程学院,2006.

[3] 王福军.计算流体动力学分析[M].北京:清华大学出版社,2004.

[4] 李松,高芳清,杨翊仁等.液体晃动有限元模态分析及试验研究[J].核动力工程,2007.28(4):54-57.

[5] 刘奎,康宁.罐车制动时液体晃动的仿真分析[J].北京航空航天大学报,2009.35(7):799-803.