基于六分力載荷譜的汽車車身及焊點疲勞分析

印明勛 王峻峰 劉瑩 鄂世國

（華晨汽車工程研究院）

隨著汽車工業的發展，車身及焊點的疲勞耐久性能逐漸成為衡量汽車性能的重要指標[1]。傳統的汽車疲勞耐久性主要通過試車場試驗、道路試驗以及臺架試驗等方法進行預測[2]，但是這些方法投入成本多、耗時長，并且在車型開發初期無法完成預測。隨著CAE 技術的發展，虛擬試驗方法能夠在任何時期對汽車的疲勞耐久性能進行分析預測，且成本低、耗時短，在世界各大汽車企業中得到廣泛的應用[3]?；诖?，該文介紹一種以FEMFAT 軟件為分析工具的基于六分力載荷譜的疲勞分析方法，并最終獲得車身及焊點的疲勞損傷值，為設計者在項目開發初期的車身及焊點疲勞壽命預測方面提供解決思路。

1 理論方法

1.1 Miner 法則

疲勞累積損傷理論是疲勞分析的關鍵理論。目前在工程中廣泛使用的是線性疲勞累積損傷理論中具有代表性的Miner 法則[4]，該法則假設：當結構所吸收的能量達到疲勞極限時將發生破壞。根據這一假設，結構在破壞前的不同載荷歷程的各應力水平下的最大可循環次數依次為 N1，N2，N3…Ni，而在各應力水平下的實際循環次數依次為 n1，n2，n3…ni，則疲勞損傷值 D 為：

當D=1 時，表明結構所吸收的總能量達到結構破壞時的極限能量，此時結構發生疲勞破壞。式（1）即為Miner 法則的疲勞累積損傷理論方程[5]。

1.2 名義應力法

名義應力法主要應用于應力水平較低而破壞循環次數較高（一般高于104次）的高周疲勞破壞。名義應力法的工具是S-N 曲線[6]，該曲線縱坐標為加載于試件上的恒定應力幅值（σmax），橫坐標為試件材料在該恒定應力作用下的疲勞循環次數的對數值（N），如圖1 所示。由圖1 可以看出，當所加交變應力小于疲勞極限值（σR）時，該試件可承受無限次循環而不斷裂。

圖1 S-N 曲線

2 模型建立

2.1 車身疲勞分析模型

以某車身TB 模型為分析對象，利用ANSA 軟件完成全部前處理工作。最終，模型包含2 227 161 個殼單元，且三角形單元控制在5%以內；各類膠接單元采 用 RBE3-HEXA-RBE3， 焊 點 單 元 采 用RBE3-CBAR-RBE3；內飾、乘客、油箱等附加質量利用質量點單元CONM2 模擬，通過剛性單元RBE2 連接到相應位置的質心處。車身疲勞分析模型，如圖2 所示。

圖2 某乘用車車身疲勞分析模型示意圖

2.2 焊點疲勞分析模型

以車身疲勞分析模型為基礎，將焊點單元更改成疲勞分析所需的單元類型。由于本次疲勞分析階段采用FEMFAT 軟件且以應力法作為分析方法，因此，將車身疲勞分析模型中的焊點單元設置成femfat-spot 類型。設置好的焊點單元包括outer-nugget，inner-nugget，beam。outer-nugget 與beam 單元的彈性模量相同，均為210 GPa；inner-nugget 單元的彈性模量為 8 400 GPa。除焊點單元更改以外，模型其余部分均保持不變。焊點疲勞分析模型中的焊點單元，如圖3 所示。

圖3 疲勞分析模型焊點單元示意圖

3 模態分析

車身疲勞壽命分析以及焊點疲勞壽命分析都是以車身模型為基礎，因此，疲勞分析結果是否準確可信，取決于車身模型中各鈑金部件之間的焊點連接是否真實有效。因此，有必要將車身有限元模型的模態結果與實車的試驗結果進行對標分析，以驗證模型的可信度。圖4 示出白車身模型1 階扭轉和彎曲模態分析結果。

圖4 白車身有限元模型1 階模態結果云圖

表1 示出1 階扭轉模態與彎曲模態的分析結果與試驗結果的對比。由表1 可知，兩者的相對誤差都在5%以內，可以確定車身模型的焊點連接情況與實車情況相同，能夠作為車身疲勞及焊點疲勞的分析模型。

表1 車身1 階模態分析結果與試驗結果對比表

4 靜力分析

在進行車身疲勞與焊點疲勞分析之前，需得到分析模型的靜態應力場分布結果。在Nastran 軟件中，對分析模型加載點處的所有通道施加單位載荷：每個加載點處3 個方向的力通道施加單位力，每個加載點處3 個方向的力矩通道施加單位力矩。計算過程中，每個通道均設置1 個對應的subcase（本次模型共需設108 個subcase），模型采用慣性釋放的方式，不做任何約束。圖5 示出車身模型在subcase-1 工況下（左前減安裝點處施加X 向單位力）的局部應力云圖，最大應力值為14.95 MPa，位于左側A 柱根部內側；圖6 示出焊點模型在subcase-1 工況下（左前減安裝點處施加X 向單位力）的局部應力云圖，最大應力值為93.58 MPa，位于左側A 柱根部外側。通過觀察兩模型其余通道結果可知，相同工況下，車身模型與焊點模型的最大應力分布區域基本相同。

圖5 車身模型在subcase-1 工況下的局部應力云圖

圖6 焊點模型在subcase-1 工況下的局部應力云圖

5 疲勞分析

5.1 路譜處理

疲勞分析所用的路譜是由專業的駕駛員在特定的試驗場內按照規定的路況和速度駕駛汽車，通過安裝在每個車輪輪轂上的六分力傳感器獲取的輪心處六分力（輪心處所受的3 個方向的力和3 個方向的力矩）載荷譜，信號時長為450 s，采樣頻率為512 Hz。初始的載荷譜不能直接使用，需進行濾波、去除毛刺、修正平移和漂移等處理，再利用ADAMS 軟件進行力的傳遞與提取，最終獲得每個加載點處的六分力載荷譜。在疲勞分析中，每個分力的載荷譜稱為一個通道，即每個加載點處有6 個通道。圖7 示出左前減振塔處X 向力及力矩的載荷譜。

圖7 左前減振塔X 向疲勞分析載荷譜

5.2 疲勞分析

將靜力分析所得到的應力結果與載荷譜同時輸入FEMFAT 疲勞分析軟件進行車身與焊點的疲勞性能分析，并最終獲得該車在實際路譜作用下的車身及焊點的疲勞損傷值。圖8 示出車身疲勞損傷云圖，最大損傷出現在后排座椅底部橫梁與左后縱梁連接處，損傷值為0.000 14；圖9 示出點疲勞損傷云圖，最大損傷出現在右后輪罩與擋泥板連接處，損傷值為0.068。由結果可知，車身及焊點的疲勞損傷值均小于設計目標（0.2），滿足性能要求；同時，該車的實車可靠性道路試驗結束后，全車無開裂現象。因此，綜合疲勞損傷仿真分析結果與實車可靠性道路試驗結果可知，該車的疲勞性能滿足目標要求。

圖8 車身疲勞損傷云圖

圖9 焊點疲勞損傷云圖

6 結論

基于六分力載荷譜的汽車車身及焊點疲勞分析技術是一項集實車測試、靜力學分析以及疲勞損傷分析于一體的結構耐久性能分析預測方法。通過對某乘用車的車身及焊點疲勞性能進行分析，可得出：該車焊點疲勞損傷值遠大于車身疲勞損傷值，表明焊點在用車過程中更容易發生疲勞破壞；模型分析結果與實車測試結果具有一致性，表明該疲勞分析方法具有一定的工程適用性，其分析結果可以為新車型的前期開發以及優化設計提供參考。