廖 君

LIAO Jun

（浙江同濟科技職業(yè)學院，杭州 311231）

0 引言

電動汽車作為一種以燃料電池作為電源的電動汽車，具有能耗低、熱效率高、零污染、過載能力強等特性，對于緩解如今全球所面臨的緊迫的石油緊缺和日益嚴重的環(huán)境污染問題有著重大而深遠的意義。對于電動汽車來說，由于目前車載電池的比能量和比功率仍然偏小，無法使車輛達到足夠大的加速性能和續(xù)駛里程要求，而且其對布置空間要求較高，對車身總布置影響較大，所以減輕自身質量對這一類汽車就顯得更為重要。

1 副車架振動疲勞試驗

某燃料電池轎車副車架采用的材料為普通鋼材，經(jīng)過15萬公里振動強化試驗，振動強化試驗總時間為117小時50分，其中振幅為100%的試驗時間為62小時11分。振動期間共發(fā)生故障21例，其中冷卻及管道系統(tǒng)故障1例，占4.8%，機械連接故障11例，占52.4%，電氣故障9例，占42.8%。在振動強化試驗過程中，副車架橫梁與橫向穩(wěn)定桿左右連接處焊接部分出現(xiàn)裂紋故障共發(fā)生四次，是汽車正常行駛過程中較嚴重的故障類別。副車架橫梁與橫向穩(wěn)定桿左右連接點內(nèi)側第一次出現(xiàn)裂紋時，累計振動當量行駛里程為108803.26km，間隔里程為108803.26km。第二次副車架橫梁與橫向穩(wěn)定桿左右連接點外側出現(xiàn)裂紋時，累計振動當量行駛里程為133887.95km，間隔行駛里程為25084.69km。第三次此類故障發(fā)生時，同樣是在左右連接點外側出現(xiàn)裂紋，累計振動當量行駛里程為140089.5km，間隔行駛里程為6201.55km。第四次副車架橫梁與橫向穩(wěn)定桿左右連接點外側出現(xiàn)裂紋時，累計振動當量行駛里程為145278.57km，間隔行駛里程為5189.07km。如表1所示。

表1 副車架與橫向穩(wěn)定桿連接處出現(xiàn)裂紋故障里程分布

明顯看出，故障發(fā)生間隔里程隨著振動當量總里程數(shù)的增加而顯著減小，說明此種故障發(fā)生概率直線上升，處于故障高發(fā)階段。

2 疲勞概念及基本理論

2.1 疲勞的基本概念

當材料或結構受到多次重復變化的荷載作用后，應力值雖然沒有超過材料的強度極限，甚至比彈性極限還低的情況下就可能發(fā)生破壞，這種在交變荷載重復作用下材料或結構的破壞現(xiàn)象，就叫做疲勞破壞。

材料或結構在交變載荷作用下的強度稱為疲勞強度。

在一定循環(huán)特征R下，材料或結構可以承受無限次應力循環(huán)而不發(fā)生疲勞破壞的最大應力Smax稱為疲勞極限，一般用Sr表示。

疲勞壽命是疲勞失效時所經(jīng)受的應力或應變的循環(huán)次數(shù)，一般用N表示。試樣的疲勞壽命取決于材料的力學性能和所施加的應力水平。外加應力水平和標準試樣疲勞壽命之間關系的曲線稱為材料S-N曲線。

2.2 疲勞累計損傷理論

疲勞破壞是一個累積損傷過程，目前疲勞理論眾多，但是在工程實際中Miner線性累積損傷理論最為常用。Miner理論認為，在循環(huán)荷載作用下零件的損傷是線性累積的，零件發(fā)生破壞時其累積損傷量為1，若在單一循環(huán)荷載作用下，零件的破壞壽命為N，N次循環(huán)后損傷為1，則n次循環(huán)的損傷為n/N。當零件承受多級循環(huán)荷載S1、S2、……Sm時，則其發(fā)生破壞時的損傷為：

式中：ni—載荷Si下的循環(huán)數(shù)；Ni—零件在單一荷載Si下的破壞壽命。

Miner理論認為荷載次序對損傷沒有影響，并且不考慮殘余應力、應變硬化等因素對損傷的影響，故估算壽命時，可能偏于保守，也可能偏于不安全。在工程應用中，一般把破壞條件改為：

對不同類型的零部件，a取各自合理的經(jīng)驗值。對機械零件，國外一般推薦a＝0.7，而國內(nèi)也有人推薦a＝0.68。

應用Miner理論可以進行零部件壽命估算，其主要步驟如下：

1）道路荷載譜的測量及處理，當量歷程數(shù)確定。也可以僅對某一荷載下的零件進行壽命估計。

2）S-N曲線試驗。

3）繪制等壽命曲線。需要靜強度參數(shù)如強度極限或屈服極限。

4）用Miner理論進行壽命估算。設某零件荷載譜最后計算得到的損傷為D，該荷載譜的當量里程數(shù)為M0，則該零件壽命M（當量使用里程數(shù)）為：

3 副車架疲勞斷裂仿真分析

3.1 整車模型建立及振動仿真

由于副車架前橫梁與橫向穩(wěn)定桿連接處出現(xiàn)疲勞裂紋的振動臺強化試驗，路面位移輸入采用EVP強化路面實車采集迭代譜，路面位移輸入幅值大，而且左右輪側的位移輸入不一致，因此橫向穩(wěn)定桿受大幅度垂向交變力和扭矩。其中的交變力都相應的傳遞到副車架橫梁上去，因此副車架受到的載荷屬于大幅度交變載荷。由于副車架在強化振動試驗時受力狀態(tài)復雜，所以在adams環(huán)境下模擬整車振動試驗，建立整車虛擬振動模型。根據(jù)試驗數(shù)據(jù)，包括某些部件重量、三向轉動慣量、質心等，其他沒有參數(shù)的部件（如橡膠襯套）根據(jù)數(shù)模和資料進行估計和計算，副車架和橫向穩(wěn)定桿則采用柔性體建模，即在patran環(huán)境下建立有限元模型，計算26階模態(tài)mnf文件作為adams輸入文件，保留并建立必要的rigid單元以連接柔性體和剛性體。車輪剛度和阻尼采用試驗數(shù)據(jù)建模，并和振動臺建立接觸。如圖1所示。

根據(jù)實車振動試驗的試驗加載譜在四個振動臺分別加載時域路譜，左，右側前輪路譜如圖2所示。

圖1 Adams整車振動臺架模型

圖2 試驗左右前輪振動路譜

盡量采用試驗路譜的情況下，對整車振動模型進行39.2秒仿真，輸出26通道振動dac文件。

3.2 原副車架疲勞仿真分析及結果

在fatigue環(huán)境下導入副車架26階模態(tài)應力文件，進行基于應力的初始裂紋疲勞分析。MSC.fatigue自帶大量種類齊全的材料疲勞數(shù)據(jù)文件，此外fatigue也可以根據(jù)UTS和E自動生成材料，本文根據(jù)材料參數(shù)生成對應材料的疲勞特性文件，以26階模態(tài)應力為應力結果，導入adams生成的26通道荷載文件進行仿真。分析結果如下：

1）疲勞循環(huán)次數(shù)：如圖3所示。

圖3 原副車架疲勞循環(huán)周期

2）損傷指數(shù)：如圖4所示。

圖4 原副車架疲勞損傷指數(shù)

從疲勞壽命結果云圖來看，副車架最低循環(huán)次數(shù)為737次，相當于試驗進行8.025個小時，出現(xiàn)在右側縱梁彎曲處。副車架與橫向穩(wěn)定桿連接橫梁處疲勞壽命很低，損傷也在此處集中。由于此處橫向穩(wěn)定桿橡膠襯套與副車架進行焊接，所以此處金屬抗疲勞性能受較大影響，所以在此處先出現(xiàn)疲勞斷裂。由于仿真材料參數(shù)和理論方法都采用比較保守的數(shù)據(jù)和算法，所以結果與試驗相比偏低，但仍在合理范圍之內(nèi)，且位置與試驗結果吻合，而且可以預見，副車架縱梁彎曲處將是另外的疲勞斷裂危險處。

3.3 新副車架疲勞仿真分析及結果

同樣采用上述方法，用新材料的副車架進行nastran-adams-fatigue的聯(lián)合仿真，建立的新老adams模型對比如圖5所示。

圖5 替換副車架的Adams模型對比

圖6 鋁合金新副車架疲勞循環(huán)周期

3.3.1 鋁合金副車架

1）疲勞循環(huán)次數(shù)：如圖6 所示。

2）傷害指數(shù)：如圖7所示。

圖7 鋁合金新副車架疲勞損傷指數(shù)

從分析結果可以看到，疲勞循環(huán)最低處出現(xiàn)在左側斜向梁底部，循環(huán)達2.76e5次。疲勞壽命大大高于原副車架，而且分布區(qū)域很小?？煽啃源蟠筇岣摺?/p>

3.3.2 鎂合金副車架

1）疲勞循環(huán)次數(shù)：如圖8 所示。

圖8 鎂合金新副車架疲勞循環(huán)周期

2）傷害指數(shù)：如圖9 所示。

圖9 鎂合金新副車架疲勞損傷指數(shù)

從分析結果可以看到，疲勞循環(huán)最低處出現(xiàn)在左側前部橫梁與斜向梁連接處上部，循環(huán)達6.49e7次。疲勞壽命大大高于原副車架，而且分布區(qū)域很小?？煽啃源蟠筇岣?。

3.3.3 高強度鋼副車架

1）疲勞循環(huán)次數(shù)：如圖10 所示。

圖10 高強度鋼新副車架疲勞循環(huán)周期

2）傷害指數(shù)：如圖11 所示。

圖11 高強度鋼新副車架疲勞損傷指數(shù)

從分析結果可以看到，疲勞循環(huán)最低處出現(xiàn)在右側斜向梁與縱梁連接處底部，循環(huán)達1.82e3次。疲勞壽命高于原副車架2倍多，可靠性得到一定提高。

4 結論

從上述設計的新副車架疲勞分析看來，副車架橫梁與橫向穩(wěn)定桿連接處的疲勞斷裂問題得到根本解決。而且可以看出，鎂合金車架抗疲勞效果最佳，鋁合金次之，高強度鋼最低，但也有原車架將近3倍的預期壽命。因此可以得出結論，新副車架設計合理，在重量大大降低的情況下疲勞壽命大大提高，具有實用價值。

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