洗掃車清水箱有限元分析與結構改進

2023-12-29 00:00:00王凱劉武肖海清謝小平

專用汽車 2023年2期

摘要：洗掃車清水箱作為洗掃車的重要組成部分，發揮著工作介質水的承載、車輛外觀造型表達、部分車輛結構件安裝等功能，部件的可靠性和耐久性直接關系著車輛性能與用戶體驗。在某新型洗掃車清水箱開發過程中，結合有限元分析方法及以往車輛故障表現，對清水箱結構做了分析優化。車輛可靠性試驗以及市場使用情況表明：優化后的清水箱結構未出現開裂、變形等問題，滿足車輛使用要求；產品設計結合有限元分析方法可以有效縮短研發周期，降低產品研發成本。

關鍵詞：洗掃車；清水箱；有限元分析；結構優化

中圖分類號：U469.6 收稿日期：2022-09-15

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.02.007

1 前言

隨著國內汽車行業快速發展及行業競爭加劇，各大汽車廠商都加大了快速迭代更新產品的力度，如何在較短的時間內推出具有競爭優勢、質量可靠的、耐久的產品對廠家具有重要意義。

洗掃車是一種集道路清掃、清洗、垃圾收集運輸為一體的高效作業車輛，清水箱體作為車輛存儲水的主要部件，主要承擔著車輛裝載的功能。滿載狀態下車輛行駛、轉向時箱體會受較大垂向沖擊及慣性力，因此要求箱體在輕量化的基礎上具有足夠的強度。本文以某新型洗掃車清水箱體為分析對象，結合有限元分析方法對清水箱結構進行了分析優化，試驗結果表明了優化后的結構強度滿足使用要求。

2 清水箱結構分析

歷史車型清水箱內部開裂部位如圖1 所示，據此，根據車輛CAS 面及整車總布置建立初始的清水箱結構設計模型，并對整個分析結果影響微小的結構及修飾細節進行簡化，最終確定用于分析的模型如圖2 所示。其中箱體通過底部4 個支架安裝在底盤大梁上，前部固定在電池架上，后部通過連桿固定在副車架上；箱體前部為電池罩，后部為水箱，水箱后壁面安裝有液壓油箱。

有限元分析工況如表1 所示。

2.1 前處理

因為模型形狀復雜且縱橫比較大，采用四面體網格以便于耦合計算［1-2］，同時要考慮液壓油箱的沖擊力以及油箱自重對水箱后壁面的沖擊，所以設置雙流體域和液壓油箱液體域來簡化分析油箱空氣濾清器及進出油管油箱內的流場，具體如圖3 所示。

采用自適應網格劃分四面體網格，固體域網格縱橫比lt;92，流體域網格縱橫比lt;29，滿足計算要求。液壓油箱流體域采用六面體網格，網格質量如表2 所示。

2.2 流體分析

流體理論：質量守恒方程及動量守恒方程，因流體為不可壓縮等溫流場，不涉及變溫過程，不需要開啟能量守恒方程。

式中，t 為時間；ff 為體積力矢量；ρf 為流體密度；v 為流體速度矢量；τf 為剪切力張量。

流體計算：采用Mesh Motion 滑移網格速度輸入，以加速控制運動速度，自定義UDF 程序控制加速度變量完成邊界條件轉換，求解采用simplec 耦合算法、壓強二階迎風、雙計算流體域，UDF 具體設置如下：

其他邊界：inlet 設置為無粘壁面，因本次仿真主要關注流體對臂面的沖擊力，而不關注罐體內流體的運動形態，因此湍流模型采用層流模型，不考慮湍流對流場的影響，水相和氣相交互采用表面張力交互，系數為0.072。

網格運動控制條件如表3 所示，計算結果如圖5 所示，可以看出，流體對壁面的壓強最大值為34.9 kPa，最大壓強位置在水箱的右下部位。

2.3 靜強度分析

選用材料Q355 B，許用應力強度：

［σ］=（0.5σs+0.35σb）/n=290.8 MPa （3）

式中，σs 為材料屈服強度，355 MPa；σb 為材料強度極限，490 MPa；n 為安全系數，取1.2。

將流體對壁面的壓力導入結構進行靜力分析，解算水箱最大變形3.63 mm，最大應力435.2 MPa，計算結果如圖6～圖7 所示。

從以上計算結果可以看出：

a. 以0.6 g 恒加速0.55 s，從0.25 s 開始左右轉0.6 g和1 g 掉坑出坑工況下，最大水流作用壓強為34 949 Pa，集中于箱體右后下部；局部出現較大應力，在箱體側面大平板側縱筋板上，側板大平板與前后板瓦楞相交部位結構相對其他部位薄弱，受應力較大，為199.7 MPa，側面大板內筋最大應力237.15 MPa，并且存在應力畸點435.2 MPa；防波安裝板頂部應力形成集中，為378 MPa，超出材料許用應力極限。

b. 箱體底部縱梁及頂部縱橫梁均受較大應力。

c. 在該工況下，箱體前后板拉筋筋板部位應力較大。

采用1 g 掉坑出坑，0.6 g 前進+左右轉彎結構解算應力解作為輸入，評估水箱的疲勞壽命；平均應力修正采用GOODMAN 曲線，采用Signed von-Mises 馮·米塞爾思應力，應力修正系數為0.8（模型為多應力集中區模型），設計壽命為1×106 次循環，求解結果如圖8 所示。

從疲勞分析可以看出，水箱側部大平板與前后板連接的焊接處為結構疲勞易損區，疲勞壽命僅為3 210 次循環，與中車時代公司歷史車型水箱開裂漏水位置一致。

2.4 模態分析

載荷及約束采和模型1 g 掉坑出坑0.6 g 左右加速、0.6 g 前進解算及約束結果作為輸入載荷及約束；頻率計算范圍為0～2×106 Hz，求解水箱前6 階模態，結果如圖9 所示。

前6 階全部避開底盤車身激振頻率（一般集中在1～30 Hz），其頻率為32.872～68.36 Hz，其6 階頻率如圖10 所示。

從各階振型可以看出，箱體頂部及兩側大平板區域為箱體結構薄弱區，第6 階箱體散熱罩口出現最大形變量1.123 m（注：此變形非實際變形量，為變形量的比值，只作為變形區域判斷）。

2.5 隨機振動

選用PSD（G 載）功率譜密度，計算預應力條件下水箱模型對路面激勵的響應。此頻率譜為某車型軸頭全路面Z 軸方向PSD（G 載）功率譜密譜，通過軟件對其黃線部分進行擬合以滿足計算精度要求，其高效率范圍為1～236 Hz，覆蓋模態高效率范圍，可作為計算輸入，功率譜密度如圖11 所示。

計算評估采用Y 軸（鉛垂方向）作為激勵振動源輸入軸向，分別求解Y 軸上1δ、2δ、3δ 形變響應，如圖12所示。

計算評估采用Y 軸（鉛垂方向）作為激勵振動源輸入軸向，分別求解Y 軸上1δ、2δ、3δ 應力響應如圖13所示。

此路譜振型與結構耦合度較低，變形集中于電池倉頂部，振動集中于后部箱體液壓油箱支架與水箱后部焊接的連接部位，但應力值較低，其中1δ 應力最大值為79.807 MPa，2δ 應力最大值為159.61 MPa，3δ 應力最大值為239.428 MPa。

3 方案優化及分析

a. 水箱側板大面內部原平板豎筋改橫向折槽板（圖14a）。b. 箱體內部防波板安裝板上部使用圓角及過渡板過渡（圖14b）。c. 電池罩前部橫梁處增加焊接折板（圖14c）。根據上述分析結果，對水箱結構改進后的模型如圖14d 所示。

3.1 流體分析

對優化方案進行流體分析，結果如圖15 所示，可以發現，流體對壁面的壓強最大值為39.8 kPa，最大壓強位置在水箱的右下部位。

3.2 靜強度分析

將流體對壁面的壓力導入結構進行靜力分析，解算水箱最大變形3.46 mm，最大應力263.9 MPa，計算結果如圖16 所示。

從應力云圖（圖17）可以看出：水箱最大應力幅值從435.2 MPa 降至263.9 MPa，在許用應力范圍內；箱體左右側大平板變形量及應力值大幅降低。

解算水箱疲勞壽命（圖18）發現，最小2.79×109 次循環次數，遠遠高于1×106 次的設計壽命。

3.3 模態分析

解算前6 階模態振型，結果如圖19、圖20 所示。

前6 階頻率相較原模型有所提升，其頻率范圍43.636～69.848 Hz，全部避開了底盤與車身的激振頻率。

3.4 隨機振動

同等PSD（G 載）功率譜密度，計算預應力條件下水箱模型對路面激勵的響應，結果如圖21、圖22 所示。路譜振型與優化后的結構耦合度較低，在1δ、2δ、3δ區間內，結構對路譜的形變響應及應力響應均大幅降低，3δ 最大形變1.02 mm，3δ 最大應力52.9 MPa。在此應力狀態下解算水箱的疲勞壽命，結果如圖23所示。其中最小值6.57×105 次循環，處于液壓油箱支架尖角部位，是由模型簡化導致的應力畸變；參考頂散熱罩壽命1.16×107 次循環，認為水箱滿足設計壽命要求（設計壽命1×106 次循環）。

4 試驗驗證

4.1 行駛可靠性試驗

參照QC/T 252-1998《專用汽車定型試驗規程》中第6.8 條款進行行駛可靠性試驗，可靠性行駛試驗方法及注意事項可參照GB/T 12678-1990《汽車可靠性行駛試驗方法》執行，行駛總里程為5 000 km，里程分布如表4所示。

4.2 作業可靠性試驗

完成總時長200 h 作業可靠性試驗，內容包含掃路作業、洗掃作業、清洗作業、噴霧降塵、自潔等功能。

4.3 試驗結論

根據試驗結果顯示，搭載此水箱的車輛經過行駛可靠性試驗和作業可靠性試驗驗證，水箱無異常變形及開裂的問題。經過市場一段時間驗證，均無異常反饋，滿足車輛使用要求。

5 結語

本文通過對清水箱進行流固耦合、靜力學、動力學分析，進行結果對比及試驗驗證，可以得出以下結論：

a. 采用有限元分析方法，可以為工程師提供直觀的理論數據支撐，指導設計優化與改進，具有很強的指導意義。

b. 優化的水箱結構通過后續的可靠性試驗驗證，論證了有限元方法的有效性，滿足了產品使用要求。

c. 從結果來看，結構設計結合有限元方法可以提高方案的有效性，極大地縮短設計周期，較大程度地避免或減少后期因為產品問題帶來的質量損失。