孫 濤,鄭 非 ,劉 斌,鄭松林

(1.上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院汽車工程系，上海 200093;2.上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438;3. 機(jī)械工業(yè)汽車底盤機(jī)械零部件強(qiáng)度與可靠性評價(jià)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海200093)

2016063

承載式車身快速疲勞試驗(yàn)與CAE分析相關(guān)性的研究*

孫 濤1,3,鄭 非1,3,劉 斌2,鄭松林1,3

(1.上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院汽車工程系，上海 200093;2.上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438;3. 機(jī)械工業(yè)汽車底盤機(jī)械零部件強(qiáng)度與可靠性評價(jià)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海200093)

本文中采用PAVE試驗(yàn)與疲勞壽命虛擬分析技術(shù)相結(jié)合的方法，對某承載式車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了疲勞壽命分析。根據(jù)結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析理論，采用有限元分析方法，對車身結(jié)構(gòu)的疲勞壽命進(jìn)行預(yù)測分析，同時(shí)在PAVE路面上進(jìn)行快速試驗(yàn)。通過分析與試驗(yàn)結(jié)果的對比，驗(yàn)證了PAVE強(qiáng)化耐久試驗(yàn)與CAE分析的相關(guān)性，分析了造成車身結(jié)構(gòu)若干區(qū)域壽命低的原因，并提出了改進(jìn)方案，從而有效解決了該車車身疲勞壽命設(shè)計(jì)中存在的缺陷，為后續(xù)設(shè)計(jì)提供參考。

汽車工程；PAVE試驗(yàn)；有限元法；疲勞壽命；比利時(shí)路；強(qiáng)化系數(shù)

前言

承載式車身結(jié)構(gòu)廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代轎車與輕型商用車的車身結(jié)構(gòu)中，與傳統(tǒng)的車身-車架結(jié)構(gòu)形式相比，承載式車身具有制造成本低，質(zhì)量輕，整車質(zhì)心高度低等優(yōu)點(diǎn)，從而在一定程度上改善了汽車的操縱性能及燃油經(jīng)濟(jì)性。然而，該型車身的彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度和強(qiáng)度等指標(biāo)的變化，以及由此可能產(chǎn)生的振動(dòng)和噪聲等乘坐舒適性指標(biāo)的降低，將直接影響駕乘感受和整車使用壽命與性能品質(zhì)。為此，承載式車身的可靠性問題必須在產(chǎn)品開發(fā)階段加以重視。

常規(guī)的疲勞耐久試驗(yàn)需要耗時(shí)半年進(jìn)行一輪試驗(yàn)，從而發(fā)現(xiàn)并解決問題，嚴(yán)重制約了新車開發(fā)進(jìn)程，如果問題難以規(guī)避，重新設(shè)計(jì)與制造將使開發(fā)周期再次延長。與常規(guī)試驗(yàn)方式相比，PAVE 快速疲勞耐久性試驗(yàn)的周期大幅縮短到20天左右，并通過使用CAE，預(yù)測車身的疲勞性能。與PAVE試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行相關(guān)性分析，可及時(shí)發(fā)現(xiàn)問題并提出改進(jìn)方案，極大地縮短承載式車身耐久性開發(fā)周期。PAVE試驗(yàn)與CAE分析相結(jié)合的一體化開發(fā)流程如圖1所示。

圖1 一體化開發(fā)流程

文獻(xiàn)[1]和文獻(xiàn)[2]中針對車輛零部件疲勞耐久性進(jìn)行了大量研究,積累了一整套從路面試驗(yàn),理論分析到可靠性評價(jià)的研發(fā)流程和數(shù)據(jù)資料,并形成了成熟的規(guī)范體系。然而，相對于國外，國內(nèi)對汽車結(jié)構(gòu)疲勞壽命的研究工作起步較晚，研究的對象也大多限于主要零部件的疲勞壽命理論分析[3-4]。本文中著重研究某承載式車身快速疲勞試驗(yàn)與有限元法的相關(guān)性分析，從而提供解決設(shè)計(jì)開發(fā)初期車身疲勞壽命預(yù)測及試驗(yàn)等效性等問題的思路。

1 疲勞壽命指標(biāo)下的強(qiáng)化系數(shù)數(shù)學(xué)模型

PAVE試驗(yàn)的路面是比利時(shí)路，俗稱石塊路，是汽車耐久性試驗(yàn)中最典型的路面之一[5]。由于沿道路縱向的隨機(jī)數(shù)列都具有相同的自譜密度，而輪距相同的兩車轍所對應(yīng)的隨機(jī)數(shù)列具有相同的互譜密度，從而保證了車輛在路面上行駛時(shí)的振動(dòng)輸出特性與行駛路線選擇無關(guān)[6]。PAVE試驗(yàn)規(guī)范就是根據(jù)比利時(shí)路面強(qiáng)化系數(shù)制定的。

本文中研究的對象為某乘用車的商用汽車承載式車身,根據(jù)其在某試驗(yàn)場比利時(shí)路測得的載荷時(shí)間歷程，通過雙參數(shù)雨流計(jì)數(shù)法和Goodman疲勞經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行零平均應(yīng)力的應(yīng)力循環(huán)等效轉(zhuǎn)換，運(yùn)用Basquin公式擬合得到零部件S-N曲線，然后經(jīng)過三參數(shù)威布爾分布和程序載荷譜對數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，按照修正的Miner疲勞累積損傷理論得到頻率因子與損傷因子,最后，求出比利時(shí)路面的強(qiáng)化系數(shù),從而確定了該承載式車身在此試驗(yàn)道路行駛的強(qiáng)化系數(shù)。

1.1 載荷時(shí)間歷程的統(tǒng)計(jì)

利用在某試驗(yàn)場進(jìn)行的汽車車身載荷測試數(shù)據(jù)，經(jīng)過對試驗(yàn)突變數(shù)據(jù)和高階多項(xiàng)式趨勢項(xiàng)的判斷與消除后，運(yùn)用雙參數(shù)雨流計(jì)數(shù)法[7],可以得到車身載荷時(shí)間歷程信號均值與幅值雨流矩陣直方圖，如圖2所示。

圖2 雨流矩陣直方圖

由于本文中采用修正的Miner疲勞累積損傷理論進(jìn)行強(qiáng)化系數(shù)的計(jì)算，但Miner理論假定對稱循環(huán)載荷加載，也就是載荷均值為零，而上述經(jīng)雨流計(jì)數(shù)統(tǒng)計(jì)的均值不為零，因此，必須對試驗(yàn)數(shù)據(jù)中的非零平均應(yīng)力的應(yīng)力循環(huán)等效轉(zhuǎn)換成零平均應(yīng)力的應(yīng)力循環(huán)。為此，應(yīng)用Goodman線性經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行等效轉(zhuǎn)換，即

(1)

式中：σai為第i次循環(huán)應(yīng)力幅值；σi為第i次循環(huán)等效零均值應(yīng)力；σmi為第i次循環(huán)平均應(yīng)力；σb為拉伸強(qiáng)度極限。

1.2 材料和零部件的疲勞性能曲線

在工程運(yùn)用上，由于Basquin公式形式簡單，計(jì)算方便且對數(shù)據(jù)的擬合度高，所以，多用來對材料疲勞性能進(jìn)行擬合進(jìn)而得到零部件的疲勞性能曲線，其公式為[8]

(2)

式中：σa為應(yīng)力幅值；N為對應(yīng)的疲勞壽命；M和C為與材料及試樣的加載有關(guān)的常數(shù)。

而零部件的疲勞性能不僅要考慮材料的疲勞性能，還要考慮尺寸、表面加工和應(yīng)力集中，即

(3)

對Basquin公式兩邊取對數(shù)得到一個(gè)線性疲勞性能擬合公式，再根據(jù)文獻(xiàn)[9]可推出本文中所用材料SAPH400的BasquinS-N曲線方程為

lgN=-6.67lgσ+20.41

1.3 等效應(yīng)力幅值分布函數(shù)的估算及其檢驗(yàn)

在疲勞強(qiáng)度可靠性設(shè)計(jì)中，表達(dá)疲勞強(qiáng)度分布的函數(shù)除了正態(tài)分布函數(shù)外，還有威布爾分布概率密度函數(shù)。由于威布爾分布概率密度函數(shù)存在最小壽命，即100%存活率的壽命，是符合疲勞破壞實(shí)際情況的，故采用三參數(shù)威布爾分布，其概率分布函數(shù)為

(4)式中：w為形狀參數(shù)；η為尺度參數(shù)；γ為位置參數(shù)。

相應(yīng)的分布參數(shù)利用MATLAB進(jìn)行估計(jì)，得到：w=1.1413，η=26.2255，γ=12.7009。在威布爾概率紙上繪出比利時(shí)路等效應(yīng)力幅值及其概率和擬合直線，如圖3所示。

根據(jù)威布爾函數(shù)可以轉(zhuǎn)化成直線關(guān)系[10]，利用這種關(guān)系可以檢驗(yàn)試驗(yàn)數(shù)據(jù)是否符合威布爾分布。在圖3繪制的威布爾分布概率紙上，不加位置參數(shù)的雙參數(shù)威布爾分布數(shù)據(jù)的擬合曲線是一條近似直線的曲線；而加了位置參數(shù)的三參數(shù)威布爾分布數(shù)據(jù)的擬合曲線基本上是一條直線，更符合威布爾分布。

圖3 威布爾分布概率紙

對于上面根據(jù)Goodman公式等效轉(zhuǎn)換得到的數(shù)據(jù)，通過對其進(jìn)行K-S檢驗(yàn)[11],確定等效應(yīng)力幅值均服從三參數(shù)威布爾分布。

1.4 程序載荷譜的編制

由于試驗(yàn)條件和有限載荷數(shù)據(jù)采集量等因素的限制，采集到的數(shù)據(jù)基本上是正常載荷，很少有大載荷出現(xiàn)，但影響疲勞壽命的重要因素之一就是少數(shù)極值載荷，不考慮極值載荷的估計(jì)結(jié)果會造成很大誤差，所以，需要由實(shí)測載荷擴(kuò)展出極值載荷。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)一般取10E6的累積循環(huán)過程中出現(xiàn)最大應(yīng)力幅。因此，采用10E-6超值累積頻率的概率分布公式即可求得最大應(yīng)力幅值。

(5)

式中：K(x)為實(shí)測載荷樣本的分布函數(shù)；Smax為極值載荷。

于是，可以得到極值應(yīng)力幅值σmax=250.6MPa。運(yùn)用Conover理論[12]將實(shí)測載荷譜分為8級程序載荷譜，以便進(jìn)行強(qiáng)化系數(shù)的計(jì)算。

1.5 疲勞累積損傷理論及強(qiáng)化系數(shù)的計(jì)算

疲勞累積損傷理論認(rèn)為，當(dāng)材料承受高應(yīng)力時(shí)，每一循環(huán)都使材料產(chǎn)生一定量的損傷，當(dāng)損傷積累到臨界值時(shí)發(fā)生破壞，這也就是材料固有壽命的消耗過程。由于Miner線性疲勞累積損傷理論[13]表達(dá)式簡單，所以被廣泛應(yīng)用到疲勞壽命預(yù)測中?？倱p傷量D為

(6)

式中：di為構(gòu)件在ni次循環(huán)所受的損傷;Ni為S-N曲線上對應(yīng)于等效應(yīng)力幅值σi的破壞循環(huán)次數(shù)。根據(jù)Miner提出的假設(shè)，當(dāng)D=1時(shí)零件累積損傷結(jié)束，即發(fā)生疲勞失效。根據(jù)Basquin疲勞特性曲線公式,可得

(7)

根據(jù)程序載荷譜：

(8)

式中：nL為各級載荷的總循環(huán)數(shù)；θi為第i級應(yīng)力幅水平下的頻次率；αi為程序載荷譜中對應(yīng)于第i級等效應(yīng)力幅值的循環(huán)數(shù)。將式(7)中的Ni代入式(6)，再將式(8)代入式(6)中，并認(rèn)為D=1時(shí)發(fā)生疲勞失效，得到關(guān)系式為

(9)

由于用里程數(shù)表示壽命會更加直觀，所以用L2(普通路面上車身發(fā)生疲勞失效時(shí)所行駛的路程)除以L1(比利時(shí)路面上車身發(fā)生疲勞失效時(shí)所行駛的路程)得到強(qiáng)化系數(shù)為

(10)

根據(jù)里程數(shù)與應(yīng)力循環(huán)數(shù)成正比的關(guān)系，將式(9)中nL換算成總里程數(shù)L，得

(11)

式中：v0和t0為L0里程數(shù)對應(yīng)的速度和時(shí)間。

令

(12)

(13)

則得

(14)

式中：F1和F2分別為比利時(shí)路面和普通路面的頻率因子統(tǒng)計(jì)量；E1和E2分別為比利時(shí)路面和普通路面的損傷因子統(tǒng)計(jì)量。

根據(jù)以上建立的強(qiáng)化系數(shù)公式可以計(jì)算出白車身在比利時(shí)路面的累積損傷。但這樣預(yù)測出的疲勞壽命精度還不夠高，需要用Miner線性累積損傷理論進(jìn)行修正。根據(jù)文獻(xiàn)[14]中采用H.T.科爾頓和T.J.多蘭提出的強(qiáng)度系數(shù)指數(shù)a代替Basquln關(guān)系式的m,a=(0.81-0.94)m,通常取a=0.85m。結(jié)合上述的 BasquinS-N曲線方程中的m,可得車身的強(qiáng)度系數(shù)指數(shù)a=5.6695。因此,根據(jù)以上數(shù)學(xué)模型和推導(dǎo)關(guān)系式可計(jì)算出路面強(qiáng)化系數(shù)，計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 PAVE路面強(qiáng)化系數(shù)計(jì)算

由計(jì)算得到的強(qiáng)化系數(shù)可知，該車在比利時(shí)路面上行駛1km對車身造成的疲勞損傷等效于在B級路面上行駛11.5km所造成的疲勞損傷。

2 承載式車身PAVE耐久性試驗(yàn)方案

實(shí)車道路試驗(yàn)的地點(diǎn)在某試驗(yàn)場的比利時(shí)路面。試驗(yàn)道路和試驗(yàn)用車如圖4所示。

依照《GB/T 12428—2005 客車裝載質(zhì)量計(jì)算方法》、《GB/T 12534—1990 汽車道路試驗(yàn)方法通則》和《 GB 15082—2008 汽車用車速表》等法規(guī)進(jìn)行試驗(yàn)。PAVE路面整個(gè)循環(huán)實(shí)際里程為0.7km，其中有效試驗(yàn)里程為0.65km，總共進(jìn)行2 600個(gè)循環(huán)。

試驗(yàn)時(shí),車輛以40km/h的車速在PAVE路面上行駛，在連續(xù)完成PAVE路面試驗(yàn)一次計(jì)為一個(gè)循環(huán)。每天完成試驗(yàn)要求循環(huán)后，試驗(yàn)工程師需要記錄當(dāng)天行駛的試驗(yàn)里程數(shù)，記錄車輛發(fā)生的故障和問題，填寫試驗(yàn)報(bào)告。試驗(yàn)結(jié)束后,編寫出試驗(yàn)車輛最終的評估報(bào)告。

3 試驗(yàn)結(jié)果分析、改進(jìn)和試驗(yàn)驗(yàn)證

通過一輪PAVE試驗(yàn)，得到了相關(guān)5處主要疲勞失效位置，主要包括后懸架接觸區(qū)域(吊耳和吊耳支架)、中門、尾門邊框區(qū)域以及連接車體和車頂?shù)腄柱區(qū)域等，這與CAE仿真結(jié)果分析得到的主要問題區(qū)域基本一致。觀察這些失效問題不外乎是由于結(jié)構(gòu)幾何尺寸不連續(xù)(如孔、切口等)造成應(yīng)力集中，或是施加于零件上的載荷過大。對于第一種問題可以采用改變結(jié)構(gòu)幾何特征或局部加強(qiáng)的方法解決，第二種問題可以采用隔離載荷路徑或局部加強(qiáng)的方法解決。表2列舉了這5處主要區(qū)域在試驗(yàn)中出現(xiàn)的失效問題和CAE評估，驗(yàn)證了PAVE強(qiáng)化耐久試驗(yàn)與CAE評估的相關(guān)性，并給出了設(shè)計(jì)改進(jìn)方案。

PAVE路試229循環(huán)后發(fā)現(xiàn)板簧前吊耳鈑金開裂，如圖5所示。

圖5 吊耳鈑金開裂

首先，分析板簧前吊耳開裂是否是由于生產(chǎn)制造過程所造成的，其中包括鈑金的結(jié)構(gòu)和厚度以及生產(chǎn)和裝配過程是否符合設(shè)計(jì)要求，焊點(diǎn)位置的分布和焊接質(zhì)量是否符合要求。如果沒有上述問題，就要分析是由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)缺陷還是疲勞失效引起的。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)缺陷是因?yàn)閹缀谓Y(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)失誤導(dǎo)致應(yīng)力集中，如某些地方未加加強(qiáng)筋、翻邊等；而疲勞失效是受到比利時(shí)路面?zhèn)鱽淼募?lì)源車身不斷經(jīng)受著周期性載荷，疲勞損傷累計(jì)到一定程度造成的。為此，先確定板簧前吊耳開裂區(qū)域的應(yīng)力是否超過材料的屈服極限，如果經(jīng)分析沒有超過屈服極限，那就很可能是結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)缺陷導(dǎo)致的問題，否則，就從疲勞失效方面找原因。從圖5的照片分析看來，開裂位置在板簧吊耳與車身連接處，觀察開裂狀況是從R角外緣開始向內(nèi)延伸的，通過有限元分析發(fā)現(xiàn)，在轉(zhuǎn)向工況下開裂位置應(yīng)力為517MPa，如圖6所示，而在垂向bump工況下，開裂區(qū)域應(yīng)力為495MPa，如圖7所示，即已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過其材料SAPH400的屈服極限240MPa。這是典型的由于路面不平度過大引起的輪胎動(dòng)載荷傳至車身板簧吊耳與車身連接處而產(chǎn)生的垂向剪切力所造成的疲勞失效。

表2 PAVE試驗(yàn)問題與CAE評估

圖6 轉(zhuǎn)向工況分析

出于汽車產(chǎn)品研發(fā)時(shí)間和成本等因素的考慮，工程上通常采用改變鈑金材料、增加三角筋、翻邊、改變邊緣倒角尺寸等增強(qiáng)局部剛度的方法來解決上述開裂問題?？紤]到原結(jié)構(gòu)前板簧吊耳與車身連接處，受到很大的沖擊載荷，尤其是在吊耳折角區(qū)域，決定重點(diǎn)針對該部件的吊耳折角區(qū)域進(jìn)行局部改進(jìn)。圖8為各個(gè)結(jié)構(gòu)的局部改進(jìn)方案。

圖7 垂向工況CAE分析

圖8 局部改進(jìn)方案

圖8中，方案一是延長開裂處鈑金邊界，方案二是在R角區(qū)域增加圖示3處三角筋，并將鈑金材質(zhì)改為HC340LA(屈服極限為380MPa)。為了確保板簧前吊耳鈑金不再開裂，將兩個(gè)方案同時(shí)采用，調(diào)整后CAE分析結(jié)果如圖9和圖10所示，應(yīng)力降低約25%。整車完成新一輪PAVE試驗(yàn)后，原開裂位置沒有開裂，板簧前吊耳其他部位也沒有出現(xiàn)新的開裂問題。

圖9 轉(zhuǎn)向工況改進(jìn)

圖10 垂向工況改進(jìn)

另外，經(jīng)過PAVE路試第893循環(huán)后，發(fā)現(xiàn)左右D柱附近焊點(diǎn)開裂，如圖11所示。

圖11 焊點(diǎn)開裂

對路試車左右D柱附近焊點(diǎn)區(qū)域進(jìn)行查看，發(fā)現(xiàn)該處焊點(diǎn)所處位置為D柱骨架兩層鈑金之間的焊接點(diǎn)，焊點(diǎn)開裂形式是從根部開始出現(xiàn)裂紋，這說明在PAVE路面下側(cè)圍蒙皮結(jié)構(gòu)產(chǎn)生較大變形，D柱失效焊點(diǎn)區(qū)域兩個(gè)鈑金件連接處存在較高剪切應(yīng)力，經(jīng)有限元疲勞分析(designlife)，在常規(guī)車身扭轉(zhuǎn)工況下，失效焊點(diǎn)壽命對數(shù)為3.9，如圖12(a)所示，即最短壽命為7 943次循環(huán)，折合行程5 560km，與PAVE路試折合成常規(guī)道路的6 250km出現(xiàn)開裂的情況比較接近。焊點(diǎn)開裂風(fēng)險(xiǎn)高，故采用兩種結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案對比，方案一，取消失效焊點(diǎn)。區(qū)域焊點(diǎn)壽命(對數(shù)值)由3.9提升為4.7，如圖12(b)所示，即最短壽命為50 118次循環(huán)，折合35 082km，焊點(diǎn)開裂風(fēng)險(xiǎn)低。但車身后端開口模態(tài)降低0.36Hz；扭轉(zhuǎn)工況下尾門框開口變形增大3%。方案二，失效焊點(diǎn)保留，在該處加涂高強(qiáng)度結(jié)構(gòu)膠。該區(qū)域焊點(diǎn)壽命對數(shù)提升到4.9,如圖12(c)所示，即最短壽命為79 432次循環(huán)，折合55 602km，風(fēng)險(xiǎn)低于方案一。采取方案二進(jìn)行新一輪PAVE路試，結(jié)果該處焊點(diǎn)再未開裂。

圖12 CAE分析與改進(jìn)

通過對以上5處疲勞失效區(qū)域的分析可以看出，PAVE強(qiáng)化耐久試驗(yàn)與CAE評估基本吻合，在車身開發(fā)初期可以幫助工程師快速準(zhǔn)確地尋找到失效區(qū)域，并佐證了CAE的分析結(jié)果，很大程度上縮短了新車開發(fā)周期，降低了開發(fā)成本。

4 結(jié)論

本文中統(tǒng)計(jì)分析了某承載式車身載荷譜數(shù)據(jù)，并通過修正的Miner線性疲勞累積損傷理論求得該車身的疲勞壽命，計(jì)算得出了PAVE試驗(yàn)規(guī)范中的強(qiáng)化系數(shù)，然后對PAVE試驗(yàn)過程進(jìn)行了分析，通過試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的關(guān)聯(lián)分析，驗(yàn)證了PAVE強(qiáng)化耐久試驗(yàn)的有效性，為實(shí)施承載式車身快速疲勞驗(yàn)證和改進(jìn)設(shè)計(jì)提供了理論和試驗(yàn)參考。

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第八屆國際汽車變速器及驅(qū)動(dòng)技術(shù)研討會即將在北京召開

由中國汽車工程學(xué)會和中汽翰思管理咨詢公司聯(lián)合舉辦的第八屆國際汽車變速器及驅(qū)動(dòng)技術(shù)研討會(TMC 2016)將于今年4月28-29日在北京富力萬麗酒店召開。研討會將提供45場報(bào)告，介紹和討論傳統(tǒng)動(dòng)力汽車變速器提升技術(shù)、(插電)混合動(dòng)力變速器和電動(dòng)汽車多擋變速器技術(shù)。

豐田汽車、采埃孚、麥格納、格特拉克、AVL、IAV、邦奇動(dòng)力、PUNCH Powerglide等公司將分別介紹最新的增程式、專用變速器DHT、P2、P3、P4等混動(dòng)變速器和驅(qū)動(dòng)技術(shù)解決方案及研發(fā)技術(shù)。

會議將邀請上汽集團(tuán)高層領(lǐng)導(dǎo)介紹上汽在新能源汽車驅(qū)動(dòng)技術(shù)的實(shí)踐和戰(zhàn)略，并將組織一場高層互動(dòng)論壇，就市場需求、關(guān)鍵性能目標(biāo)、技術(shù)方案、成本控制、生產(chǎn)規(guī)模、平臺化和時(shí)間表進(jìn)行更為深入的討論。會議還將邀請上汽捷能、上海交大、清華大學(xué)和AVL介紹和討論混合動(dòng)力變速器的測試技術(shù)和標(biāo)準(zhǔn)問題。

博格華納、賀爾碧格、Protean、hofer、里卡多、SMT等公司將在本屆會議上分別介紹純電動(dòng)汽車多擋變速器及相關(guān)技術(shù)。本屆研討會將繼續(xù)深入介紹和討論最新的變速器、零部件技術(shù)、開發(fā)技術(shù)及分享開發(fā)技術(shù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)。

A Study on the Correlation Between Accelerated Fatigue Test and CAEAnalysis for a Unitized Vehicle Body

Sun Tao1,3, Zheng Fei1,3, Liu Bin2& Zheng Songlin1,3

1.DepartmentofAutomotiveEngineering,SchoolofMechanicalEngineering,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai, 200093;2.SAICMotorCommercialVehicleTechnicalCenter,Shanghai, 200438; 3.MachineryIndustryKeyLaboratoryforMechanicalStrength&ReliabilityEvaluationofAutoChassisComponents,Shanghai200093

By combining PAVE test and virtual fatigue analysis technique, the fatigue life of the unitized body structure of a light commercial vehicle is analyzed in this paper. Based on the theory of structural fatigue life analysis, the fatigue life of the body structure is predicted by finite element analysis (FEA), and meanwhile a PAVE accelerated test is also conducted. By comparing the results of FEA and PAVE test, the correlation between CAE analysis and PAVE intensified durability test is validated, the causes of low fatigue life in several areas are analyzed with some improving schemes proposed, and hence the defects in the fatigue life design of the vehicle are effectively remedied, providing references for subsequent design.

automotive engineering; PAVE test; FEM; fatigue life; Belgian road; intensifying factor

*上海市科研創(chuàng)新項(xiàng)目(12ZZ145)資助。

原稿收到日期為2014年9月28日，修改稿收到日期為2015年2月3日。