賈占舉， 徐江， 吳光輝， 王涵之， 何風(fēng)， 顧文露， 楊輝青

（中國核動力研究設(shè)計院，成都610005）

0 引言

核電站的放射性廢物最少化與工藝設(shè)計和運行管理水平密切相關(guān)[1]，因此在群堆模式下，需要完成對各工號產(chǎn)生的放射性廢物進行收集、打包，并轉(zhuǎn)運至放射性廢物處理設(shè)施進行集中處理后轉(zhuǎn)運至?xí)捍鎺鞎捍?。集中處理后的廢物包形式主要有廢物鋼桶[2]及廢物鋼箱[3]。

廢物體及廢物包在各設(shè)施間的轉(zhuǎn)運過程中頻繁使用到固體廢物轉(zhuǎn)運車。其中車身是廢物轉(zhuǎn)運車的關(guān)鍵總成，車身結(jié)構(gòu)強度是評價車輛安全性的重要指標(biāo)之一[4]，此外因為放射性屏蔽等方面要求，廢物轉(zhuǎn)運車車身結(jié)構(gòu)的設(shè)計尤為重要。固體廢物轉(zhuǎn)運車車身剛度也是設(shè)計的重要指標(biāo)之一，因廢物包質(zhì)量較大，車身剛度不足時遇到道路顛簸可能會發(fā)生大變形，影響廢物轉(zhuǎn)運安全。同時，固體廢物轉(zhuǎn)運車車身剛度低也會導(dǎo)致整車固有頻率低，行駛過程中振動增加，對廢物安全轉(zhuǎn)運產(chǎn)生不利影響[5]。

本文利用有限元法，首先借助Hypermesh對車身進行離散，得到有限元模型，進而在ABAQUS中完成了車身彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度及模態(tài)分析，結(jié)果表明，廢物轉(zhuǎn)運車車身彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度及模態(tài)均滿足設(shè)計要求。

1 數(shù)值模型建立

本文采用有限元法對車身進行剛度計算，首先借助Hypermesh軟件完成了車身的工藝數(shù)模網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分時，考慮到車身的薄板特性，在Hypermesh中對車身板殼抽中面后使用板殼單元進行網(wǎng)格劃分。同時，為了提高計算精度減少誤差，網(wǎng)格劃分以四邊形單元為主、三角形單元為輔進行離散，平均單元尺寸為6 mm，焊接采用WELD和RBE2單元模擬[6]。離散完成后四邊形單元422 849個，三角形單元14 369個，三角形單元比例3.3%。車身數(shù)模及有限元模型如圖1所示。

圖1 車身數(shù)模及有限元模型

廢物轉(zhuǎn)運車車身主體材料為ST13及ST14，其力學(xué)特性如表1所示。

表1 車身材料特性

為了更準(zhǔn)確地評估剛度計算結(jié)果，本次分析在車身分布了一系列考核點，分列車身左右側(cè)共8組16個點，其位置如圖2所示。

圖2 考核點在車身的分布

2 轉(zhuǎn)運車車身彎曲剛度分析

2.1 彎曲剛度有限元分析邊界條件

固體廢物轉(zhuǎn)運車車身彎曲剛度主要考察車身縱向的承載能力和抗彎能力。若彎曲剛度不足，承載能力會降低，將直接影響整車的疲勞強度，降低整體的使用性能[7]。

為了在加載時避免應(yīng)力集中及方便施加約束條件，在前后懸約束位置及駕駛室與貨箱的加力位置分別建立多個節(jié)點的RBE3單元聯(lián)合體。

彎曲剛度計算的約束條件：在前懸架彈簧支座處約束X、Y、Z向移動自由度，在鋼板彈簧安裝處約束Z向移動自由度。

彎曲剛度計算的加載條件：彎曲工況中，駕駛室的施力物體是乘客與座椅，施力方式是總重通過座椅與車身連接處施加在車身地板上，一個座椅和一個乘客共重100 kg，同時需要乘以動載系數(shù)2.5，力的加載位置在座椅安裝處共8個，每個位置載荷為612.5 N；貨箱的施力物體是桶裝貨包，最大載貨量1670 kg，將16 415 N平均施加于貨箱地板上，如圖3所示。

圖3 固體廢物轉(zhuǎn)運車車身彎曲剛度有限元分析邊界條件

2.2 分析結(jié)果

在彎曲工況下，廢物轉(zhuǎn)運車的車身Z向變形圖如圖4所示。通過變形云圖可以看出，轉(zhuǎn)運車車身位移等值線過渡自然，無突變，說明車身變形狀態(tài)良好。車身最大撓度值為1.262 mm。根據(jù)彎曲剛度計算公式為

得到廢物轉(zhuǎn)運車車身彎曲剛度EI=（612.5×8+16415）÷1.262=16890 N/mm，滿足設(shè)計要求。

以考核點的X坐標(biāo)值為橫坐標(biāo)，以車身彎曲時在各考核點產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角為縱坐標(biāo)，得到彎曲變形曲線，如圖5所示。

圖4 車身Z向變形圖

圖5 彎曲工況車身底部撓度曲線圖

從彎曲工況車身底部撓度曲線圖看，曲線無突變，彎曲變形良好。車身兩側(cè)變形一致，在彎曲工況下沒有傾覆的風(fēng)險。

3固體廢物轉(zhuǎn)運車車身扭轉(zhuǎn)剛度分析

3.1 扭轉(zhuǎn)剛度有限元分析邊界條件

車身扭轉(zhuǎn)剛度主要考察車身的抗扭性能。如果扭轉(zhuǎn)剛度不足，會引起門框、貨箱變形過大，導(dǎo)致車門卡死、密封不嚴(yán)，進而使貨包振動。

扭轉(zhuǎn)剛度計算的約束條件：在鋼板彈簧安裝處約束X、Y、Z移動及轉(zhuǎn)動自由度，在保險杠中間約束Z向自由度。

扭轉(zhuǎn)剛度計算的加載條件：計算車身扭轉(zhuǎn)剛度時，施加的載荷是在左右前懸架彈簧支座處一對大小相等方向相反的鉛垂力。需要施加的轉(zhuǎn)矩值T=0.5×前軸最大載荷×輪距=4131.68 N·m，左右前懸支點距離為1035.99 mm，需要施加集中力大小為3988.15 N。因此，在前左懸架彈簧支座處施加Z向大小為3988.15 N的集中力，在前右懸架彈簧支座處施加-Z向大小為3988.15 N的集中力，如圖6所示。

3.2 分析結(jié)果

在扭轉(zhuǎn)工況下，廢物轉(zhuǎn)運車的車身Z向變形圖如圖7所示。通過變形云圖可以看出，轉(zhuǎn)運車車身位移等值線過渡自然，無突變，說明車身變形狀態(tài)良好。

扭轉(zhuǎn)剛度計算公式為

式中，θ為扭角，θ＝arctan[（|Z1-Z2|）/Y]，其中Z1、Z2為左右加載點Z向位移，Y為左右加載點Y向距離。

計算得到扭轉(zhuǎn)剛度為14574 N·m/（°）。

車身扭轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角隨考核點的X坐標(biāo)值的變化關(guān)系如圖8所示。

圖6 固體廢物轉(zhuǎn)運車車身扭轉(zhuǎn)剛度有限元分析邊界條件

圖7 車身Z向變形圖

圖8 扭轉(zhuǎn)工況變形曲線圖

從扭轉(zhuǎn)變形曲線看，曲線無突變，該車扭轉(zhuǎn)變形良好，最大扭轉(zhuǎn)角為0.162°，在設(shè)計工況下不會發(fā)生較大變形，滿足設(shè)計要求。

4 固體廢物轉(zhuǎn)運車車身模態(tài)分析

固體廢物轉(zhuǎn)運車轉(zhuǎn)運過程中要保證轉(zhuǎn)運時的安全，并要求車身振動小運行平穩(wěn)來減少轉(zhuǎn)運時長，從而減少人員受照時間。車身的模態(tài)和振動密切相關(guān)，如果車身模態(tài)不和廢物轉(zhuǎn)運車轉(zhuǎn)運廢物時激振頻率相同，那么廢物轉(zhuǎn)運車車身將不發(fā)生共振，振動就很小。

車身模態(tài)是固體廢物轉(zhuǎn)運車的固有特性，與載荷和阻尼無關(guān)，因此不加載相關(guān)的邊界條件[8]。此外，考慮到廢物轉(zhuǎn)運車運行時激振頻率一般較低，因此我們只分析前15階的頻率振型，分析結(jié)果如表2所示。

可以得到，整車扭轉(zhuǎn)模態(tài)（1階）為39.878 Hz，整車彎曲模態(tài)（1階）為46.326 Hz，比實際情況中大部分的激振頻率要高，不會引發(fā)共振現(xiàn)象。其他階數(shù)振型為車身部件局部振動，對整車模態(tài)影響較小。

表2 固體廢物轉(zhuǎn)運車車身模態(tài)分析結(jié)果

5 結(jié)論

本文基于有限元法對固體廢物轉(zhuǎn)運車車身性能進行了驗證分析。首先基于Hypermesh建立了車身有限元模型，然后分別對彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度及模態(tài)進行了計算分析，結(jié)論如下：

1）車身的彎曲剛度為16 890 N/mm，車身扭轉(zhuǎn)剛度為14 574 N·m/（°），滿足設(shè)計要求。

2）設(shè)計工況下彎曲變形曲線和扭轉(zhuǎn)變形曲線均無突變，不會發(fā)生較大變形，滿足安全使用要求。

3）整車扭轉(zhuǎn)模態(tài)（1階）為39.878 Hz，整車彎曲模態(tài)（1階）為46.326 Hz，比實際情況大部分的激振頻率要高，不會引發(fā)共振現(xiàn)象。