液化天然氣鐵路罐車(chē)罐體的有限元分析

蒲 亮 李 康 李照明 齊 迪

(1西安交通大學(xué)能動(dòng)學(xué)院制冷低溫工程研究所 西安 710049)(2西安軌道交通裝備有限責(zé)任公司 西安 710000)

液化天然氣鐵路罐車(chē)罐體的有限元分析

蒲 亮1李 康1李照明2齊 迪1

(1西安交通大學(xué)能動(dòng)學(xué)院制冷低溫工程研究所 西安 710049)(2西安軌道交通裝備有限責(zé)任公司 西安 710000)

依據(jù)TB/T1335—1996《鐵道車(chē)輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》及70 t級(jí)鐵路貨車(chē)的強(qiáng)度考核要求，采用ANSYS有限元方法對(duì)中國(guó)北車(chē)集團(tuán)所設(shè)計(jì)的、擁有自主知識(shí)產(chǎn)權(quán)的中國(guó)首個(gè)液化天然氣鐵路罐車(chē)罐體進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明，罐體高應(yīng)力區(qū)主要集中在水平拉桿組件和玻璃鋼支撐位置。其中，玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐加強(qiáng)圈最大應(yīng)力879 MPa，外補(bǔ)強(qiáng)板最大應(yīng)力460 MPa，均超出材料的許用應(yīng)力。對(duì)超出許用應(yīng)力部分進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，對(duì)加強(qiáng)圈添加翼板，外補(bǔ)強(qiáng)板添加14 mm厚筋板。改進(jìn)結(jié)構(gòu)后，內(nèi)罐加強(qiáng)圈厚度為16 mm時(shí)，加強(qiáng)圈結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力246 MPa；外補(bǔ)強(qiáng)板筋板間隔角度為30°時(shí)，外補(bǔ)強(qiáng)板及筋板結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力為276 MPa。改進(jìn)后的罐體結(jié)構(gòu)滿(mǎn)足強(qiáng)度考核要求。

鐵路罐車(chē) 有限元分析 靜強(qiáng)度 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

1 引 言

液化天然氣(Liquefied Natural Gas，簡(jiǎn)稱(chēng)LNG)作為一種清潔、高效能源，在能源供應(yīng)中的比例迅速增加。目前中國(guó)的LNG陸路運(yùn)輸主要為公路運(yùn)輸，而單一的公路運(yùn)輸具有運(yùn)量小、成本高、速度慢、在途監(jiān)管薄弱等問(wèn)題。2013年中國(guó)鐵路總公司將液化天然氣鐵路罐車(chē)的研發(fā)列入科技研究開(kāi)發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目，目標(biāo)是研制出適應(yīng)中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)鐵路軌距的LNG鐵路罐車(chē)，破解國(guó)家能源消費(fèi)結(jié)構(gòu)調(diào)整中面臨的LNG輸運(yùn)問(wèn)題。本文所研究的LNG鐵路罐車(chē)是國(guó)內(nèi)第一臺(tái)用于鐵路運(yùn)輸?shù)腖NG罐車(chē)，由西安軌道交通裝備公司設(shè)計(jì)。本文對(duì)LNG鐵路罐車(chē)的罐體進(jìn)行有限元分析，對(duì)罐體強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算并對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

2 罐體結(jié)構(gòu)及主要參數(shù)

圖1為L(zhǎng)NG鐵路罐車(chē)罐體的三維模型。罐體為雙層結(jié)構(gòu)，內(nèi)外罐筒體均為直筒結(jié)構(gòu)，封頭均為標(biāo)準(zhǔn)橢圓。內(nèi)罐體材質(zhì)為S30408，外罐體材質(zhì)為16MnDR。內(nèi)外罐體之間通過(guò)8個(gè)玻璃鋼支撐和一套縱向拉桿組件連接，縱向拉桿主體材料為S30408。罐體通過(guò)鞍座與底架連接，鞍座為阻焊式結(jié)構(gòu)，由鞍座腹板、下蓋板、側(cè)蓋板和筋板等組成，鞍座材質(zhì)為Q345A。罐車(chē)主要參數(shù)如表1所示。

圖1 LNG鐵路罐車(chē)罐體三維圖Fig.1 3D diagram of LNG railway tanker tank

3 罐體靜強(qiáng)度有限元分析

3.1 罐體有限元模型

本文研究的罐車(chē)罐體是一個(gè)復(fù)雜的焊接、裝配結(jié)合體，對(duì)模型做如下簡(jiǎn)化：(1)不考慮液體流動(dòng)的影響，未采用流固耦合計(jì)算；(2)焊接、螺紋連接等連接對(duì)力和力矩傳遞可靠；(3)加工和裝配中殘余應(yīng)力等制造因素被忽略；(4)結(jié)構(gòu)上的小圓角等工藝因素不考慮[1-2]。

表1 罐車(chē)技術(shù)參數(shù)Table 1 Technical parameters of railway tanker

罐體整體采用殼單元離散，玻璃鋼支撐和縱向拉桿組件局部結(jié)構(gòu)采用實(shí)體單元離散。罐體為多體結(jié)構(gòu)，對(duì)面-面、面-邊等接觸位置建立接觸對(duì)。體單元與殼單元的連接采用MPC約束方程求解[3]。離散后罐體有限元模型如圖2所示。整個(gè)力學(xué)模型節(jié)點(diǎn)數(shù)2 633 912，單元數(shù)1 375 583。

圖2 罐體有限元模型Fig.2 Finite element model of tank

3.2 邊界條件

鞍座主要承受垂向載荷，對(duì)鞍座下蓋板施加豎直方向的位移約束，上鞍主要承受縱向載荷，對(duì)上鞍施加縱向的位移約束。

3.3 計(jì)算載荷及其組合工況

計(jì)算依據(jù)TB/T1335—1996《鐵道車(chē)輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》及70t級(jí)鐵路貨車(chē)的強(qiáng)度考核要求進(jìn)行，罐體局部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評(píng)定參照J(rèn)B4732—1995《鋼制壓力容器——分析設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)》的方法。罐體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算分為4類(lèi)工況，表2為計(jì)算載荷，表3為計(jì)算工況。

表2 計(jì)算載荷Table 2 Calculated loads

注：m為材料質(zhì)量；g為重力加速度，9.81 N/kg。

表3 計(jì)算工況Table 3 Calculated conditions

3.4 計(jì)算結(jié)果

采用ANSYS有限元分析軟件對(duì)表3中4種工況進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。對(duì)于塑性材料，應(yīng)力的分析通常運(yùn)用第四強(qiáng)度理論，在ANSYS中對(duì)應(yīng)的應(yīng)力為等效Von Mises應(yīng)力[4]。表4為受力較大位置的最大應(yīng)力及對(duì)應(yīng)工況，圖3—圖8為對(duì)應(yīng)的應(yīng)力云圖，單位MPa。

表4 關(guān)鍵部位的最大應(yīng)力及對(duì)應(yīng)工況Table 4 Maximum stress of key parts and corresponding conditions

圖3 工況1玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體加強(qiáng)圈應(yīng)力云圖Fig.3 Stress of inner tank stiffening ring in FRP support position in condition 1

圖4 工況1 鞍座應(yīng)力云圖Fig.4 Stress of support saddle in condition 1

圖5 工況1外罐體支撐補(bǔ)強(qiáng)板應(yīng)力云圖Fig.5 Stress of outer reinforced plate in condition 1

由計(jì)算結(jié)果可以看出：

(1)罐體高應(yīng)力區(qū)主要存在于兩個(gè)區(qū)域：第一個(gè)區(qū)域是水平拉桿組件；第二個(gè)區(qū)域是玻璃鋼支撐位置內(nèi)、外罐體受力部件。這兩個(gè)區(qū)域分別承受了內(nèi)罐體及液體介質(zhì)的縱向慣性力和垂向載荷，因此所受應(yīng)力較大。

(2)由表4可以看出，水平拉桿組件高應(yīng)力區(qū)的應(yīng)力滿(mǎn)足材料的許用強(qiáng)度，說(shuō)明罐體的縱向支撐設(shè)計(jì)滿(mǎn)足工況要求(圖6、7為對(duì)應(yīng)的應(yīng)力云圖)。玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體加強(qiáng)圈和外罐體支撐補(bǔ)強(qiáng)板的最大應(yīng)力超出了許用應(yīng)力，說(shuō)明罐體的垂向支撐不能滿(mǎn)足工況要求，需要對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)(圖3、5為對(duì)應(yīng)的應(yīng)力云圖)。

圖6 工況4外罐體水平支撐應(yīng)力云圖Fig.6 Stress of horizontal tie components at outer tank in condition 4

圖7 工況4內(nèi)罐體水平支撐應(yīng)力云圖Fig.7 Stress of horizontal tie components at inner tank in condition 4

圖8 工況4內(nèi)罐體一位端封頭應(yīng)力云圖Fig.8 Stress of the front head of inner tank in condition 4

(3)內(nèi)罐體封頭由于受到液體慣性力沖擊，封頭過(guò)渡圓弧處應(yīng)力較大，但最大應(yīng)力小于許用應(yīng)力501MPa(圖8所示)。罐體整體應(yīng)力及鞍座應(yīng)力均較小，滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。

4 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

4.1 玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體加強(qiáng)圈受力分析

圖9為工況1條件下玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體加強(qiáng)圈內(nèi)弧應(yīng)力云圖及應(yīng)力分布曲線(xiàn)。內(nèi)罐加強(qiáng)圈的最大應(yīng)力發(fā)生在圓弧內(nèi)側(cè)，如圖9a所示，在137.8°和180°存在兩個(gè)較大的應(yīng)力峰值。分析玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體受力可知，137.8°角度是下方玻璃鋼支撐力的作用方向，180°是液體重力合力的方向，內(nèi)罐體加強(qiáng)圈的作用是增加內(nèi)罐體的強(qiáng)度和剛度，因此內(nèi)罐加強(qiáng)圈內(nèi)側(cè)在這兩個(gè)位置出現(xiàn)應(yīng)力峰值。

圖9 工況1玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐加強(qiáng)圈應(yīng)力Fig.9 Stress of inner tank stiffening ring in FRP support position in condition 1

4.2 玻璃鋼支撐位置內(nèi)罐體加強(qiáng)圈結(jié)構(gòu)改進(jìn)

首先通過(guò)增大加強(qiáng)圈厚度的方法增加加強(qiáng)圈強(qiáng)度，如圖10所示。計(jì)算結(jié)果表明，加強(qiáng)圈厚度增加到56 mm才能滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，且隨著厚度的增大，增加相同厚度產(chǎn)生的最大應(yīng)力的減小值逐漸降低，即對(duì)加強(qiáng)圈的加強(qiáng)效果逐漸減弱。因此單一的增加厚度不是增大加強(qiáng)圈強(qiáng)度的最好方法。通過(guò)對(duì)加強(qiáng)圈受力分析可知，加強(qiáng)圈受力較大的位置主要在下半部分的內(nèi)弧區(qū)域(圖9所示)。因此可通過(guò)在該區(qū)域增加加強(qiáng)圈翼板的方法增大加強(qiáng)圈強(qiáng)度，圖11為增加翼板后加強(qiáng)圈截面圖和效果圖。通過(guò)在加強(qiáng)圈受力較大的內(nèi)弧增加翼板的方法，直接對(duì)加強(qiáng)圈強(qiáng)度薄弱位置進(jìn)行補(bǔ)強(qiáng)，因此強(qiáng)度改善效果非常明顯，圖12為工況1改進(jìn)后加強(qiáng)圈應(yīng)力云圖(MPa)。

圖10 玻璃鋼支撐位置加強(qiáng)圈最大應(yīng)力隨加強(qiáng)圈厚度的變化Fig.10 Maximum stress curve with thickness of stiffening ring in FRP support position

圖11 改進(jìn)后加強(qiáng)圈的的截面圖和效果圖Fig.11 Sectional view and schematic diagram of improved stiffening ring

圖12 工況1改進(jìn)后加強(qiáng)圈應(yīng)力云圖Fig.12 Stress of improved stiffening ring in FRP support position in Condition 1

4.3 外補(bǔ)強(qiáng)板支撐結(jié)構(gòu)改進(jìn)

內(nèi)罐體及液體介質(zhì)的垂向慣性力由八點(diǎn)玻璃鋼支撐的下方4個(gè)支撐承載，支撐力通過(guò)支撐罩最終傳遞到外罐體上。為了增強(qiáng)支撐罩周?chē)夤摅w強(qiáng)度和剛度，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)在支撐罩周?chē)黾恿艘粋€(gè)支撐補(bǔ)強(qiáng)板。

通過(guò)工況計(jì)算可知，增加支撐補(bǔ)強(qiáng)版雖然使外罐體的強(qiáng)度和剛度滿(mǎn)足要求，但是支撐力集中作用在支撐罩與補(bǔ)強(qiáng)板的連接處，因此該位置出現(xiàn)較大的應(yīng)力集中，導(dǎo)致外補(bǔ)強(qiáng)板的最大應(yīng)力超過(guò)了材料的許用應(yīng)力(280 MPa)，如圖5所示。

為了使支撐力通過(guò)支撐罩能夠均勻的作用在外補(bǔ)強(qiáng)板上，減小支撐罩與外補(bǔ)強(qiáng)板連接位置的應(yīng)力集中，在外補(bǔ)強(qiáng)板和支撐罩間增加加強(qiáng)筋板，筋板厚度為14 mm。圖13為不同筋板間隔角度的計(jì)算結(jié)果。

圖13 工況1增加加強(qiáng)筋板后玻璃鋼支撐位置應(yīng)力計(jì)算結(jié)果Fig.13 Stress of FRP support position with adding ribs

計(jì)算結(jié)果表明，增加加強(qiáng)筋板后，最大應(yīng)力由外補(bǔ)強(qiáng)板轉(zhuǎn)移到加強(qiáng)筋板上，且最大應(yīng)力隨著筋板間隔角度的減小快速降低。當(dāng)筋板間隔角度小于30°時(shí)，最大應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力(280 MPa)。由應(yīng)力云圖13b可知，筋板間隔角度為30°時(shí)，支撐結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿(mǎn)足要求且支撐罩和外補(bǔ)強(qiáng)板的受力更為均勻，因此加強(qiáng)筋板的間隔角度選為30°。通過(guò)增加加強(qiáng)筋板對(duì)外補(bǔ)強(qiáng)板結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，可以有效的提高罐體承受垂向載荷的能力。

5 結(jié) 論

借助ANSYS有限元軟件對(duì)西安軌道交通裝備公司所設(shè)計(jì)的、國(guó)內(nèi)首個(gè)LNG鐵路罐車(chē)罐體進(jìn)行了計(jì)算研究。通過(guò)典型工況計(jì)算，得到了LNG鐵路罐車(chē)罐體的應(yīng)力分布特點(diǎn)，罐體高應(yīng)力取主要集中在水平拉桿組件和玻璃鋼支撐位置。玻璃鋼支撐位置的內(nèi)罐加強(qiáng)圈最大應(yīng)力為879 MPa，外補(bǔ)強(qiáng)板最大應(yīng)力為460 MPa，均超出材料的許用應(yīng)力。對(duì)超出許用應(yīng)力的兩個(gè)位置進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)：

(1)不改變加強(qiáng)圈結(jié)構(gòu)，加強(qiáng)圈厚度增加到56 mm時(shí)，加強(qiáng)圈最大應(yīng)力小于250 MPa，才能滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，且隨著厚度的增加，加強(qiáng)效果逐漸減弱。因此單純的增加厚度并不是提高加強(qiáng)圈強(qiáng)度的合理方法。

(2)對(duì)玻璃鋼支撐位置的內(nèi)罐加強(qiáng)圈增加翼板，從結(jié)構(gòu)上有效的增大了加強(qiáng)圈的強(qiáng)度，計(jì)算結(jié)果表明，加強(qiáng)圈厚度為16 mm時(shí)，加強(qiáng)圈最大應(yīng)力為246 MPa(小于250 MPa)，滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。

(3)對(duì)外補(bǔ)強(qiáng)板增加厚度為14 mm的筋板，筋板間隔角度為30°時(shí)，外補(bǔ)強(qiáng)板和筋板的最大應(yīng)力為276 MPa(小于280 MPa)，且受力均勻，滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。

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3 蔡洪能，王雅生，閔 行. 有限元分析中體元和殼元的連接[J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào)，1999(9)：76-79，110.

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Finite element analysis of liquefied natural gas railway tanker tank

Pu Liang1Li Kang1Li Zhaoming2Qi Di1

(1Institute of Refrigeration and Cryogenic Engineering，School of Energy and Power Engineering，Xi’an Jiaotong University，Xi’an 710049，China)(2Xi’an Railway Transportation and Equipment Co., Ltd.，Xi’an 710000，China)

In order to improve the transportation structure of Liquefied natural gas(LNG)，Xi’an Railway Transportation and Equipment Co.，Ltd designed the first LNG railway tanker in China for LNG railway transportation. In this paper，the static strength calculation of the LNG railway tanker tank was calculated using ANSYS. The calculation was based on TB/T1335—1996 “Strength Design and Test Appraisal Regulations for Railway Vehicle”and 70t-class railway wagons strength testing requirement. The results showed that the high stress regions of the tank were mainly concentrated in the horizontal tie components and the fiber reinforced plastics (FRP)support position. The maximum stress of the inner tank stiffening ring in the FRP support position and that of the outer reinforced plate was 879 MPa and 460 MPa respectively. Both exceed the allowable stresses. Furthermore，the structure of the tank was improved by adding the stiffening ring wings and adding 14 mm thick ribs to the reinfroced plate. For the improved structure，the maximum stress of the stiffening ring was 246 MPa when its thickness was 16 mm and that of the outer reinforced plate and the ribs was 276 MPa when the rib spacing angle was 30°,meeting the strength test requirement.

railway tanker；finite element analysis；static strength；structure improvement

2015-12-21；

2016-02-27

中國(guó)博士后科學(xué)基金(2012M511999)、中國(guó)鐵路總公司科技研究開(kāi)發(fā)項(xiàng)目“液化天然氣鐵路罐車(chē)技術(shù)研究”項(xiàng)目資助。

蒲亮，男，40歲，博士、博士生導(dǎo)師、副教授。

TB658

A

1000-6516(2016)02-0008-06